JP2007192130A - Turbocharger - Google Patents

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Masayuki Tanada
雅之 棚田
Hiroshi Uchida
博 内田
Yuji Iwakiri
雄二 岩切
Akinobu Kashimoto
昭信 柏本
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Toyota Central R&D Labs Inc
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Toyota Motor Corp
Toyota Central R&D Labs Inc
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To restrict reduction of supercharging efficiency due to loss of fluid energy of exhaust while regulating flow speed of exhaust flowing into an inter-blade passage in a turbine wheel to the optimum value during middle to high rotation of an internal combustion engine. <P>SOLUTION: During high engine speed, a slide valve 27 is fully opened, and exhaust flows from a second nozzle 23 to the inter-blade flow passage 16 in the turbine wheel 14. Gas flow area of the second nozzle 23 is set by a second fixed blade 25 to a value that is the optimum during high engine speed. During middle to high engine speed, the slide valve 27 is displaced more to the opening side as the engine speed becomes higher. The slide valve 27 is provided close to the inter-blade flow passage 16 in the second nozzle 23 to be positioned at the downmost flow end of an exhaust flow passage connected to the inter-blade flow passage 16. Rapid enlargement of the gas flow area is thus prevented in the middle of the exhaust passage connected to the inter-blade flow passage 16 when the opening of the slide valve 27 becomes small. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、内燃機関の過給に用いられるターボチャージャに関するものである。   The present invention relates to a turbocharger used for supercharging an internal combustion engine.

従来より、自動車用等の内燃機関においては、出力向上等を図るために過給機としてターボチャージャを設けたものが知られている。こうしたターボチャージャは、内燃機関の排気が送り込まれるタービンスクロールと、そのタービンスクロール内の排気をタービンホイールの翼間流路に流すノズルと、タービンホイールと一体回転するコンプレッサホイールとを備えている。そして、ノズルからタービンホイールの翼間流路への排気の流入により同ホイールが回転すると、それに伴いコンプレッサホイールが回転して内燃機関の燃焼室に向けて強制的に空気が送り込まれるようになる。   2. Description of the Related Art Conventionally, internal combustion engines for automobiles and the like are known in which a turbocharger is provided as a supercharger in order to improve output. Such a turbocharger includes a turbine scroll into which exhaust gas from an internal combustion engine is sent, a nozzle for flowing the exhaust gas in the turbine scroll through a passage between blades of the turbine wheel, and a compressor wheel that rotates integrally with the turbine wheel. Then, when the wheel rotates due to the inflow of exhaust gas from the nozzle into the inter-blade flow path of the turbine wheel, the compressor wheel rotates accordingly and air is forcibly sent toward the combustion chamber of the internal combustion engine.

ところで、内燃機関の低回転時には同機関の排気流量が少なくなるため、ノズルからタービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速が低下する。このようにタービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速が低下すると、タービンホイールを効果的に回転させることができなくなり、それに伴いコンプレッサホイールの回転による内燃機関の過給も効果的に行えなくなる。こうした問題に対処するため、排気流量の少なくなる内燃機関の低回転時、タービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速が同ホイールを効果的に回転させるうえで十分に高速になるよう、ノズルのガス流通面積を小さく設定することも考えられる。ただし、このようにノズルのガス流通面積を小さく設定すると、排気流量の多くなる内燃機関の中高回転時に上記ノズル付近の圧力が高くなり過ぎる。   By the way, when the internal combustion engine is running at a low speed, the exhaust flow rate of the engine is reduced, so that the flow rate of the exhaust gas flowing from the nozzle into the flow path between the blades of the turbine wheel decreases. Thus, when the flow velocity of the exhaust gas flowing into the inter-blade flow path of the turbine wheel decreases, the turbine wheel cannot be effectively rotated, and accordingly, the internal combustion engine can be effectively supercharged by the rotation of the compressor wheel. Disappear. In order to deal with these problems, when the internal combustion engine is running at a low speed where the exhaust flow rate is low, the flow rate of the exhaust gas flowing into the inter-blade passage of the turbine wheel is sufficiently high to effectively rotate the wheel. It is also conceivable to set the gas flow area of the nozzle small. However, when the gas flow area of the nozzle is set to be small as described above, the pressure in the vicinity of the nozzle becomes excessively high at the time of medium-high rotation of the internal combustion engine where the exhaust flow rate increases.

