WO2020250635A1 - 過給機 - Google Patents

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WO2020250635A1
WO2020250635A1 PCT/JP2020/019931 JP2020019931W WO2020250635A1 WO 2020250635 A1 WO2020250635 A1 WO 2020250635A1 JP 2020019931 W JP2020019931 W JP 2020019931W WO 2020250635 A1 WO2020250635 A1 WO 2020250635A1
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turbine
nozzle
blade
throat
hub
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English (en)
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Inventor
森田 功
リチャード モリソン
ステファン スペンス
Original Assignee
株式会社Ihi
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Publication date
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    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01DNON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D9/00Stators
    • F01D9/02Nozzles; Nozzle boxes; Stator blades; Guide conduits, e.g. individual nozzles
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01DNON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D17/00Regulating or controlling by varying flow
    • F01D17/10Final actuators
    • F01D17/12Final actuators arranged in stator parts
    • F01D17/14Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits
    • F01D17/16Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of nozzle vanes
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01DNON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D17/00Regulating or controlling by varying flow
    • F01D17/10Final actuators
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    • F01D17/14Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits
    • F01D17/16Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of nozzle vanes
    • F01D17/165Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of nozzle vanes for radial flow, i.e. the vanes turning around axes which are essentially parallel to the rotor centre line
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02BINTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12Control of the pumps
    • F02B37/24Control of the pumps by using pumps or turbines with adjustable guide vanes
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05DINDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00Application
    • F05D2220/40Application in turbochargers
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F05D2240/12Fluid guiding means, e.g. vanes
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05DINDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
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    • Y02TCLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12Improving ICE efficiencies

Definitions

  • This disclosure relates to a turbocharger equipped with a mixed flow turbine.
  • Patent Document 1 discloses a supercharger using a mixed flow turbine.
  • incident loss the loss of turbine efficiency
  • an object of the present disclosure is to provide a turbocharger capable of reducing incident loss while taking advantage of the characteristics of a mixed flow turbine.
  • One aspect of the present disclosure is a supercharger, a turbine housing including a mixed flow turbine including a turbine impeller and a gas flow path extending toward the front edge of the moving blade of the turbine impeller, and accommodating the turbine impeller. And a plurality of nozzle blades provided in the gas flow path, the plurality of nozzle blades arranged in the circumferential direction of the turbine impeller and forming a throat between two adjacent to each other, and each of the nozzle blades.
  • the gist is that the nozzle blade is twisted so that the width of the throat is narrower on the shroud side than on the hub side, with the trailing edge of the nozzle blade as the twist center.
  • Each nozzle blade may be rotatably provided in the gas flow path. Each nozzle blade may be fixed to the gas flow path.
  • the throat width on the hub side is larger than 1 times and not more than 2 times the central throat width in the span direction. It may be set.
  • the throat width may be monotonically reduced from the hub side of the nozzle blade to the shroud side of the nozzle blade.
  • FIG. 1 is a front sectional view (meriplane view) of the turbocharger according to the embodiment of the present disclosure.
  • 2 (a) and 2 (b) are views showing the nozzle blades according to the embodiment of the present disclosure
  • FIG. 2 (a) is a view of the nozzle blades viewed from the axial direction of the turbine impeller
  • FIG. (B) is a perspective view showing a throat formed by a nozzle blade.
  • FIG. 3 is a graph showing changes in the relative flow angle (incident angle) along the front edge of the turbine blade according to the embodiment of the present disclosure for each of several hub throat opening ratios.
  • FIG. 4 (a) and 4 (b) are diagrams showing the streamline of the working fluid and the entropy (static entropy) distribution near the front edge of the turbine blade, and FIG. 4 (a) is a hub throat at the design point.
  • 5 (a) and 5 (b) are diagrams showing the streamline of the working fluid and the entropy (static entropy) distribution in the vicinity of the front edge of the turbine blade, and FIG. 5 (a) is a diagram at a non-design point.
  • the figure when the hub throat opening ratio O ms is 1.0, and FIG.
  • FIG. 5 (b) is the figure when the hub throat opening ratio O ms is 1.9 at the non-design point.
  • Figure 6 is a graph showing the efficiency of the mixed flow turbine of the present embodiment when the 1.0,1.3,1.9 the Habusuroto aperture ratio O ms, the low speed range, each medium speed range and high speed range Is.
  • FIG. 7 is a normal cross-sectional view (middle view) of a mixed flow turbine in a variable capacity turbocharger according to a modified example of the present embodiment.
  • the supercharger 1 of the present embodiment is mounted on, for example, a vehicle or a ship.
  • the supercharger 1 supercharges (compresses) the air supplied to the engine by using the pressure energy of the exhaust gas (an example of gas) from the engine (not shown).
  • FIG. 1 is a normal cross-sectional view (meriplane view) of the turbocharger 1 according to the present embodiment.
  • 2 (a) and 2 (b) are views showing the nozzle blade 73 according to the present embodiment, and
  • FIG. 2 (a) is a view and view of the nozzle blade 73 viewed from the axial direction of the turbine impeller 35.
  • 2 (b) is a perspective view showing a throat 74 formed by the nozzle blades 73.
  • the supercharger 1 includes a bearing housing 3.
  • a radial bearing 5 and a pair of thrust bearings 7 are provided in the bearing housing 3.
  • these bearings 5 and 7 are provided with a rotor shaft (turbine shaft) 9 extending in the axial direction so as to be rotatable.
  • the rotor shaft 9 is rotatably provided in the bearing housing 3 via a plurality of bearings 5, 7.
  • the compressor 11 is arranged on the right side of the bearing housing 3 in FIG.
  • the compressor 11 uses centrifugal force to compress air.
  • the compressor 11 includes a compressor housing 13 and a compressor impeller 15 rotatably housed in the compressor housing 13.
  • the compressor impeller 15 is connected to the right end of the rotor shaft 9 and rotates integrally with the rotor shaft 9 and the turbine impeller 35 described later.
