WO2018216656A1 - 過給機 - Google Patents

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WO2018216656A1
WO2018216656A1 PCT/JP2018/019501 JP2018019501W WO2018216656A1 WO 2018216656 A1 WO2018216656 A1 WO 2018216656A1 JP 2018019501 W JP2018019501 W JP 2018019501W WO 2018216656 A1 WO2018216656 A1 WO 2018216656A1
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WO
WIPO (PCT)
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impeller
turbine impeller
turbine
passage
shaft
Prior art date
Application number
PCT/JP2018/019501
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
遼平 北村
鈴木　徹
Original Assignee
株式会社Ihi
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 株式会社Ihi filed Critical 株式会社Ihi
Publication of WO2018216656A1 publication Critical patent/WO2018216656A1/ja

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present disclosure relates to a turbocharger provided with an impeller on a shaft.
  • This application claims the benefit of priority based on Japanese Patent Application No. 2017-101777 filed May 23, 2017, the contents of which are incorporated into the present application.
  • a turbocharger provided with a rotatably supported shaft.
  • a turbine impeller is provided at one end of the shaft.
  • a compressor impeller is provided at the other end of the shaft.
  • the turbine impeller is rotated by the exhaust gas discharged from the engine.
  • the rotation of the turbine impeller causes the compressor impeller to rotate via the shaft.
  • the turbocharger compresses air and sends it to the engine as the compressor impeller rotates.
  • a waste gate port is provided in the turbocharger described in Patent Document 1.
  • the bypass passage bypasses the turbine impeller (turbine chamber) and communicates upstream and downstream of the turbine chamber.
  • the waste gate valve opens and closes the bypass passage.
  • Patent No. 4948800 gazette
  • An object of the present disclosure is to provide a supercharger capable of recovering energy of exhaust gas discharged to suppress an increase in supercharging pressure.
  • a turbocharger includes a shaft provided with a first turbine impeller and a second turbine impeller axially separated from the first turbine impeller. And a first passage communicating with the first space in which the first turbine impeller is disposed, and a second passage communicating with the second space in which the second turbine impeller is disposed.
  • the first turbine impeller is a radial impeller
  • the second turbine impeller is an axial flow impeller, and may be provided downstream of the first turbine impeller.
  • the impeller diameter of the second turbine impeller may be equal to or greater than the impeller outlet diameter of the first turbine impeller or the inner diameter of the housing in which the downstream end of the first turbine impeller is located.
  • the first turbine impeller may have a constant outer diameter from the upstream end to the downstream end.
  • At least a part of the wall surface of the housing forming the second passage may be inclined away from the first turbine impeller in the axial direction of the shaft and closer to the second turbine impeller as it goes radially inward of the shaft .
  • the second passage may open between the first and second turbine impellers.
  • the second turbine impeller may extend radially inward of the first turbine impeller.
  • FIG. 1 is a schematic cross-sectional view of a turbocharger.
  • FIG. 2A is an extracted view of a dashed dotted line portion of FIG.
  • FIG. 2B is a diagram in which the on-off valve in FIG. 2A has a middle opening degree.
  • FIG. 2C is a diagram in which the on-off valve in FIG. 2A is fully open.
  • FIG. 3A is an extracted view of the broken line portion of FIG. 2A.
  • FIG. 3B is an extracted view of a portion corresponding to FIG. 3A in the first modified example.
  • FIG. 4A is an extracted view of a portion corresponding to FIG. 3A in the second modified example.
  • FIG. 4B is an extracted view of a portion corresponding to FIG. 3A in the third modified example.
  • FIG. 1 is a schematic cross-sectional view of a turbocharger C.
  • the arrow L direction shown in FIG. 1 will be described as the left side of the turbocharger C.
  • the arrow R direction shown in FIG. 1 will be described as the right side of the turbocharger C.
  • the supercharger C includes a supercharger main body 1.
  • the turbocharger body 1 comprises a bearing housing 2.
  • the turbine housing 100 (housing) is connected to the left side of the bearing housing 2 by a fastening bolt 3.
  • the compressor housing 5 is connected to the right side of the bearing housing 2 by a fastening bolt 4.
  • a bearing hole 2 a is formed in the bearing housing 2.
  • the bearing hole 2 a penetrates in the left-right direction of the turbocharger C.
  • a bearing 6 is provided in the bearing hole 2a.
  • a semi-floating bearing is shown as an example of the bearing 6.
  • the bearing 6 may be another radial bearing such as a full floating bearing or a rolling bearing.
  • the shaft 7 is rotatably supported by the bearing 6.
  • a turbine impeller portion 200 is provided at the left end of the shaft 7.
  • the turbine impeller portion 200 is rotatably accommodated in the turbine housing 100.
  • a compressor impeller 8 is provided at the right end of the shaft 7.
  • a compressor impeller 8 is rotatably accommodated in the compressor housing 5.
  • the turbine impeller portion 200 has a hub member 210, a first turbine impeller 220, and a second turbine impeller 230.
  • the hub member 210 is attached to the shaft 7 by welding, for example.
  • the first turbine impeller 220 and the second turbine impeller 230 are provided on the outer peripheral surface of the hub member 210.
  • a plurality of first turbine impellers 220 and a plurality of second turbine impellers 230 are provided separately in the circumferential direction of the outer peripheral surface of the hub member 210.
  • the first turbine impeller 220 is configured of a radial impeller.
  • the first turbine impeller 220 is disposed in a first space Sa formed inside the turbine housing 100.
  • the second turbine impeller 230 is configured by an axial flow impeller (axial impeller).
  • the second turbine impeller 230 is disposed in a second space Sb formed inside the turbine housing 100.
  • the second turbine impeller 230 is provided to be separated from the first turbine impeller 220 in the axial direction of the shaft 7.
  • the second turbine impeller 230 is provided on the left side (opposite the bearing 6) with respect to the first turbine impeller 220.
  • the second turbine impeller 230 is provided downstream of the first turbine impeller 220 in the flow direction of the exhaust gas.
  • An intake port 9 is formed in the compressor housing 5.
  • the intake port 9 opens to the right of the turbocharger C.
  • the intake port 9 is connected to an air cleaner (not shown).
  • the diffuser flow path 10 is formed in the state in which the bearing housing 2 and the compressor housing 5 are connected by the fastening bolt 4.
  • the diffuser flow path 10 is formed by the facing surfaces of the bearing housing 2 and the compressor housing 5.
  • the diffuser passage 10 pressurizes the air.
  • the diffuser flow passage 10 is annularly formed from the radially inner side to the outer side of the shaft 7.
  • the diffuser flow passage 10 communicates with the intake port 9 at the radially inner side.
  • the compressor scroll 5 is provided in the compressor housing 5.
  • the compressor scroll passage 11 is annular.
  • the compressor scroll passage 11 is located, for example, radially outside the shaft 7 with respect to the diffuser passage 10.
  • the compressor scroll passage 11 communicates with an intake port of an engine (not shown).