そこで、特許文献１に示されるように、上記ノズルとして羽根つきノズル及び羽根なしノズルとを設け、羽根つきノズルのガス流通面積を内燃機関の低回転時に適した値に設定するとともに、羽根なしノズルの上流に同ノズルへの排気の流入を禁止・許可すべく開閉動作する制御バルブを設けることが提案されている。この場合、内燃機関の低回転時には、制御バルブが閉じられて羽根なしノズルを通ってのタービンホイールの翼間流路への排気の流入が禁止されるため、その翼間流路への排気の流入は羽根つきノズルのみから行われることとなる。従って、排気流量の少なくなる内燃機関の低回転時、タービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速を同ホイールを効果的に回転させるうえで十分に高速にすることができる。一方、内燃機関の高回転時には、制御バルブが開かれて羽根なしノズルを通っての上記翼間流路への排気の流入が許可される。このため、排気流量が多くなる内燃機関の高回転時、羽根つきノズル付近の圧力が高くなり過ぎるのを抑制することができる。
特開昭６０−１６６７１８公報 Therefore, as shown in Patent Document 1, a nozzle with blades and a nozzle without blades are provided as the nozzle, and the gas flow area of the nozzle with blades is set to a value suitable for low rotation of the internal combustion engine. It has been proposed to provide a control valve that opens and closes in order to prohibit / permit the inflow of exhaust gas to the nozzle upstream. In this case, when the internal combustion engine is running at a low speed, the control valve is closed and the inflow of exhaust gas to the inter-blade passage of the turbine wheel through the vaneless nozzle is prohibited. The inflow is performed only from the bladed nozzle. Therefore, when the internal combustion engine has a low rotational speed at which the exhaust gas flow rate is low, the flow velocity of the exhaust gas flowing into the inter-blade flow path of the turbine wheel can be sufficiently increased to effectively rotate the wheel. On the other hand, at the time of high rotation of the internal combustion engine, the control valve is opened to allow the inflow of exhaust gas to the inter-blade channel through the bladeless nozzle. For this reason, it is possible to suppress the pressure in the vicinity of the bladed nozzle from becoming excessively high during the high rotation of the internal combustion engine in which the exhaust gas flow rate increases.
JP-A-60-166718

上記特許文献１のターボチャージャを用いれば、内燃機関の低回転時にタービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速確保と、内燃機関の高回転時におけるノズル付近の圧力過上昇の抑制との両立を図ることが可能にはなる。   If the turbocharger of the above-mentioned patent document 1 is used, the flow rate of the exhaust gas flowing into the inter-blade passage of the turbine wheel when the internal combustion engine is rotating at a low speed and the suppression of the excessive pressure rise near the nozzle during the high rotation of the internal combustion engine It is possible to achieve both.

しかし、内燃機関の高回転時、制御バルブが開かれて羽根つきノズルと羽根なしノズルとの両方からタービンホイールの翼間流路への排気の流入が行われるとき、羽根なしノズルから上記翼間流路に流入する排気の流速がタービンホイールを効果的に回転させるのに好適な値になるとは限らない。これは、羽根なしノズルのガス流通面積が内燃機関の高回転時に上記排気の流速を上記好適な値とし得る面積に設定されているとは限らないためである。従って、内燃機関の高回転時、タービンホイールの翼間流路への排気の流入により同ホイールを効果的に回転させ、ターボチャージャの過給効率を効果的に高めることができないおそれがある。   However, when the internal combustion engine is rotating at high speed, when the control valve is opened and exhaust flows from both the bladed nozzle and the bladeless nozzle into the flow path between the blades of the turbine wheel, The flow rate of the exhaust gas flowing into the flow path is not necessarily a value suitable for effectively rotating the turbine wheel. This is because the gas flow area of the vaneless nozzle is not always set to an area where the flow rate of the exhaust gas can be set to the preferable value when the internal combustion engine rotates at a high speed. Therefore, when the internal combustion engine rotates at a high speed, there is a possibility that the turbocharger supercharging efficiency cannot be effectively increased by effectively rotating the wheel by the inflow of exhaust gas into the inter-blade passage of the turbine wheel.