  • the compressor impeller 15 includes a compressor disk 17.
  • the hub surface 17h of the compressor disk 17 extends radially outward (diametrically outside of the compressor impeller 15) from the right side.
  • a plurality of compressor blades 19 are integrally formed on the hub surface 17h of the compressor disk 17 at intervals in the circumferential direction.
  • An air intake port 21 is formed on the inlet side (upstream side when viewed from the air flow direction) of the compressor impeller 15 in the compressor housing 13.
  • the air intake 21 is connected to an air cleaner (not shown) that purifies the air.
  • a diffuser flow path 23 is formed between the bearing housing 3 and the compressor housing 13.
  • the diffuser flow path 23 is formed in an annular shape and is located on the outlet side (downstream side when viewed from the air flow direction) of the compressor impeller 15.
  • the diffuser flow path 23 compresses the air discharged from the compressor impeller 15 while decelerating it.
  • a compressor scroll flow path 25 is formed inside the compressor housing 13.
  • the compressor scroll flow path 25 extends in a spiral shape and communicates with the diffuser flow path 23.
  • An air discharge port 27 is formed at an appropriate position of the compressor housing 13.
  • the air outlet 27 is formed to exhaust the compressed air to the outside of the compressor housing 13 and connects to an intake manifold (not shown) of the engine.
  • a seal plate 29 is provided on the right side of the bearing housing 3.
  • the seal plate 29 is formed in an annular shape to prevent the compressed air from leaking to the thrust bearing 7 side.
  • a mixed flow turbine 31 is arranged on the left side of the bearing housing 3.
  • the mixed flow turbine 31 generates a rotational force (rotational torque) by utilizing the pressure energy of the exhaust gas from the engine (not shown).
  • the mixed flow turbine 31 includes a turbine housing 33 and a turbine impeller 35 rotatably housed in the turbine housing 33.
  • the turbine impeller 35 is connected to the left end of the rotor shaft 9 and rotates integrally with the rotor shaft 9 and the compressor impeller 15.
  • the turbine impeller 35 includes a turbine disc 37.
  • the hub surface 37h of the turbine disk 37 extends from the left side (one side in the axial direction of the turbine impeller 35) to the outside in the radial direction (the radial outside of the turbine impeller 35).
  • a plurality of turbine blades (moving blades) 39 are integrally formed on the hub surface 37h of the turbine disk 37.
  • the turbine according to the present embodiment is a mixed flow turbine. Therefore, the front edge 39a of the turbine blade 39 extends so as to approach the axis C from the shroud side toward the hub side, and is inclined with respect to the axis C.
  • a gas intake 41 is formed at an appropriate position of the turbine housing 33.
  • the gas intake 41 is formed to take exhaust gas into the turbine housing 33 and connects to an engine exhaust manifold (not shown).
  • a turbine scroll flow path 43 is formed on the inlet side (upstream side when viewed from the exhaust gas flow direction) of the turbine impeller 35 inside the turbine housing 33.
  • the turbine scroll flow path 43 is formed in a spiral shape and communicates with the gas intake 41 via the gas flow path 42.
  • the gas flow path 42 extends radially inward from the turbine scroll flow path 43 and opens toward the front edge 39a of the turbine blade 39.
  • the gas flow path 42 includes a hub-side inner wall 44 as a first wall member and a shroud-side inner wall 46 as a second wall member.
  • the hub side inner wall 44 is arranged concentrically with the turbine impeller 35 and extends toward the turbine impeller 35.
  • the hub-side inner wall 44 is provided as a separate body from the turbine housing 33, and has, for example, an annular shape.
  • the inner peripheral edge of the hub-side inner wall 44 is fitted to the outer peripheral edge of the heat shield plate 49.
  • the shroud side inner wall 46 extends toward the turbine impeller 35 with a predetermined distance in the axial direction with respect to the hub side inner wall 44.
  • the shroud side inner wall 46 may be formed integrally with the turbine housing 33, may be provided separately from the turbine housing 33, and may be attached to the turbine housing 33.
  • a gas discharge port 45 is formed on the outlet side (downstream side when viewed from the exhaust gas flow direction) of the turbine impeller 35 in the turbine housing 33.
  • the gas discharge port 45 is formed to discharge the exhaust gas from the turbine housing 33, and is connected to the catalyst (not shown) via a connecting pipe (not shown).
  • An annular heat shield plate 49 is provided on the left side surface of the bearing housing 3.
  • the heat shield plate 49 is formed in an annular shape to shield heat from the turbine impeller 35 side.
  • a wave washer 51 is provided between the left side surface of the bearing housing 3 and the outer edge portion of the heat shield plate 49.
  • a plurality of nozzle blades 73 are provided in the gas flow path 42.
  • the nozzle blades 73 are arranged in the circumferential direction of the turbine impeller 35. Further, the nozzle blade 73 is fixed to the hub side inner wall 44 and is in contact with the shroud side inner wall 46.
  • the nozzle blade 73 may be integrally formed with the hub side inner wall 44. Further, the nozzle blade 73 may be separated from the inner wall 46 on the shroud side. In that case, the distance between the two is defined by, for example, restrictions such as mounting and specifications.
  • the shroud side inner wall 46 may be formed separately from the turbine housing 33 and attached to the turbine housing 33.
  • each nozzle blade 73 may be fixed to the inner wall 46 on the shroud side. As shown in FIG. 2A, each nozzle blade 73 has the same cord length from the shroud side end face (end cross section) 73s to the hub side end face (end cross section) 73h. Further, each nozzle blade 73 has the same blade shape (airfoil). The cord length or blade shape of each nozzle blade 73 does not have to be the same from the shroud side end surface 73s to the hub side end surface 73h.
  • the trailing edge 73b extends in a direction orthogonal to the arrangement plane of the nozzle blades 73.
  • the trailing edge 73b is provided parallel to the axis C of the turbine impeller 35.