  • the compressor scroll passage 11 also communicates with the diffuser passage 10.
  • the turbine impeller portion 200 is provided at the left end of the shaft 7.
  • a compressor impeller 8 is provided at the right end of the shaft 7. That is, the compressor impeller 8 is provided apart from one of the shafts 7 with respect to the first turbine impeller 220 and the second turbine impeller 230 on one side (right side in FIG. 1) of the shaft 7 in the axial direction. Therefore, the intake port 9 can be opened to the right of the turbocharger C, and the arrangement of the intake flow path becomes easy. Moreover, the enlargement of the turbocharger C can be suppressed.
  • An exhaust passage 101 is formed in the turbine housing 100.
  • the exhaust passage 101 penetrates the turbine housing 100 in the axial direction of the shaft 7.
  • An opening 101a on the left side of the turbocharger C in the exhaust passage 101 is connected to an exhaust gas purification device (not shown).
  • the first space Sa and the second space Sb are formed in the exhaust passage 101.
  • a first passage 110 is formed in the turbine housing 100.
  • the first passage 110 has an exhaust introduction passage 111, a first turbine scroll passage 112, and a first communication passage 113.
  • the exhaust introduction passage 111 communicates with the first turbine scroll passage 112.
  • the first turbine scroll passage 112 is annular.
  • the first turbine scroll passage 112 is, for example, located radially outward of the first turbine impeller 220 than the first communication passage 113.
  • the first communication passage 113 is annular.
  • the first communication passage 113 communicates with the first space Sa and the first turbine scroll passage 112.
  • Exhaust gas exhausted from an exhaust manifold of the engine is led to the exhaust introduction path 111.
  • Exhaust gas led from the exhaust introduction passage 111 to the first turbine scroll passage 112 is discharged from the opening 101 a on the left side of the exhaust passage 101 via the first communication passage 113 and the blades of the first turbine impeller 220.
  • the exhaust gas rotates the first turbine impeller 220 (turbine impeller portion 200) in the circulation process.
  • the rotational force of the turbine impeller portion 200 is transmitted to the compressor impeller 8 via the shaft 7. As described above, the air is pressurized by the rotational force of the compressor impeller 8 and is guided to the intake port of the engine.
  • a second passage 120 is formed in the turbine housing 100.
  • the second passage 120 has a branch passage 121, a second turbine scroll passage 122, and a second communication passage 123.
  • the branch passage 121 communicates with the second turbine scroll passage 122.
  • a communication hole 121 a is provided on a wall surface of the branch passage 121 on the exhaust introduction passage 111 side.
  • An open / close valve 130 is disposed in the branch passage 121.
  • the on-off valve 130 opens and closes the communication hole 121a.
  • the open / close valve 130 may be disposed anywhere as long as the flow ratio of the exhaust gas in the first passage 110 and the second passage 120 can be controlled.
  • the on-off valve 130 may be disposed on the exhaust introduction path 111 side.
  • the second turbine scroll passage 122 is annular.
  • the second turbine scroll passage 122 is, for example, located radially outward of the second turbine impeller 230 than the second communication passage 123.
  • the second communication passage 123 is annular.
  • the second communication passage 123 communicates with the second space Sb and the second turbine scroll passage 122.
  • the second communication passage 123 opens in the exhaust passage 101 between the first turbine impeller 220 (first space Sa) and the second turbine impeller 230 (second space Sb).
  • the second turbine scroll passage 122 is formed as the second passage 120 .
  • the second turbine scroll passage 122 is not an essential component.
  • the second communication passage 123 may be provided with a stator (stator) without providing the second turbine scroll passage 122.
  • the vanes may direct the flow direction of the exhaust gas in the axial direction of the shaft 7.
  • the flow direction of the exhaust gas may be directed in the axial direction of the shaft 7 by directing the opening on the exhaust passage 101 side in the second communication passage 123 to the left in FIG. 1.
  • first turbine scroll passage 112 extends to the radial outside of the hub member 210 more than the second turbine scroll passage 122
  • first turbine scroll passage 112 may extend to the same extent in the radial direction of the second turbine scroll passage 122 and the hub member 210.
  • the second turbine scroll passage 122 may extend radially outward of the hub member 210 relative to the first turbine scroll passage 112.
  • FIG. 2A is an extracted view of a dashed dotted line portion of FIG.
  • FIG. 2B is a diagram in which the on-off valve 130 in FIG. 2A has a middle opening degree.
  • FIG. 2C is a diagram in which the on-off valve 130 in FIG. 2A is fully opened.
  • the on-off valve 130 has a stem 131, a mounting plate 132, and a valve member 133.
  • the stem 131 protrudes through the wall forming the branch passage 121 to the outside of the turbine housing 100.
  • the rotational power is transmitted to one end of the stem 131 protruding to the outside of the turbine housing 100 by a drive unit (not shown).
  • the drive unit may be, for example, a diaphragm type (mechanical type) operated by the pressure of air pressurized on the compressor impeller 8 side.
  • the drive unit may be, for example, an electric actuator such as a motor.
  • the other end of the stem 131 is located inside the branch passage 121.
  • a mounting plate 132 is provided at the other end of the stem 131.
  • the mounting plate 132 is a plate member connecting the stem 131 and the valve member 133.
  • the stem 131 is attached to one end side of the mounting plate 132.
  • the valve member 133 is held on the other end side of the mounting plate 132.
  • the valve member 133 closes the opening on the side of the branch passage 121 in the communication hole 121a, the communication hole 121a is closed (fully closed).
  • the stem 131 is rotated clockwise in FIGS. 2A, 2B, and 2C by the drive unit, as shown in FIGS. 2B and 2C, the mounting plate 132 and the valve member 133 center on the axis of the stem 131. Rotates (rocks).
  • the on-off valve 130 is fully opened, or as shown in FIG. 2B, the on-off valve 130 has a middle opening between fully closed and fully open.
  • the on-off valve 130 is controlled to any opening degree between fully closed and fully open.
  • the waste gate valve has been opened under the condition that the supercharging pressure becomes too high with respect to the required supercharging pressure, and the exhaust gas is discharged by bypassing the turbine impeller through the bypass passage.
  • the energy of the exhaust gas passing through the bypass passage is not recovered.
  • the exhaust gas passing through the second passage 120 rotates the second turbine impeller 230.
  • the energy of the exhaust gas is recovered.
  • the first turbine impeller 220 is a radial impeller.
  • the second turbine impeller 230 is an axial flow impeller. Axial flow impellers have a larger capacity than radial impellers of similar size.
  • the second turbine impeller 230 has a larger capacity than the first turbine impeller 220.
  • the exhaust pressure of the second turbine impeller 230 is more difficult to increase than the first turbine impeller 220 (the pressure difference is small).
  • the second turbine impeller 230 has a smaller rotational power to be recovered with respect to the flow rate of the exhaust gas than the first turbine impeller 220. Therefore, when the on-off valve 130 is opened and the exhaust gas flows out to the second passage 120, the increase in the number of rotations of the shaft 7, the supercharging pressure, and the exhaust pressure is suppressed.