また、内燃機関の中回転時には、同機関の排気流量が低回転時と高回転時との中間程度の値になることから、制御バルブを開弁状態と閉弁状態とのいずれに制御したとしても、タービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速を同ホイールを効果的に回転させる値としつつ、ノズル付近の圧力が高くなり過ぎるのを抑制するのは困難である。すなわち、内燃機関の中回転時に制御バルブを開弁状態とした場合には、ノズル付近の圧力が過上昇するのは抑制できるものの、タービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速が同ホイールを効果的に回転させる値よりも小となる。また、内燃機関の中回転時に制御バルブを閉弁状態とした場合には、タービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速を好適な値へと高めることはできるものの、ノズル付近の圧力が過上昇して過給効率が低下することは避けられない。   In addition, when the internal combustion engine is rotating at a medium speed, the exhaust flow rate of the engine is about halfway between the low rotation speed and the high rotation speed. Therefore, it is assumed that the control valve is controlled to either the valve open state or the valve closed state. However, it is difficult to suppress the pressure in the vicinity of the nozzle from becoming too high while setting the flow velocity of the exhaust gas flowing into the inter-blade flow path of the turbine wheel to a value that effectively rotates the wheel. That is, when the control valve is opened during the middle rotation of the internal combustion engine, it is possible to suppress an excessive increase in pressure near the nozzle, but the flow velocity of the exhaust gas flowing into the inter-blade passage of the turbine wheel is the same as that of the wheel. Is less than the value that effectively rotates. Further, when the control valve is closed during the internal rotation of the internal combustion engine, the flow velocity of the exhaust gas flowing into the inter-blade passage of the turbine wheel can be increased to a suitable value, but the pressure near the nozzle is increased. It is inevitable that the supercharging efficiency will decrease due to excessive increase.

そこで、内燃機関の中回転から高回転にかけて同機関の回転速度に基づき制御バルブの開度制御を行い、その回転速度が大となるほど制御バルブが大きく開くようにすることも考えられる。この場合、内燃機関の中回転から高回転にかけて、羽根なしノズルからタービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速を好適な値としつつ、内燃機関の高回転時にノズル付近の圧力が過上昇して過給効率が低下するのを抑制することができる。   Therefore, it is conceivable that the opening degree of the control valve is controlled based on the rotational speed of the internal combustion engine from the middle speed to the high speed, and the control valve is greatly opened as the rotational speed increases. In this case, the pressure in the vicinity of the nozzle is excessively increased during high rotation of the internal combustion engine while maintaining a suitable value for the flow velocity of the exhaust gas flowing from the bladeless nozzle to the inter-blade passage of the turbine wheel from medium to high rotation of the internal combustion engine. And it can suppress that supercharging efficiency falls.

ただし、羽根なしノズルの上流に位置する制御バルブを開度制御する場合、内燃機関の中回転時であって制御バルブの開度が小であるときには、排気が同バルブを通過した直後にガス流通面積の急激な拡大が生じる。そして、タービンホイールの翼間流路に至る排気の流通経路上で、上述したガス流通面積の急激な拡大が生じると、その部分で排気の流れが排気流路の壁面から剥離してしまい、それが排気の持つ流体エネルギの損失につながる。その結果、排気がタービンホイールの翼間流路を通過して同ホイールを回転させる際の回転効率が低下し、ひいてはターボチャージャの過給効率が低下する。   However, when controlling the opening degree of the control valve located upstream of the vaneless nozzle, when the internal combustion engine is in the middle rotation and the opening degree of the control valve is small, the gas flow immediately after the exhaust gas passes through the valve. A sudden expansion of the area occurs. When the above-described gas flow area suddenly expands on the exhaust flow path to the inter-blade flow path of the turbine wheel, the flow of the exhaust gas is separated from the wall surface of the exhaust flow path at that portion. Leads to loss of fluid energy of the exhaust. As a result, the rotational efficiency when the exhaust passes through the inter-blade flow path of the turbine wheel and rotates the wheel is lowered, and the supercharging efficiency of the turbocharger is lowered.