  • Each nozzle blade 73 has a throat width O 2 on the shroud side narrower than the throat width O 1 on the hub side (that is, the width of the throat 74 is on the hub side) with the trailing edge 73b of the nozzle blade as the twist center. Twisted (to be narrower on the shroud side).
  • each nozzle blade 73 is radially inward from the hub side end face (end cross section) 73h to the shroud side end face (end cross section) 73s with the trailing edge 73b as the center of rotation. It's spinning.
  • the throat width is the length of the throat 74 along the arrangement direction of the plurality of nozzle blades 73.
  • each nozzle blade 73 Since the nozzle blades 73 are twisted as described above, on the meridional surface, the front edge 73a of each nozzle blade 73 has a turbine impeller 35 so that the shroud side end is located radially inward from the hub side end. Is inclined with respect to the axis C of (see FIG. 1).
  • nozzle blades 73 Of the plurality of nozzle blades 73, two nozzle blades 73 and 73 adjacent to each other form a throat 74 between them.
  • the throat 74 has the narrowest distance between the ventral side (positive pressure surface) 73c of one of the two nozzle blades 73 and 73 and the dorsal side (negative pressure surface) 73d of the other nozzle blade 73.
  • the "ventral side of the other nozzle blade 73" is, for example, the trailing edge 73b of the nozzle blade 73.
  • the trailing edge 73b is the twist center of the leading edge 73a. Therefore, the dorsal side 73d and the ventral side 73c, which are the two side surfaces of the nozzle blade 73, are inclined more than the trailing edge 73b with respect to the hub side inner wall 44 and the shroud side inner wall 46. Therefore, as shown in FIG. 2B, the shape of the throat 74 is a trapezoid in which the bottom on the hub side is longer than the bottom on the shroud side.
  • the throat width O 1 on the hub side are set so that the sum thereof is equal to twice the throat width O 0.5 in the center.
  • the throat width O h increases monotonically toward the hub side from the shroud side, not decreased in the middle.
  • each nozzle blade 73 is twisted so that the inclination of the turbine impeller 35 in the direction opposite to the rotation direction RD of the turbine impeller 35 increases with respect to the front edge 73a from the trailing edge 73b to the front edge 73a of the nozzle blade.
  • the flow angle of the working fluid after passing through the throat 74 changes along the span direction SD of the nozzle blade 73, and the relative flow angle (incident angle) with respect to the turbine blade 39 also changes along the front edge 39a.
  • the change in the relative flow angle from the shroud side to the hub side is smaller than that in the case where the nozzle blade 73 is not twisted.
  • FIG. 3 is a graph showing changes in the relative flow angle (incident angle) along the front edge 39a of the turbine blade 39 for each of several hub throat opening ratios O ms .
  • This graph shows the relationship at the design points.
  • the span length on the vertical axis is standardized. Therefore, the closer this value is to 0, the closer the position is to the hub side, and conversely, the closer this value is to 1, the closer the position is to the shroud side.
  • the hub throat opening ratio O ms in the figure represents the ratio of the throat width O 2 on the shroud side to the central throat width O 0.5 in the span direction SD.
  • the shroud side throat width O 2 is 1.9 times the central throat width O 0.5 .
  • the throat width O 2 on the shroud side is equal to the throat width O 0.5 at the center. That is, the nozzle blade 73 is not twisted.
  • the analysis result shown in FIG. 3 is obtained under the condition that the sum of the throat width O 2 on the shroud side and the throat width O 1 on the hub side is set to be equal to twice the central throat width O 0.5. Has been done. Therefore, the area of the throat 74 is constant regardless of changes in the throat width O 2 on the shroud side and the throat width O 1 on the hub side. That is, even when the Habusuroto aperture ratio O ms is any value, the total amount of the working fluid passing through the nozzle vanes 73 hardly changes, it will show a comparison between the turbine of the same capacity.
  • FIG. 4 (a) and 4 (b) are views showing the streamline of the working fluid G and the entropy (static entropy) distribution in the vicinity of the front edge 39a (LE) of the turbine blade 39, and FIG. 4 (a).
  • FIG. 4 (b) is a diagram when the hub throat opening ratio O ms is 1.9 at the design point
  • 5 (a) and 5 (b) are views showing the streamline of the working fluid G and the entropy (static entropy) distribution in the vicinity of the front edge 39a (LE) of the turbine blade 39, and FIG. 5 (a).
  • FIG. 5 (b) is a diagram when the hub throat opening ratio O ms is 1.9 at the non-design point.
  • Each figure was obtained by three-dimensional steady-state viscosity CFD (Computational Fluid Dynamics) analysis, and shows the front edge 39a (LE) of the turbine blade 39 when the normalized span length is 0.1. Further, PS indicates the ventral side (positive pressure surface) of the turbine blade 39, and SS indicates the dorsal side (negative pressure surface) of the blade.
  • CFD Computer Fluid Dynamics
  • Figure 6 is a graph showing the efficiency of the mixed flow turbine of the present embodiment when the 1.0,1.3,1.9 the Habusuroto aperture ratio O ms, the low speed range, each medium speed range and high speed range Is. As shown in this figure, the efficiency of the mixed flow turbine, it is understood that better the larger Habusuroto opening ratio O ms. Moreover, this tendency is seen in all peripheral speed ranges.
  • the nozzle blade 73 of the present disclosure is not limited to the use as the fixed nozzle blade described above, and may be configured as a variable nozzle blade used in the variable nozzle unit. That is, the nozzle blade 73 may be rotatably provided in the gas flow path 42.
  • the variable nozzle blade is configured to form a throat 74 having the hub throat opening ratio described above at any set angle from the open state to the closed state. Just do it.
  • the nozzle blade 73 is applied to the variable nozzle unit 53 described later.
  • the variable nozzle unit 53 is mounted on the variable displacement turbocharger and adjusts the flow path area of the exhaust gas supplied to the turbine impeller 35 side.