  • the number of rotations of the shaft 7 and the exhaust pressure can be suppressed to be low as compared with the conventional case as the second turbine impeller 230 is rotated.
  • the exhaust pressure By suppressing the exhaust pressure, the pumping loss is suppressed, and the fuel consumption of the engine can be improved.
  • the on-off valve 130 may be opened and the large-capacity second turbine impeller 230 may be functioned to respond. Therefore, the capacity of the first turbine impeller 220 can be reduced. By reducing the capacity of the first turbine impeller 220, it is possible to recover energy from exhaust gas with a smaller flow rate. A wide flow range of exhaust gas from which energy can be recovered is secured.
  • variable displacement supercharger the nozzle vanes are disposed in the turbine scroll passage. By driving the nozzle vanes, the flow passage width is changed to make the capacity variable.
  • the turbocharger C of this embodiment has a smaller number of parts and lower cost than a variable displacement turbocharger. Further, the supercharger C has less sliding parts and high reliability as compared with the variable displacement supercharger.
  • FIG. 3A is an extracted view of the broken line portion of FIG. 2A.
  • FIG. 3B is an extracted view of a portion corresponding to FIG. 3A in the first modified example.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230 is approximately equal to the impeller outlet diameter rb of the first turbine impeller 220.
  • the range in which the outer diameter of the second turbine impeller 230 is the largest extends in the axial direction.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230 is the maximum outer diameter.
  • the impeller outlet diameter rb of the first turbine impeller 220 is the outer diameter of the outer diameter end 221 a of the downstream end 221 of the first turbine impeller 220.
  • the downstream end 221 is inclined with respect to the radial direction of the hub member 210.
  • the downstream end 221 is inclined to the right side (the direction away from the second turbine impeller 230, the compressor impeller 8 side) in FIG. 3A as it goes radially outward.
  • the upstream end 222 of the first turbine impeller 220 extends, for example, parallel to the axial direction of the shaft 7. However, the upstream end 222 may be inclined with respect to the axial direction of the shaft 7.
  • the curved portion 223 and the parallel portion 224 are formed in order from the upstream end 222 between the upstream end 222 and the downstream end 221 of the outer peripheral surface of the first turbine impeller 220.
  • the curved portion 223 is inclined to the left (in the direction away from the upstream end 222 and in the direction approaching the downstream end 221) in FIG. 3A as it goes radially inward.
  • the parallel portion 224 extends parallel to the axial direction of the shaft 7.
  • the impeller outlet diameter rb of the first turbine impeller 220 may be the outer diameter of the parallel portion 224.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230 is approximately equal to the impeller outlet diameter rb of the first turbine impeller 220 has been described.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230 may be approximately equal to the inner diameter rc of the turbine housing 100 in which the outer diameter end 221 a of the downstream end 221 of the first turbine impeller 220 is located.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230A is larger than the impeller outlet diameter rb of the first turbine impeller 220A.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230A may be larger than the inner diameter rc of the turbine housing 100 in which the outer diameter end 221a of the downstream end 221 of the first turbine impeller 220A is located.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impellers 230 and 230A is equal to or greater than the impeller outlet diameter rb of the first turbine impellers 220 and 220A.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230, 230A is equal to or larger than the inner diameter rc of the turbine housing 100 where the outer diameter end 221a of the downstream end 221 of the first turbine impeller 220, 220A is located. In this case, the turbine efficiency is high. Further, as shown in FIG.
  • FIG. 4A is an extracted view of a portion corresponding to FIG. 3A in the second modified example.
  • FIG. 4B is an extracted view of a portion corresponding to FIG. 3A in the third modified example.
  • the first turbine impeller 220B has a constant outer diameter from the upstream end 222 to the downstream end 221.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230B is larger than the impeller outlet diameter rb of the first turbine impeller 220B.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230B may be larger than the inner diameter rc of the turbine housing 100 in which the outer diameter end 221a of the downstream end 221 of the first turbine impeller 220B is located.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230B may be equal to the impeller outlet diameter rb of the first turbine impeller 220B.
  • the capacity of the first turbine impeller 220B is small, and the capacity of the second turbine impeller 230B is large.
  • the corresponding exhaust gas flow rate range is increased.
  • the turbine impeller portion 200B can be inserted into the exhaust passage 101 from the left side in FIG. Therefore, the assemblability is improved.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230C is approximately equal to the impeller outlet diameter rb of the first turbine impeller 220C.
  • the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230C may be approximately equal to the inner diameter rc of the turbine housing 100 in which the outer diameter end 221a of the downstream end 221 of the first turbine impeller 220C is located.
  • a portion of the hub member 210C where the first turbine impeller 220C is provided is referred to as a first hub portion 211.
  • a portion of the hub member 210C provided with the second turbine impeller 230C is referred to as a second hub portion 212.
  • the outer diameter rd of the second hub portion 212 is smaller than the minimum outer diameter re of the first hub portion 211.
  • the small diameter portion 211 a is a portion of the first hub portion 211 with the smallest outer diameter.
  • the minimum outer diameter re of the first hub portion 211 is the outer diameter of the small diameter portion 211a.
  • the downstream end 221 of the first turbine impeller 220C is provided at the small diameter portion 211a.
  • An inclined portion 213 is provided between the first hub portion 211 and the second hub portion 212 in the hub member 210C.
  • the inclined portion 213 inclines in a direction approaching the first hub portion 211 as it goes radially outward.
  • the inclined portion 213 may extend parallel to, for example, the radial direction of the hub member 210C.
  • the radial length Lb of the second turbine impeller 230C is a value obtained by subtracting the outer diameter rd of the second hub portion 212 from the impeller diameter ra of the second turbine impeller 230C.
  • the radial length La of the first turbine impeller 220C is a value obtained by subtracting the minimum outer diameter re of the first hub portion 211 from the impeller outlet diameter rb of the first turbine impeller 220C.
  • the outer diameter rd of the second hub portion 212 is smaller than the minimum outer diameter re of the first hub portion 211. Therefore, the radial length Lb of the second turbine impeller 230C is longer than the radial length La at the downstream end 221 (outer diameter end 221a) of the first turbine impeller 220C. As a result, the capacity of the first turbine impeller 220C is small, and the capacity of the second turbine impeller 230C is large. The corresponding exhaust gas flow rate range is increased.
  • the third modification applies the configuration in which the outer diameter rd of the second hub portion 212 is smaller than the minimum outer diameter re of the first hub portion 211 to the above-described embodiment.
  • the configuration in which the outer diameter rd of the second hub portion 212 is smaller than the minimum outer diameter re of the first hub portion 211 may be applied to the first modification and the second modification.
  • the wall surface 123a of the turbine housing 100 which forms the 2nd communicating path 123 inclines with respect to the radial direction of the shaft 7 (hub member 210, 210C).
  • the wall surface 123a is spaced apart from the first turbine impellers 220, 220A, 220B, 220C in the axial direction of the shaft 7 toward the radially inner side of the shaft 7 (hub members 210, 210C).