  • FIG. 7 is a normal cross-sectional view (middle view) of a mixed flow turbine in a variable capacity turbocharger according to a modified example of the present embodiment.
  • a nozzle ring 55 as a first wall member is arranged concentrically with the turbine impeller 35 via a support ring 57 on the radial outer side (inlet side) of the turbine impeller 35 in the turbine housing 33. It is installed.
  • the nozzle ring 55 is formed in an annular shape, for example.
  • the inner peripheral edge of the nozzle ring 55 is fitted to the outer peripheral edge of the heat shield plate 49.
  • a plurality of first support holes 59 are formed through the nozzle ring 55 at equal intervals in the circumferential direction.
  • the outer peripheral edge of the support ring 57 is sandwiched between the bearing housing 3 and the turbine housing 33.
  • a shroud ring 61 as a second wall member is provided at a position separated from the nozzle ring 55 in the axial direction.
  • the shroud ring 61 is provided concentrically with the nozzle ring 55 and is integrated with the nozzle ring 55 via a plurality of connecting pins 63.
  • the shroud ring 61 is provided so as to face the nozzle ring 55 and separated from the nozzle ring 55 in the axial direction of the turbine impeller 35.
  • the shroud ring 61 is formed in a ring shape, for example.
  • a plurality of second support holes 65 are formed through the shroud ring 61.
  • the plurality of second support holes 65 are formed at equal intervals in the circumferential direction so as to match the plurality of first support holes 59 of the nozzle ring 55.
  • the plurality of connecting pins 63 have a function of setting a distance between the facing surface of the nozzle ring 55 and the facing surface of the shroud ring 61.
  • the shroud ring 61 has a tubular shroud portion 67 covering the outer edges of the plurality of turbine blades 39 on the inner peripheral edge side.
  • the shroud portion 67 projects to the left (one side in the axial direction of the turbine impeller 35) and is located inside the step portion 47 of the turbine housing 33.
  • a ring groove 69 is formed on the outer peripheral surface of the shroud portion 67 of the shroud ring 61.
  • a plurality of seal rings 71 that suppress leakage of exhaust gas from the turbine scroll flow path 43 side have their own elastic force (elastic force of the plurality of seal rings 71). It is provided by pressure welding.
  • the inner peripheral edge of each seal ring 71 is fitted into the ring groove 69 of the shroud ring 61.
  • the nozzle ring 55 and the shroud ring 61 form a gas flow path 42.
  • a plurality of nozzle blades 73 as variable nozzle blades are arranged in the circumferential direction.
  • Each nozzle blade 73 can rotate (swing) around an axis parallel to the axis C of the turbine impeller 35.
  • a first blade shaft 75 is integrally formed on the right side surface of each nozzle blade 73 facing the nozzle ring 55. The first blade shaft 75 is rotatably supported by the corresponding first support hole 59 of the nozzle ring 55.
  • each nozzle blade 73 On the left side surface of each nozzle blade 73 facing the shroud ring 61, a second blade shaft 77 is integrally formed concentrically with the first blade shaft 75.
  • the second blade shaft 77 is rotatably supported by the corresponding second support hole 65 of the shroud ring 61.
  • Each nozzle blade 73 has a first flange portion (not shown) that can come into contact with the facing surface of the nozzle ring 55 on the proximal end side of the first blade shaft 75.
  • each nozzle blade 73 has a second flange portion (not shown) that can come into contact with the facing surface of the shroud ring 61 on the base end side of the second blade shaft 77.
  • the nozzle blade 73 is a double-sided type having a first blade shaft 75 and a second blade shaft 77, but a cantilever type in which the second blade shaft 77 is omitted may be used.
  • a link mechanism 81 for synchronously rotating a plurality of nozzle blades 73 is provided in an annular link chamber 79 formed on the opposite side of the facing surface of the nozzle ring 55.
  • the link mechanism 81 has a known configuration shown in JP-A-2009-243431, JP-A-2009-243300, JP-A-2014-169642 (US Patent Application Publication No. 2014/141786833) and the like. Consists of.
  • the link mechanism 81 is connected to a rotating actuator (not shown) such as a motor or a cylinder that rotates a plurality of nozzle blades 73 in the opening / closing direction via a power transmission mechanism 83.