  • the wall surface 123a approaches the second turbine impellers 230, 230A, 230B, and 230C in the axial direction of the shaft 7 as it goes inward in the radial direction of the shaft 7 (hub members 210 and 210C).
  • the wall surface 123a in FIG. 3A, FIG. 3B, FIG. 4A, and FIG.
  • only one of the left and right portions of the wall surface 123a may be inclined.
  • the wall surface 123a may be inclined over the entire length in the flow direction of the exhaust gas.
  • the wall surface 123a may be inclined only in part of the flow direction of the exhaust gas.
  • the wall surface 123 a may extend in parallel to the radial direction of the shaft 7. The wall surface 123a is closer to the first turbine impeller 220, 220A, 220B, 220C in the axial direction of the shaft 7 as it goes inward in the radial direction of the shaft 7, and is separated from the second turbine impeller 230, 230A, 230B, 230C. It is also good.
  • the second communication passage 123 is a portion of the exhaust passage 101 that is the first turbine impeller 220, 220A, 220B, 220C (first space Sa) and the second turbine impeller 230, 230A. , 230B and 230C (second space Sb) have been described.
  • first space Sa first turbine impeller 220, 220A, 220B, 220C
  • second turbine impeller 230, 230A. , 230B and 230C second space Sb
  • the second communication passage 123 may be opened to the first space Sa or may be opened to the second space Sb.
  • the first turbine impeller 220, 220A, 220B, 220C is a radial impeller
  • the second turbine impeller 230, 230A, 230B, 230C is an axial flow impeller.
  • the first turbine impellers 220, 220A, 220B, 220C, and the second turbine impellers 230, 230A, 230B, 230C may be configured of other impellers.
  • the first turbine impellers 220, 220A, 220B, 220C may also be axial flow impellers.
  • the second turbine impeller 230 is more as the number of second turbine impellers 230, 230A, 230B, 230C is larger (for example, than the first turbine impellers 220, 220A, 220B, 220C).
  • 230A, 230B, 230C can be shortened.
  • the axial length of the hub members 210 and 210C can be shortened. Vibrations of the shaft 7 and the turbine impellers 200 and 200B are suppressed.
  • the second turbine impeller 230 may be configured such that the number of second turbine impellers 230, 230A, 230B, 230C is smaller (for example, than the first turbine impellers 220, 220A, 220B, 220C). , 230A, 230B, 230C can be realized.
  • the present disclosure can be used for a turbocharger provided with an impeller on a shaft.

Abstract

過給機Ｃは、第１タービンインペラ２２０と、第１タービンインペラ２２０と軸方向に離隔して設けられた第２タービンインペラ２３０とが設けられたシャフト７と、第１タービンインペラ２２０が配された第１空間Ｓａに連通する第１通路１１０と、第２タービンインペラ２３０が配された第２空間Ｓｂに連通する第２通路１２０と、を備える。

Description

過給機
　本開示は、シャフトにインペラが設けられた過給機に関する。本出願は、２０１７年５月２３日に提出された日本特許出願第２０１７－１０１７７７号に基づく優先権の利益を主張するものであり、その内容は本出願に援用される。
　従来、回転自在に軸支されたシャフトが設けられた過給機が知られている。シャフトの一端には、タービンインペラが設けられる。シャフトの他端には、コンプレッサインペラが設けられる。タービンインペラは、エンジンから排出される排気ガスによって回転する。タービンインペラの回転によって、シャフトを介してコンプレッサインペラが回転する。過給機は、コンプレッサインペラの回転に伴い、空気を圧縮してエンジンに送出する。
　例えば、特許文献１に記載された過給機では、ウェイストゲートポートが設けられる。バイパス通路（ウェイストゲートポート）は、タービンインペラ（タービン室）を迂回して、タービン室の上流と下流を連通する。ウェイストゲートバルブは、バイパス通路を開閉する。