Abstract

過給機(1)は、タービンインペラ(35)を含む斜流タービン(31)と、タービンインペラ(35)の動翼(39)の前縁(39a)に向けて延伸するガス流路(42)を含み、タービンインペラ(35)を収容するタービンハウジング(33)と、ガス流路(42)に設けられる複数のノズル翼であって、タービンインペラ(35)の周方向に配列するとともに互いに隣接する2つの間にスロート(74)を形成する複数のノズル翼(73)とを備える。各ノズル翼(73)は、当該ノズル翼の後縁(73b)を捻り中心として、スロート(74)の幅がハブ側よりもシュラウド側で狭くなるように捻られている。

Description

過給機
 本開示は、斜流タービンを備える過給機に関する。
 過給機等の回転機械に使用されるタービンとして、ラジアルタービン(Radial Flow Turbine)と斜流タービン(Mixed Flow Turbine)の2種類のタービンが知られている。斜流タービンは同容量のラジアルタービンと比べて軽量化が可能であり、過渡応答性に優れていることが一般的に知られている。特許文献1は、斜流タービンを用いた過給機を開示している。
特開2012-102745号公報
 一般的に、回転するインペラの動翼に対して作動流体の相対流れ角(インシデンス角)が増加すると、動翼の背側で流れの剥離が発生しやすくなる。相対流れ角の増加による剥離の発生はタービン効率の損失(所謂インシデンス損失)を増加させる。
 斜流タービンにおける動翼の前縁の回転半径は、シュラウド側からハブ側に向かうにつれて減少しているため、前縁の周速もシュラウド側からハブ側に向かうにつれて減少する。この減少に伴い、作動流体の相対流れ角はシュラウド側からハブ側に向かうにつれて増加するため、ハブ側に近い領域ほど剥離が発生しやすい。従って、斜流タービンのインペラは、上述の利点があるものの、同径のラジアルタービンのそれよりも構造上、インシデンス損失を増加させやすい傾向がある。
 本開示は上述の事情を鑑みてなされたものである。即ち、本開示は、斜流タービンの特徴を活かしつつ、インシデンス損失を低減させることが可能な過給機の提供を目的とする。
 本開示の一態様は過給機であって、タービンインペラを含む斜流タービンと、前記タービンインペラの動翼の前縁に向けて延伸するガス流路を含み、前記タービンインペラを収容するタービンハウジングと、前記ガス流路に設けられる複数のノズル翼であって、前記タービンインペラの周方向に配列するとともに互いに隣接する2つの間にスロートを形成する複数のノズル翼とを備え、各前記ノズル翼は、当該ノズル翼の前記後縁を捻り中心として、前記スロートの幅がハブ側よりもシュラウド側で狭くなるように捻られていることを要旨とする。
 各前記ノズル翼は前記ガス流路内で回転可能に設けられてもよい。各前記ノズル翼は前記ガス流路に固定されてもよい。
 前記複数のノズル翼の配列方向に沿った前記スロートの長さをスロート幅とした場合、ハブ側のスロート幅は、スパン方向における中央のスロート幅の1倍よりも大きくかつ2倍以下の値に設定されてもよい。前記スロート幅は、当該ノズル翼のハブ側から当該ノズル翼のシュラウド側まで単調に減少してもよい。
 本開示によれば、斜流タービンの特徴を活かしつつ、インシデンス損失を低減させることが可能な過給機の提供することができる。
図1は、本開示の実施形態に係る過給機の正断面図(子午面図)である。 図2(a)及び図2(b)は、本開示の実施形態に係るノズル翼を示す図であって、図2(a)はノズル翼をタービンインペラの軸方向から見た図、図2(b)はノズル翼によって形成されるスロートを示す斜視図である。 図3は、本開示の実施形態に係るタービンブレードの前縁に沿った相対流れ角(インシデンス角)の変化を、幾つかのハブスロート開口比ごとに示したグラフである。 図4(a)及び図4(b)は、タービンブレードの前縁近傍における作動流体の流線と、エントロピー(静的エントロピー)分布を示す図であり、図4(a)は設計点においてハブスロート開口比Omsが1.0のときの図、図4(b)は設計点においてハブスロート開口比Omsが1.9のときの図である。 図5(a)及び図5(b)は、タービンブレードの前縁近傍における作動流体の流線と、エントロピー(静的エントロピー)分布を示す図であり、図5(a)は非設計点においてハブスロート開口比Omsが1.0のときの図、図5(b)は非設計点においてハブスロート開口比Omsが1.9のときの図である。 図6は、ハブスロート開口比Omsを1.0、1.3、1.9としたときの本実施形態に係る斜流タービンの効率を、低速域、中速域及び高速域ごとに示すグラフである。 図7は、本実施形態の変形例に係る可変容量型過給機における斜流タービンの正断面図(子午面図)である。
 本開示の一実施形態について図面を参照して説明する。なお、説明の便宜上、図面上の「L」は左方向、「R」は右方向、「ID」は径方向内側、「OD」は径方向外側、「RD」はタービンインペラ(ロータ軸)の回転方向、「SD」はノズル翼のスパン方向をそれぞれ示している。
 本実施形態の過給機1は、例えば車両や船舶に搭載される。過給機1は、エンジン(図示せず)からの排気ガス(ガスの一例)の圧力エネルギーを利用して、エンジンに供給される空気を過給(圧縮)する。
 図1は、本実施形態に係る過給機1の正断面図(子午面図)である。図2(a)及び図2(b)は、本実施形態に係るノズル翼73を示す図であって、図2(a)はノズル翼73をタービンインペラ35の軸方向から見た図、図2(b)はノズル翼73によって形成されるスロート74を示す斜視図である。図1に示すように、過給機1は、ベアリングハウジング3を備えている。ベアリングハウジング3内には、ラジアルベアリング5及び一対のスラストベアリング7が設けられている。また、これらのベアリング5,7には、軸方向へ延びたロータ軸(タービン軸)9が回転可能に設けられている。換言すれば、ロータ軸9は、ベアリングハウジング3に、複数のベアリング5,7を介して回転可能に設けられている。