特許第４９４８８００号公報
　上述した特許文献１の過給機では、過給圧が高くなり過ぎる場合、ウェイストゲートバルブを開弁すれば、排気ガスがタービンインペラを迂回して排出される。こうして、過給圧の上昇が抑制される。しかし、タービンインペラを迂回した排気ガスのエネルギーが回収されない。過給圧の上昇を抑えるために排出される排気ガスのエネルギーが無駄になってしまう。
　本開示の目的は、過給圧の上昇を抑えるために排出される排気ガスのエネルギーを回収することが可能な過給機を提供することである。
　上記課題を解決するために、本開示の一態様に係る過給機は、第１タービンインペラと、第１タービンインペラと軸方向に離隔して設けられた第２タービンインペラとが設けられたシャフトと、第１タービンインペラが配された第１空間に連通する第１通路と、第２タービンインペラが配された第２空間に連通する第２通路と、を備える。
　シャフトのうち、第１タービンインペラおよび第２タービンインペラに対して、シャフトの軸方向の一方側に設けられたコンプレッサインペラを備えてもよい。
　第１タービンインペラは、ラジアルインペラであり、第２タービンインペラは、軸流インペラであり、第１タービンインペラよりも、下流に設けられてもよい。
　第２タービンインペラのインペラ径は、第１タービンインペラのインペラ出口径、または、第１タービンインペラの下流端が位置するハウジングの内径以上であってもよい。
　第１タービンインペラは、上流端から下流端まで外径が一定であってもよい。
　第２通路を形成するハウジングの壁面の少なくとも一部は、シャフトの径方向内側に向かうほど、シャフトの軸方向において第１タービンインペラから離隔し、第２タービンインペラに近づく向きに傾斜してもよい。
　第２通路は、第１タービンインペラと第２タービンインペラの間に開口してもよい。
　第２タービンインペラは、第１タービンインペラよりも径方向内側まで延在してもよい。
　本開示によれば、過給圧の上昇を抑えるために排出される排気ガスのエネルギーを回収することが可能となる。
図１は、過給機の概略断面図である。 図２Ａは、図１の一点鎖線部分の抽出図である。 図２Ｂは、図２Ａにおける開閉弁が中開度となった図である。 図２Ｃは、図２Ａにおける開閉弁が全開となった図である。 図３Ａは、図２Ａの破線部分の抽出図である。 図３Ｂは、第１変形例における図３Ａに対応する部分の抽出図である。 図４Ａは、第２変形例における図３Ａに対応する部分の抽出図である。 図４Ｂは、第３変形例における図３Ａに対応する部分の抽出図である。
　以下に添付図面を参照しながら、本開示の一実施形態について詳細に説明する。実施形態に示す寸法、材料、その他具体的な数値等は、理解を容易とするための例示にすぎず、特に断る場合を除き、本開示を限定するものではない。なお、本明細書および図面において、実質的に同一の機能、構成を有する要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略する。また本開示に直接関係のない要素は図示を省略する。
　図１は、過給機Ｃの概略断面図である。図１に示す矢印Ｌ方向を過給機Ｃの左側として説明する。図１に示す矢印Ｒ方向を過給機Ｃの右側として説明する。図１に示すように、過給機Ｃは、過給機本体１を備える。過給機本体１は、ベアリングハウジング２を備える。ベアリングハウジング２の左側には、締結ボルト３によってタービンハウジング１００（ハウジング）が連結される。ベアリングハウジング２の右側には、締結ボルト４によってコンプレッサハウジング５が連結される。
　ベアリングハウジング２には、軸受孔２ａが形成されている。軸受孔２ａは、過給機Ｃの左右方向に貫通する。軸受孔２ａに軸受６が設けられる。図１では、軸受６の一例としてセミフローティング軸受を示す。ただし、軸受６は、フルフローティング軸受や転がり軸受など、他のラジアル軸受であってもよい。軸受６によって、シャフト７が回転自在に軸支されている。
　シャフト７の左端部には、タービンインペラ部２００が設けられる。タービンインペラ部２００は、タービンハウジング１００内に回転自在に収容されている。また、シャフト７の右端部にはコンプレッサインペラ８が設けられる。コンプレッサインペラ８がコンプレッサハウジング５内に回転自在に収容されている。
　タービンインペラ部２００は、ハブ部材２１０、第１タービンインペラ２２０、および、第２タービンインペラ２３０を有する。ハブ部材２１０は、シャフト７に対して、例えば、溶接などで取り付けられる。第１タービンインペラ２２０と第２タービンインペラ２３０は、ハブ部材２１０の外周面に設けられる。第１タービンインペラ２２０と第２タービンインペラ２３０は、それぞれ、ハブ部材２１０の外周面の周方向に離隔して、複数設けられる。
　第１タービンインペラ２２０は、ラジアルインペラで構成される。第１タービンインペラ２２０は、タービンハウジング１００の内部に形成された第１空間Ｓａに配される。第２タービンインペラ２３０は、軸流インペラ（アキシャルインペラ）で構成される。第２タービンインペラ２３０は、タービンハウジング１００の内部に形成された第２空間Ｓｂに配される。第２タービンインペラ２３０は、第１タービンインペラ２２０に対して、シャフト７の軸方向に離隔して設けられる。第２タービンインペラ２３０は、第１タービンインペラ２２０に対して左側（軸受６と反対側）に設けられる。第２タービンインペラ２３０は、第１タービンインペラ２２０よりも、排気ガスの流れ方向の下流に設けられる。
　コンプレッサハウジング５には、吸気口９が形成されている。吸気口９は、過給機Ｃの右側に開口する。吸気口９は、不図示のエアクリーナに接続される。締結ボルト４によってベアリングハウジング２とコンプレッサハウジング５が連結された状態では、ディフューザ流路１０が形成される。ディフューザ流路１０は、ベアリングハウジング２とコンプレッサハウジング５の対向面によって形成される。ディフューザ流路１０は、空気を昇圧する。ディフューザ流路１０は、シャフト７の径方向内側から外側に向けて環状に形成されている。ディフューザ流路１０は、上記の径方向内側において吸気口９に連通している。
　コンプレッサハウジング５には、コンプレッサスクロール流路１１が設けられている。コンプレッサスクロール流路１１は環状である。コンプレッサスクロール流路１１は、例えば、ディフューザ流路１０よりもシャフト７の径方向外側に位置する。コンプレッサスクロール流路１１は、不図示のエンジンの吸気口と連通する。コンプレッサスクロール流路１１は、ディフューザ流路１０にも連通している。コンプレッサインペラ８が回転すると、吸気口９からコンプレッサハウジング５内に空気が吸気される。吸気された空気は、コンプレッサインペラ８の翼間を流通する過程において、加圧加速される。加圧加速された空気は、ディフューザ流路１０およびコンプレッサスクロール流路１１で昇圧される。昇圧された空気は、エンジンの吸気口に導かれる。
　ところで、第１タービンインペラおよび第２タービンインペラの間にコンプレッサインペラが設けられる場合、吸気口を過給機の右側や左側に開口して設け難い。コンプレッサハウジング内に空気を吸引する吸気流路の配置が難しい。また、過給機がシャフトの軸方向に長く大型化してしまう。
　本実施形態では、上記のように、シャフト７の左端部には、タービンインペラ部２００が設けられる。シャフト７の右端部にはコンプレッサインペラ８が設けられる。すなわち、コンプレッサインペラ８は、シャフト７のうち、第１タービンインペラ２２０および第２タービンインペラ２３０に対して、シャフト７の軸方向の一方側（図１中、右側）に離隔して設けられる。そのため、吸気口９を過給機Ｃの右側に開口させることができ、吸気流路の配置が容易となる。また、過給機Ｃの大型化が抑えられる。
　タービンハウジング１００には、排気通路１０１が形成されている。排気通路１０１は、タービンハウジング１００をシャフト７の軸方向に貫通する。排気通路１０１のうち、過給機Ｃの左側の開口１０１ａは、不図示の排気ガス浄化装置に接続される。第１空間Ｓａおよび第２空間Ｓｂは、排気通路１０１に形成される。
　また、タービンハウジング１００には、第１通路１１０が形成される。第１通路１１０は、排気導入路１１１、第１タービンスクロール流路１１２、第１連通路１１３を有する。排気導入路１１１は、第１タービンスクロール流路１１２に連通する。第１タービンスクロール流路１１２は環状である。第１タービンスクロール流路１１２は、例えば、第１連通路１１３よりも第１タービンインペラ２２０の径方向外側に位置する。第１連通路１１３は環状である。第１連通路１１３は、第１空間Ｓａおよび第１タービンスクロール流路１１２と連通する。
　排気導入路１１１には、不図示のエンジンの排気マニホールドから排出される排気ガスが導かれる。排気導入路１１１から第１タービンスクロール流路１１２に導かれた排気ガスは、第１連通路１１３、第１タービンインペラ２２０の翼間を介して排気通路１０１の左側の開口１０１ａから排出される。排気ガスは、その流通過程において第１タービンインペラ２２０（タービンインペラ部２００）を回転させる。
　そして、上記のタービンインペラ部２００の回転力は、シャフト７を介してコンプレッサインペラ８に伝達される。上記のとおりに、空気は、コンプレッサインペラ８の回転力によって昇圧されて、エンジンの吸気口に導かれる。
　また、タービンハウジング１００には、第２通路１２０が形成される。第２通路１２０は、分岐通路１２１、第２タービンスクロール流路１２２、および、第２連通路１２３を有する。分岐通路１２１は、第２タービンスクロール流路１２２に連通する。分岐通路１２１のうち、排気導入路１１１側の壁面には、連通孔１２１ａが設けられる。分岐通路１２１には、開閉弁１３０が配される。開閉弁１３０は、連通孔１２１ａを開閉する。開閉弁１３０は、第１通路１１０および第２通路１２０の排気ガスの流量比を制御できれば、どこに配されてもよい。例えば、開閉弁１３０は、排気導入路１１１側に配されてもよい。
　第２タービンスクロール流路１２２は環状である。第２タービンスクロール流路１２２は、例えば、第２連通路１２３よりも第２タービンインペラ２３０の径方向外側に位置する。第２連通路１２３は環状である。第２連通路１２３は、第２空間Ｓｂおよび第２タービンスクロール流路１２２と連通する。第２連通路１２３は、排気通路１０１のうち、第１タービンインペラ２２０（第１空間Ｓａ）および第２タービンインペラ２３０（第２空間Ｓｂ）の間に開口する。
　ここでは、第２通路１２０として第２タービンスクロール流路１２２が形成される場合について説明した。ただし、第２タービンスクロール流路１２２は必須の構成ではない。例えば、第２タービンスクロール流路１２２を設けず、第２連通路１２３に静翼（ステータ）を配してもよい。静翼によって排気ガスの流れ方向をシャフト７の軸方向に向けてもよい。また、第２連通路１２３のうち、排気通路１０１側の開口を、図１中、左側に向けることで、排気ガスの流れ方向をシャフト７の軸方向に向けてもよい。
　また、図１では、第１タービンスクロール流路１１２が、第２タービンスクロール流路１２２よりも、ハブ部材２１０の径方向外側まで延在する構成が例示される。ただし、第１タービンスクロール流路１１２は、第２タービンスクロール流路１２２と、ハブ部材２１０の径方向に同程度まで延在してもよい。第２タービンスクロール流路１２２が、第１タービンスクロール流路１１２よりも、ハブ部材２１０の径方向外側まで延在してもよい。
　図２Ａは、図１の一点鎖線部分の抽出図である。図２Ｂは、図２Ａにおける開閉弁１３０が中開度となった図である。図２Ｃは、図２Ａにおける開閉弁１３０が全開となった図である。
　図２Ａ、図２Ｂ、図２Ｃに示すように、開閉弁１３０は、ステム１３１、取付板１３２、弁部材１３３を有する。ステム１３１は、分岐通路１２１を形成する壁部を貫通して、タービンハウジング１００の外部に突出する。ステム１３１のうち、タービンハウジング１００の外部に突出した一端部には、不図示の駆動部によって回転動力が伝達される。駆動部は、例えば、コンプレッサインペラ８側で昇圧された空気の圧力によって作動するダイアフラム式（機械式）であってもよい。駆動部は、例えば、モータなどの電動アクチュエータであってもよい。
　ステム１３１の他端部は、分岐通路１２１の内部に位置している。ステム１３１の他端部には、取付板１３２が設けられる。取付板１３２は、ステム１３１と弁部材１３３を連結させる板部材である。取付板１３２の一端側にステム１３１が取り付けられる。取付板１３２の他端側に弁部材１３３が保持される。
　図２Ａに示すように、弁部材１３３が、連通孔１２１ａのうち、分岐通路１２１側の開口を閉塞することで、連通孔１２１ａが閉じられる（全閉）。駆動部によってステム１３１が、図２Ａ、図２Ｂ、図２Ｃ中、時計回りに回転すると、図２Ｂ、図２Ｃに示すように、ステム１３１の軸心を回転中心として、取付板１３２、弁部材１３３が回転（揺動）する。こうして、図２Ｃに示すように、開閉弁１３０が全開となったり、図２Ｂに示すように、開閉弁１３０が、全閉と全開の間の中開度となる。開閉弁１３０は、全閉と全開の間の任意の開度に制御される。
　図２Ａに示すように、開閉弁１３０が全閉の場合、排気導入路１１１に流入した排気ガスの全量が、第１タービンインペラ２２０に導かれる。図２Ｂ、図２Ｃに示すように、開閉弁１３０が開かれると、排気導入路１１１を流通する排気ガスの一部が、分岐通路１２１に導かれる。分岐通路１２１に導かれた排気ガスは、第２タービンスクロール流路１２２、第２連通路１２３を通って、第１空間Ｓａと第２空間Ｓｂの間の空間に流入する。排気ガスは、第２タービンインペラ２３０の翼間を介して排気通路１０１の左側の開口１０１ａから排出される。排気ガスは、その流通過程において第２タービンインペラ２３０（タービンインペラ部２００）を回転させる。
　従来、要求過給圧に対して、過給圧が高くなり過ぎる条件下では、ウェイストゲートバルブが開かれ、排気ガスが、バイパス通路を介してタービンインペラを迂回して排出されていた。この場合、バイパス通路を通った排気ガスのエネルギーが回収されない。本実施形態では、第２通路１２０を通った排気ガスは、第２タービンインペラ２３０を回転させる。こうして、排気ガスのエネルギーが回収される。