 図1におけるベアリングハウジング3の右側にはコンプレッサ11が配設されている。コンプレッサ11は遠心力を利用して空気を圧縮する。コンプレッサ11は、コンプレッサハウジング13と、コンプレッサハウジング13内に回転可能に収容されるコンプレッサインペラ15とを備える。コンプレッサインペラ15は、ロータ軸9の右端部に連結され、ロータ軸9及び後述のタービンインペラ35と共に一体的に回転する。コンプレッサインペラ15は、コンプレッサディスク17を備える。コンプレッサディスク17のハブ面17hは、右側から径方向外側(コンプレッサインペラ15の径方向外側)へ延びている。更に、コンプレッサディスク17のハブ面17hには、複数のコンプレッサブレード19が周方向に間隔を置いて一体形成されている。
 コンプレッサハウジング13におけるコンプレッサインペラ15の入口側(空気の流れ方向から見て上流側)には、空気取入口21が形成されている。空気取入口21は、空気を浄化するエアクリーナ(図示せず)に接続する。また、ベアリングハウジング3とコンプレッサハウジング13との間には、ディフューザ流路23が形成される。ディフューザ流路23は環状に形成され、コンプレッサインペラ15の出口側(空気の流れ方向から見て下流側)に位置する。ディフューザ流路23は、コンプレッサインペラ15から排出された空気を減速させながら圧縮する。
 コンプレッサハウジング13の内部には、コンプレッサスクロール流路25が形成されている。コンプレッサスクロール流路25は渦巻き状に延び、ディフューザ流路23に連通している。コンプレッサハウジング13の適宜位置には、空気排出口27が形成されている。空気排出口27は圧縮された空気をコンプレッサハウジング13の外側へ排出するために形成され、エンジンの吸気マニホールド(図示せず)に接続する。
 なお、ベアリングハウジング3の右側部には、シールプレート29が設けられている。シールプレート29は環状に形成され、スラストベアリング7側への圧縮空気の漏れを防止する。
 図1に示すように、ベアリングハウジング3の左側には斜流タービン31が配設されている。斜流タービン31は、エンジン(図示せず)からの排気ガスの圧力エネルギーを利用して回転力(回転トルク)を発生させる。
 斜流タービン31は、タービンハウジング33と、タービンハウジング33内に回転可能に収容されるタービンインペラ35とを備える。タービンインペラ35はロータ軸9の左端部に連結され、ロータ軸9及びコンプレッサインペラ15と共に一体的に回転する。
 タービンインペラ35は、タービンディスク37を備えている。タービンディスク37のハブ面37hは、左側(タービンインペラ35の軸方向一方側)から径方向外側(タービンインペラ35の径方向外側)へ延びている。更に、タービンディスク37のハブ面37hには、複数のタービンブレード(動翼)39が一体形成されている。上述した通り、本実施形態に係るタービンは斜流タービンである。従って、タービンブレード39の前縁39aは、シュラウド側からハブ側に向かうにつれて軸心Cに近づくように延伸し、軸心Cに対して傾斜している。
 タービンハウジング33の適宜位置には、ガス取入口41が形成されている。ガス取入口41は排気ガスをタービンハウジング33内に取入れるために形成され、エンジンの排気マニホールド(図示せず)に接続する。
 タービンハウジング33の内部におけるタービンインペラ35の入口側(排気ガスの流れ方向から見て上流側)には、タービンスクロール流路43が形成されている。タービンスクロール流路43は渦巻き状に形成され、ガス流路42を介してガス取入口41に連通している。
 ガス流路42は、タービンスクロール流路43から径方向内側に延伸し、タービンブレード39の前縁39aに向けて開口している。ガス流路42は、第1壁部材としてのハブ側内壁44と、第2壁部材としてのシュラウド側内壁46とを備える。
 ハブ側内壁44はタービンインペラ35と同心状に配設され、タービンインペラ35に向けて延伸している。ハブ側内壁44はタービンハウジング33とは別体として設けられ、例えば環状の形状を有する。ハブ側内壁44の内周縁部は、遮熱板49の外周縁部に嵌合している。
 シュラウド側内壁46は、ハブ側内壁44に対して軸方向に所定の間隔をおきながらタービンインペラ35に向けて延伸している。シュラウド側内壁46は、タービンハウジング33と一体に形成されてもよく、タービンハウジング33とは別体として設けられ、タービンハウジング33に取り付けられてもよい。
 タービンハウジング33におけるタービンインペラ35の出口側(排気ガスの流れ方向から見て下流側)には、ガス排出口45が形成されている。ガス排出口45はタービンハウジング33から排気ガスを排出するために形成され、接続管(図示せず)を介して触媒(図示せず)に接続する。
 ベアリングハウジング3の左側面には、環状の遮熱板49が設けられている。遮熱板49は環状に形成され、タービンインペラ35側からの熱を遮蔽する。ベアリングハウジング3の左側面と遮熱板49の外縁部との間には、波ワッシャ51が設けられている。
 ガス流路42内には、複数のノズル翼73が設けられている。本実施形態では、ノズル翼73は、タービンインペラ35の周方向に配列している。また、ノズル翼73はハブ側内壁44に固定され、シュラウド側内壁46に当接している。ノズル翼73はハブ側内壁44と共に一体形成されてもよい。また、ノズル翼73は、シュラウド側内壁46から離隔していてもよい。その場合の両者の間隔は、例えば、取付け等の制約や仕様等によって規定される。なお、シュラウド側内壁46はタービンハウジング33と別体に形成され、タービンハウジング33に取り付けられてもよい。この場合、シュラウド側内壁46にノズル翼73が固定されてもよい。図2(a)に示すように、各ノズル翼73は、シュラウド側端面(端断面)73sからハブ側端面(端断面)73hに亘って、同一のコード長を有する。また、各ノズル翼73は、同一の翼形状(翼型)を呈している。なお、各ノズル翼73のコード長又は翼形状は、シュラウド側端面73sからハブ側端面73hに亘って同一でなくてもよい。
 図2(a)に示すように、後縁73bはノズル翼73の配列面に直交する方向に延伸する。換言すれば、後縁73bは、タービンインペラ35の軸芯Cと平行に設けられている。各ノズル翼73は、当該ノズル翼の後縁73bを捻り中心として、ハブ側のスロート幅Oよりもシュラウド側のスロート幅Oが狭くなるように(即ち、スロート74の幅が、ハブ側よりもシュラウド側で狭くなるように)捻られている。換言すれば、各ノズル翼73の翼型(翼断面)は、後縁73bを回転中心として、ハブ側端面(端断面)73hからシュラウド側端面(端断面)73sに向かうにつれて、径方向内側に回転している。後述するように、スロート幅とは複数のノズル翼73の配列方向に沿ったスロート74の長さである。
 ノズル翼73が上述のように捻られているため、子午面において、各ノズル翼73の前縁73aは、シュラウド側の端がハブ側の端よりも径方向内側に位置するようにタービンインペラ35の軸心Cに対して傾斜している(図1参照)。
 複数のノズル翼73のうち、互いに隣接する2つのノズル翼73、73は、その間にスロート74を形成する。スロート74は、2つのノズル翼73、73のうちの一方のノズル翼73の腹側(正圧面)73cと、他方のノズル翼73の背側(負圧面)73dとの間隔が最も狭くなった位置に形成される。ここで、「他方のノズル翼73の腹側」は、例えば、当該ノズル翼73の後縁73bである。
 上述の通り、後縁73bは前縁73aの捻り中心である。従って、ノズル翼73の2つの側面である背側73d及び腹側73cは、ハブ側内壁44及びシュラウド側内壁46に対して後縁73bよりも傾斜している。従って、図2(b)に示すように、スロート74の形状は、ハブ側の底がシュラウド側の底よりも長い台形となる。
 本実施形態では、複数のノズル翼73の配列方向に沿ったスロート74の長さをスロート幅Oとした場合、ハブ側のスロート幅O(即ちO=O)は、スパン方向SDにおける中央のスロート幅O0.5(即ちO=O0.5)の1倍よりも大きくかつ2倍以下の値に設定されている。例えば、シュラウド側のスロート幅O(即ちO=O)とハブ側のスロート幅Oは、その和が中央のスロート幅O0.5の2倍に等しくなるように設定される。また、スロート幅Oは、シュラウド側からハブ側に向けて単調に増加し、その途中で減少しない。
 上述の通り、各ノズル翼73は、当該ノズル翼の後縁73bから前縁73aに向かうにつれて、前縁73aに対してタービンインペラ35の回転方向RDと逆方向への傾斜が大きくなるように捻られている。従って、スロート74を通過した後の作動流体の流れ角は、ノズル翼73のスパン方向SDに沿って変化し、タービンブレード39に対する相対流れ角(インシデンス角)も前縁39aに沿って変化する。具体的には、シュラウド側からハブ側までの相対流れ角の変化は、ノズル翼73が捻られていない場合に比べて小さくなる。
 図3は、タービンブレード39の前縁39aに沿った相対流れ角(インシデンス角)の変化を、幾つかのハブスロート開口比Omsごとに示したグラフである。なお、このグラフは、設計点における関係を示している。また、縦軸のスパン長は規格化されている。従って、この値が0に近いほどハブ側に近い位置を示し、逆に、この値が1に近いほどシュラウド側に近い位置を示す。
 図中のハブスロート開口比Omsは、スパン方向SDにおける中央のスロート幅O0.5に対するシュラウド側のスロート幅Oの比を表す。例えば、Omsが1.9のとき、シュラウド側のスロート幅Oは、中央のスロート幅O0.5の1.9倍である。また、Omsが1.0のとき、シュラウド側のスロート幅Oは、中央のスロート幅O0.5に等しい。即ち、ノズル翼73は捻られていない。
 図3に示す解析結果は、シュラウド側のスロート幅Oとハブ側のスロート幅Oの和が中央のスロート幅O0.5の2倍に等しくなるように設定された条件の下で得られている。従って、シュラウド側のスロート幅Oとハブ側のスロート幅Oの変化に関わりなく、スロート74の面積は一定である。つまり、ハブスロート開口比Omsが何れの値のときも、ノズル翼73を通過する作動流体の総量は殆ど変化せず、同容量のタービン間の比較を示すことになる。
 この図3から、シュラウド側からハブ側までの相対流れ角の変化は、ノズル翼73が捻られていない場合(即ち、Oms=1.0)に比べて、ノズル翼73が捻られているほど小さくなることがわかる。従って、斜流タービンにおいてノズル翼73を捻ることにより、タービンインペラ35におけるハブ側での剥離の発生又は成長を抑制でき、その結果、インシデンス損失を低減させることできる。
 図4(a)及び図4(b)は、タービンブレード39の前縁39a(LE)近傍における作動流体Gの流線と、エントロピー(静的エントロピー)分布を示す図であり、図4(a)は設計点においてハブスロート開口比Omsが1.0のときの図、図4(b)は設計点においてハブスロート開口比Omsが1.9のときの図である。図5(a)及び図5(b)は、タービンブレード39の前縁39a(LE)近傍における作動流体Gの流線と、エントロピー(静的エントロピー)分布を示す図であり、図5(a)は非設計点においてハブスロート開口比Omsが1.0のときの図、図5(b)は非設計点においてハブスロート開口比Omsが1.9のときの図である。何れの図も、3次元定常粘性CFD(Computational Fluid Dynamics)解析により求めたものであり、規格化スパン長が0.1のときのタービンブレード39の前縁39a(LE)を示している。また、PSはタービンブレード39の腹側(正圧面)、SSは同ブレードの背側(負圧面)を示している。
 図4(a)~図5(b)における前縁39a(LE)の周囲に着目すると、ハブスロート開口比Omsが1.9のときの作動流体Gの相対流れ角(インシデンス角)は、ハブスロート開口比Omsが1.0のときのそれよりも小さく、また、作動流体の集中も緩和されていることが判る。また、ハブスロート開口比Omsが1.9のときのエントロピーが比較的高い領域は、ハブスロート開口比Omsが1.0のときのそれより狭くなっており、剥離が発生している領域が縮小し、エネルギーの損失が抑制されていることが判る。
 従って、これらの図からも理解されるように、斜流タービンにおいてノズル翼73を捻ることにより、タービンインペラ35におけるハブ側での剥離の発生又は成長を抑制でき、その結果、インシデンス損失を低減させることできる。
 図6は、ハブスロート開口比Omsを1.0、1.3、1.9としたときの本実施形態に係る斜流タービンの効率を、低速域、中速域及び高速域ごとに示すグラフである。この図に示すように、斜流タービンの効率は、ハブスロート開口比Omsが大きいほど良いことが判る。しかも、この傾向はあらゆる周速域に見られている。
(変形例)
 なお、本開示のノズル翼73は、上述の固定ノズル翼としての使用に限られず、可変ノズルユニットに用いられる可変ノズル翼として構成されてもよい。即ち、ノズル翼73は、ガス流路42内で回転可能に設けられていてもよい。ノズル翼73が可変ノズル翼である場合、当該可変ノズル翼は開状態から閉状態に至る間の何れか設定角で、上述したハブスロート開口部比をもつスロート74を形成するように構成されていればよい。