　上記のように、第１タービンインペラ２２０は、ラジアルインペラである。第２タービンインペラ２３０は、軸流インペラである。軸流インペラは、同程度の大きさのラジアルインペラよりも容量が大きい。第２タービンインペラ２３０は、第１タービンインペラ２２０よりも容量が大きい。第２タービンインペラ２３０は、第１タービンインペラ２２０よりも排気圧力が上がり難い（圧力差が小さい）。第２タービンインペラ２３０は、第１タービンインペラ２２０よりも排気ガスの流量に対して、回収される回転動力が小さい。そのため、開閉弁１３０が開いて、第２通路１２０に排気ガスが流出すると、その分、シャフト７の回転数、過給圧、排気圧力の上昇が抑えられる。
　すなわち、本実施形態では、同じ要求過給圧を供給するとき、第２タービンインペラ２３０を回転させる分、従来に比して、シャフト７の回転数、排気圧力が低く抑えられる。排気圧力が抑制されることで、ポンピングロスが抑えられ、エンジンの燃費改善が図られる。
　また、排気ガスが大流量の場合には、開閉弁１３０を開いて、大容量の第２タービンインペラ２３０を機能させて対応すればよい。そのため、第１タービンインペラ２２０の小容量化が可能となる。第１タービンインペラ２２０を小容量化することで、より小流量の排気ガスからエネルギーを回収することが可能となる。エネルギーを回収可能な排気ガスの流量範囲が広く確保される。
　また、可変容量型過給機では、タービンスクロール流路にノズルベーンを配置している。ノズルベーンを駆動することで、流路幅を変化させて容量を可変としている。本実施形態の過給機Ｃは、可変容量型過給機に比べて、部品点数が少なく低コストである。また、過給機Ｃは、可変容量型過給機に比べて、摺動部分が少なく信頼性が高い。
　図３Ａは、図２Ａの破線部分の抽出図である。図３Ｂは、第１変形例における図３Ａに対応する部分の抽出図である。図３Ａに示すように、第２タービンインペラ２３０のインペラ径ｒａは、第１タービンインペラ２２０のインペラ出口径ｒｂと大凡等しい。例えば、第２タービンインペラ２３０のうち、外径が最大となる範囲が軸方向に亘って延在する。第２タービンインペラ２３０のインペラ径ｒａは、最大となる外径である。
　第１タービンインペラ２２０のインペラ出口径ｒｂは、第１タービンインペラ２２０の下流端２２１のうち、外径端２２１ａの外径である。下流端２２１は、ハブ部材２１０の径方向に対して傾斜している。下流端２２１は、径方向外側に向かうほど、図３Ａ中、右側（第２タービンインペラ２３０から離隔する向き、コンプレッサインペラ８側）に傾いている。
　また、第１タービンインペラ２２０の上流端２２２は、例えば、シャフト７の軸方向に平行に延在する。ただし、上流端２２２は、シャフト７の軸方向に対して傾斜していてもよい。第１タービンインペラ２２０の外周面のうち、上流端２２２と下流端２２１の間には、上流端２２２から順に、湾曲部２２３、平行部２２４が形成される。湾曲部２２３は、径方向内側に向かうほど、図３Ａ中、左側（上流端２２２から離隔する向き、下流端２２１に近づく向き）に傾いている。平行部２２４は、シャフト７の軸方向に対して平行に延在する。第１タービンインペラ２２０のインペラ出口径ｒｂは、平行部２２４の外径としてもよい。
　ここでは、第２タービンインペラ２３０のインペラ径ｒａは、第１タービンインペラ２２０のインペラ出口径ｒｂと大凡等しい場合について説明した。ただし、第２タービンインペラ２３０のインペラ径ｒａは、第１タービンインペラ２２０の下流端２２１の外径端２２１ａが位置するタービンハウジング１００の内径ｒｃと大凡等しくてもよい。
　第１変形例では、図３Ｂに示すように、第２タービンインペラ２３０Ａのインペラ径ｒａは、第１タービンインペラ２２０Ａのインペラ出口径ｒｂよりも大きい。ただし、第２タービンインペラ２３０Ａのインペラ径ｒａは、第１タービンインペラ２２０Ａの下流端２２１の外径端２２１ａが位置するタービンハウジング１００の内径ｒｃより大きくてもよい。
　図３Ａ、図３Ｂに示すように、第２タービンインペラ２３０、２３０Ａのインペラ径ｒａは、第１タービンインペラ２２０、２２０Ａのインペラ出口径ｒｂ以上とする。または、第２タービンインペラ２３０、２３０Ａのインペラ径ｒａは、第１タービンインペラ２２０、２２０Ａの下流端２２１の外径端２２１ａが位置するタービンハウジング１００の内径ｒｃ以上とする。この場合、タービン効率が高い。また、図３Ｂに示すように、第２タービンインペラ２３０Ａのインペラ径ｒａが、第１タービンインペラ２２０Ａのインペラ出口径ｒｂより大きくなるほど、第１タービンインペラ２２０Ａの容量が小さく、第２タービンインペラ２３０Ａの容量が大きくなる。対応する排気ガスの流量範囲が大きくなる。
　また、図３Ａに示すように、第２タービンインペラ２３０のインペラ径ｒａが、第１タービンインペラ２２０のインペラ出口径ｒｂと大凡等しい場合、タービンインペラ部２００を、排気通路１０１に、図１中、右側から挿通可能となる。そのため、組み立て性が向上する。
　図４Ａは、第２変形例における図３Ａに対応する部分の抽出図である。図４Ｂは、第３変形例における図３Ａに対応する部分の抽出図である。図４Ａに示すように、第２変形例では、第１タービンインペラ２２０Ｂは、上流端２２２から下流端２２１まで外径が一定である。第２タービンインペラ２３０Ｂのインペラ径ｒａは、第１タービンインペラ２２０Ｂのインペラ出口径ｒｂよりも大きい。ただし、第２タービンインペラ２３０Ｂのインペラ径ｒａは、第１タービンインペラ２２０Ｂの下流端２２１の外径端２２１ａが位置するタービンハウジング１００の内径ｒｃより大きくてもよい。第２タービンインペラ２３０Ｂのインペラ径ｒａは、第１タービンインペラ２２０Ｂのインペラ出口径ｒｂと等しくてもよい。
　この場合、上述した第１変形例と同様、第１タービンインペラ２２０Ｂの容量が小さく、第２タービンインペラ２３０Ｂの容量が大きくなる。対応する排気ガスの流量範囲が大きくなる。また、上流端２２２から下流端２２１まで外径が一定であるため、タービンインペラ部２００Ｂを、排気通路１０１に、図１中、左側から挿通可能となる。そのため、組み立て性が向上する。
　図４Ｂに示すように、第３変形例では、上述した実施形態と同様、第２タービンインペラ２３０Ｃのインペラ径ｒａは、第１タービンインペラ２２０Ｃのインペラ出口径ｒｂと大凡等しい。ただし、第２タービンインペラ２３０Ｃのインペラ径ｒａは、第１タービンインペラ２２０Ｃの下流端２２１の外径端２２１ａが位置するタービンハウジング１００の内径ｒｃと大凡等しくてもよい。
　ハブ部材２１０Ｃのうち、第１タービンインペラ２２０Ｃが設けられた部位を第１ハブ部２１１とする。ハブ部材２１０Ｃのうち、第２タービンインペラ２３０Ｃが設けられた部位を第２ハブ部２１２とする。第２ハブ部２１２の外径ｒｄは、第１ハブ部２１１の最小外径ｒｅよりも小さい。小径部２１１ａは、第１ハブ部２１１のうち、最も外径が小さい部位である。第１ハブ部２１１の最小外径ｒｅは、小径部２１１ａの外径である。小径部２１１ａには、第１タービンインペラ２２０Ｃの下流端２２１が設けられる。
　ハブ部材２１０Ｃのうち、第１ハブ部２１１と第２ハブ部２１２の間には、傾斜部２１３が設けられる。傾斜部２１３は、径方向外側に向かうほど、第１ハブ部２１１に近づく向きに傾斜する。ただし、傾斜部２１３は、例えば、ハブ部材２１０Ｃの径方向に平行に延在してもよい。
　第２タービンインペラ２３０Ｃの径方向長さＬｂは、第２タービンインペラ２３０Ｃのインペラ径ｒａから、第２ハブ部２１２の外径ｒｄを減算した値である。第１タービンインペラ２２０Ｃの径方向長さＬａは、第１タービンインペラ２２０Ｃのインペラ出口径ｒｂから、第１ハブ部２１１の最小外径ｒｅを減算した値である。
　上記のように、第２ハブ部２１２の外径ｒｄは、第１ハブ部２１１の最小外径ｒｅよりも小さい。そのため、第２タービンインペラ２３０Ｃの径方向長さＬｂは、第１タービンインペラ２２０Ｃの下流端２２１（外径端２２１ａ）における径方向長さＬａよりも長い。その結果、第１タービンインペラ２２０Ｃの容量が小さく、第２タービンインペラ２３０Ｃの容量が大きくなる。対応する排気ガスの流量範囲が大きくなる。
　第３変形例は、第２ハブ部２１２の外径ｒｄが、第１ハブ部２１１の最小外径ｒｅよりも小さい構成を、上述した実施形態に適用したものである。ただし、第２ハブ部２１２の外径ｒｄが、第１ハブ部２１１の最小外径ｒｅよりも小さい構成は、第１変形例、第２変形例に適用されてもよい。
　また、上記の実施形態および各変形例では、第２連通路１２３を形成するタービンハウジング１００の壁面１２３ａは、シャフト７（ハブ部材２１０、２１０Ｃ）の径方向に対して傾斜している。壁面１２３ａは、シャフト７（ハブ部材２１０、２１０Ｃ）の径方向内側に向かうほど、シャフト７の軸方向において、第１タービンインペラ２２０、２２０Ａ、２２０Ｂ、２２０Ｃから離隔する。壁面１２３ａは、シャフト７（ハブ部材２１０、２１０Ｃ）の径方向内側に向かうほど、シャフト７の軸方向において、第２タービンインペラ２３０、２３０Ａ、２３０Ｂ、２３０Ｃに近づく。
　ここでは、壁面１２３ａのうち、図３Ａ、図３Ｂ、図４Ａ、図４Ｂ中、左右両側の部位が傾斜する場合について説明した。ただし、壁面１２３ａのうち、左右の一方の部位のみが傾斜していてもよい。また、壁面１２３ａは、排気ガスの流れ方向の全長に亘って傾斜してもよい。壁面１２３ａは、排気ガスの流れ方向の一部のみが傾斜してもよい。
　第２連通路１２３から排気通路１０１に流入した排気ガスは、壁面１２３ａに沿って流れる。そのため、シャフト７の軸方向に沿い易くなり、タービン効率が向上する。ただし、壁面１２３ａは、シャフト７の径方向に平行に延在してもよい。壁面１２３ａは、シャフト７の径方向内側に向かうほど、シャフト７の軸方向において、第１タービンインペラ２２０、２２０Ａ、２２０Ｂ、２２０Ｃに近づき、第２タービンインペラ２３０、２３０Ａ、２３０Ｂ、２３０Ｃから離隔してもよい。
　以上、添付図面を参照しながら本開示の一実施形態について説明したが、本開示は上記の実施形態に限定されないことは言うまでもない。当業者であれば、特許請求の範囲に記載された範疇において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、それらについても当然に本開示の技術的範囲に属するものと了解される。
　例えば、上述した実施形態および各変形例では、第２連通路１２３は、排気通路１０１のうち、第１タービンインペラ２２０、２２０Ａ、２２０Ｂ、２２０Ｃ（第１空間Ｓａ）および第２タービンインペラ２３０、２３０Ａ、２３０Ｂ、２３０Ｃ（第２空間Ｓｂ）の間に開口する場合について説明した。この場合、第２連通路１２３から排気通路１０１に流入した排気ガスのエネルギーが効率的に回収される。ただし、第２連通路１２３は、第１空間Ｓａに開口してもよいし、第２空間Ｓｂに開口してもよい。
　また、上述した実施形態および各変形例では、第１タービンインペラ２２０、２２０Ａ、２２０Ｂ、２２０Ｃがラジアルインペラ、第２タービンインペラ２３０、２３０Ａ、２３０Ｂ、２３０Ｃが軸流インペラで構成される場合について説明した。ただし、第１タービンインペラ２２０、２２０Ａ、２２０Ｂ、２２０Ｃ、第２タービンインペラ２３０、２３０Ａ、２３０Ｂ、２３０Ｃは、他のインペラで構成されてもよい。例えば、第１タービンインペラ２２０、２２０Ａ、２２０Ｂ、２２０Ｃも軸流インペラで構成されてもよい。
　また、上述した実施形態および各変形例において、第２タービンインペラ２３０、２３０Ａ、２３０Ｂ、２３０Ｃの枚数が（例えば、第１タービンインペラ２２０、２２０Ａ、２２０Ｂ、２２０Ｃより）多いほど、第２タービンインペラ２３０、２３０Ａ、２３０Ｂ、２３０Ｃの軸方向の長さを短縮することができる。その結果、ハブ部材２１０、２１０Ｃの軸方向の長さが短縮可能となる。シャフト７やタービンインペラ部２００、２００Ｂの振動が抑制される。
　また、上述した実施形態および各変形例において、第２タービンインペラ２３０、２３０Ａ、２３０Ｂ、２３０Ｃの枚数が（例えば、第１タービンインペラ２２０、２２０Ａ、２２０Ｂ、２２０Ｃより）少ないほど、第２タービンインペラ２３０、２３０Ａ、２３０Ｂ、２３０Ｃの大容量化が可能となる。
　本開示は、シャフトにインペラが設けられた過給機に利用することができる。
７：シャフト　１００：タービンハウジング（ハウジング）　１１０：第１通路　１２０：第２通路　１２３ａ：壁面　２１１：第１ハブ部　２１２：第２ハブ部　２２０、２２０Ａ、２２０Ｂ、２２０Ｃ：第１タービンインペラ　２２１：下流端　２２２：上流端　２３０、２３０Ａ、２３０Ｂ、２３０Ｃ：第２タービンインペラ　Ｃ：過給機　Ｓａ：第１空間　Ｓｂ：第２空間　ｒａ：インペラ径　ｒｂ：インペラ出口径　ｒｃ：内径　ｒｄ：外径　ｒｅ：最小外径

Claims (8)

  1. 　第１タービンインペラと、前記第１タービンインペラと軸方向に離隔して設けられた第２タービンインペラとが設けられたシャフトと、
    　前記第１タービンインペラが配された第１空間に連通する第１通路と、
    　前記第２タービンインペラが配された第２空間に連通する第２通路と、
    を備える過給機。
  2. 　前記シャフトのうち、前記第１タービンインペラおよび前記第２タービンインペラに対して、前記シャフトの軸方向の一方側に設けられたコンプレッサインペラを備える請求項１に記載の過給機。
  3. 　前記第１タービンインペラは、ラジアルインペラであり、
    　前記第２タービンインペラは、軸流インペラであり、前記第１タービンインペラよりも、下流に設けられる請求項１または２に記載の過給機。
  4. 　前記第２タービンインペラのインペラ径は、前記第１タービンインペラのインペラ出口径、または、前記第１タービンインペラの下流端が位置するハウジングの内径以上である請求項３に記載の過給機。
  5. 　前記第１タービンインペラは、上流端から下流端まで外径が一定である請求項４に記載の過給機。
  6. 　前記第２通路を形成するハウジングの壁面の少なくとも一部は、前記シャフトの径方向内側に向かうほど、前記シャフトの軸方向において前記第１タービンインペラから離隔し、前記第２タービンインペラに近づく向きに傾斜する請求項３から５のいずれか１項に記載の過給機。
  7. 　前記第２通路は、前記第１タービンインペラと前記第２タービンインペラの間に開口する請求項３から６のいずれか１項に記載の過給機。
  8. 　前記第２タービンインペラは、前記第１タービンインペラよりも径方向内側まで延在する請求項３から７のいずれか１項に記載の過給機。
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