 例えば、ノズル翼73は、後述の可変ノズルユニット53に適用される。可変ノズルユニット53は、可変容量型過給機に搭載され、タービンインペラ35側へ供給される排気ガスの流路面積を調整する。
 以下、ノズル翼73を可変ノズルユニット53に適用した例について説明する。
 図7は、本実施形態の変形例に係る可変容量型過給機における斜流タービンの正断面図(子午面図)である。図7に示すように、タービンハウジング33内におけるタービンインペラ35の径方向外側(入口側)には、第1壁部材としてのノズルリング55がサポートリング57を介してタービンインペラ35と同心状に配設されている。ノズルリング55は例えば環状に形成されている。ノズルリング55の内周縁部は、遮熱板49の外周縁部に嵌合している。ノズルリング55には、複数の第1支持穴59が円周方向に等間隔に貫通形成されている。なお、サポートリング57の外周縁部は、ベアリングハウジング3とタービンハウジング33によって挟持されている。
 ノズルリング55に対して軸方向に離隔した位置には、第2壁部材としてのシュラウドリング61が設けられている。シュラウドリング61は、ノズルリング55と同心状に設けられ、複数の連結ピン63を介してノズルリング55と一体化されている。換言すれば、シュラウドリング61は、ノズルリング55に対向するように、ノズルリング55に対してタービンインペラ35の軸方向に離隔して設けられている。また、シュラウドリング61は例えば環状に形成されている。シュラウドリング61には、複数の第2支持穴65が貫通形成されている。複数の第2支持穴65は、ノズルリング55の複数の第1支持穴59に整合するように円周方向に等間隔に形成されている。なお、複数の連結ピン63は、ノズルリング55の対向面とシュラウドリング61の対向面との間隔を設定する機能を有している。
 シュラウドリング61は、内周縁側に、複数のタービンブレード39の外縁を覆う筒状のシュラウド部67を有している。シュラウド部67は、左方向(タービンインペラ35の軸方向一方側)へ突出しかつタービンハウジング33の段部47の内側に位置している。また、シュラウドリング61のシュラウド部67の外周面には、リング溝69が形成されている。更に、タービンハウジング33の段部47の内周面には、タービンスクロール流路43側からの排気ガスの漏れを抑える複数のシールリング71が自己の弾性力(複数のシールリング71の弾性力)によって圧接して設けられている。各シールリング71の内周縁部は、シュラウドリング61のリング溝69に嵌入している。
 図7に示すように、ノズルリング55とシュラウドリング61は、ガス流路42を構成する。ガス流路42内(換言すれば、ノズルリング55とシュラウドリング61の間)には、可変ノズル翼としての複数のノズル翼73が円周方向に配列している。各ノズル翼73は、タービンインペラ35の軸心Cに平行な軸心周りに回転(揺動)できる。ノズルリング55に対向する各ノズル翼73の右側面には、第1翼軸75が一体形成されている。第1翼軸75は、ノズルリング55の対応する第1支持穴59に回動可能に支持されている。シュラウドリング61に対向する各ノズル翼73の左側面には、第2翼軸77が第1翼軸75と同心状に一体形成されている。第2翼軸77は、シュラウドリング61の対応する第2支持穴65に回動可能に支持されている。各ノズル翼73は、第1翼軸75の基端側に、ノズルリング55の対向面に接触可能な第1鍔部(図示せず)を有する。また、各ノズル翼73は、第2翼軸77の基端側に、シュラウドリング61の対向面に接触可能な第2鍔部(図示せず)を有する。なお、各ノズル翼73は、第1翼軸75と第2翼軸77を備えた両持ちタイプであるが、第2翼軸77を省略した片持ちタイプでもよい。
 図7に示すように、ノズルリング55の対向面の反対側に形成した環状のリンク室79内には、複数のノズル翼73を同期して回動させるためのリンク機構81が配設されている。また、リンク機構81は、特開2009-243431号公報、特開2009-243300号公報、および特開2014-169642号公報(米国特許出願公開第2014/14178683号明細書)等に示す公知の構成からなる。リンク機構81は、複数のノズル翼73を開閉方向へ回動させるモータ又はシリンダ等の回動アクチュエータ(図示せず)に動力伝達機構83を介して接続されている。
 この変形例においても、上述の効果が得られる。即ち、斜流タービンにおいてノズル翼73を捻ることにより、タービンインペラ35におけるハブ側での剥離の発生又は成長を抑制でき、その結果、インシデンス損失を低減させることできる。
 なお、本開示は上述の実施形態に限定されず、特許請求の範囲の記載によって示され、さらに特許請求の範囲の記載と均等の意味および範囲内でのすべての変更を含む。
 

Claims (5)

  1.  過給機であって、
     タービンインペラを含む斜流タービンと、
     前記タービンインペラの動翼の前縁に向けて延伸するガス流路を含み、前記タービンインペラを収容するタービンハウジングと、
     前記ガス流路に設けられる複数のノズル翼であって、前記タービンインペラの周方向に配列するとともに互いに隣接する2つの間にスロートを形成する複数のノズル翼と
    を備え、
     各前記ノズル翼は、当該ノズル翼の後縁を捻り中心として、前記スロートの幅がハブ側よりもシュラウド側で狭くなるように捻られている
    過給機。
  2.  各前記ノズル翼は前記ガス流路内で回転可能に設けられている、請求項1に記載の過給機。
  3.  各前記ノズル翼は前記ガス流路に固定されている、請求項1に記載の過給機。
  4.  前記複数のノズル翼の配列方向に沿った前記スロートの長さをスロート幅とした場合、ハブ側のスロート幅は、スパン方向における中央のスロート幅の1倍よりも大きくかつ2倍以下の値に設定されている、請求項1~3のうちの何れか一項に記載の過給機。
  5.  前記スロート幅は、当該ノズル翼のハブ側から当該ノズル翼のシュラウド側まで単調に減少している、請求項4に記載の過給機。
     
     
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