本発明はこのような実情に鑑みてなされたものであって、その目的は、内燃機関の中回転から高回転にかけてタービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速を最適な値に調整しつつ、排気の流体エネルギの損失に起因する過給効率の低下を抑制することのできるターボチャージャを提供することにある。   The present invention has been made in view of such circumstances, and its purpose is to adjust the flow velocity of the exhaust gas flowing into the inter-blade passage of the turbine wheel from the middle rotation to the high rotation of the internal combustion engine to an optimum value. It is another object of the present invention to provide a turbocharger that can suppress a decrease in supercharging efficiency due to loss of fluid energy of exhaust gas.

以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について記載する。
上記目的を達成するため、請求項１記載の発明では、内燃機関の排気が送り込まれるタービンスクロールと、そのタービンスクロール内の排気をタービンホイールの翼間流路に流す第１ノズル及び第２ノズルとを備え、それらノズルから前記タービンホイールの翼間流路への排気の流入により同ホイールがロータシャフトの軸線を中心に回転するターボチャージャにおいて、前記第１ノズルには同ノズルのガス流通面積を内燃機関の低回転時に適した値に設定する第１固定翼を設け、前記第２ノズルにおける前記翼間流路寄りの部分に、同ノズルのガス流通面積を内燃機関の高回転時に適した値に設定する第２固定翼、及び、前記第２ノズルにおける一方のノズル壁面側から前記ロータシャフトの軸線方向に突出して他方のノズル壁面に接触する全閉位置と前記他方のノズル壁面に対して前記軸線方向に最も離れる全開位置との間で変位するスライドバルブを設けた。 In the following, means for achieving the above object and its effects are described.
In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, a turbine scroll into which exhaust gas from an internal combustion engine is sent, and a first nozzle and a second nozzle that flow exhaust gas in the turbine scroll through a passage between blades of a turbine wheel, In the turbocharger in which the wheel rotates about the axis of the rotor shaft by the inflow of exhaust gas from the nozzles to the inter-blade flow path of the turbine wheel, the first nozzle has a gas flow area of the nozzle as an internal combustion engine. A first fixed blade that is set to a value that is suitable for low engine rotation is provided, and the gas flow area of the nozzle is set to a value that is suitable for high rotation of the internal combustion engine in a portion of the second nozzle near the inter-blade flow path. The second fixed blade to be set and the one nozzle wall surface side of the second nozzle projecting in the axial direction of the rotor shaft and contacting the other nozzle wall surface That provided the slide valve is displaced between the farthest fully open position in the axial direction closed position and relative to the other nozzle wall.

上記構成によれば、内燃機関の高回転時に前記スライドバルブを全開位置に変位させることで、第１ノズルと第２ノズルとの両方からタービンホイールの翼間流路への排気の流入が行われる。ここで、第２ノズルのガス流通面積については、第２ノズルを通ってタービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速が、第２固定翼によって、タービンホイールを効果的に回転させるのに最適な値となるよう設定されている。従って、内燃機関の高回転時には、上記翼間流路に流入する排気の流速が上述した最適な値となるため、タービンホイールを効果的に回転させ、ターボチャージャの過給効率を効果的に高めることができるようになる。   According to the above configuration, the exhaust valve flows into the inter-blade passage of the turbine wheel from both the first nozzle and the second nozzle by displacing the slide valve to the fully open position when the internal combustion engine rotates at high speed. . Here, regarding the gas flow area of the second nozzle, the flow velocity of the exhaust gas flowing into the inter-blade flow path of the turbine wheel through the second nozzle is effective for rotating the turbine wheel effectively by the second fixed blade. It is set to an optimal value. Therefore, when the internal combustion engine is rotating at a high speed, the flow velocity of the exhaust gas flowing into the inter-blade passage becomes the above-mentioned optimum value, so that the turbine wheel is effectively rotated and the turbocharger supercharging efficiency is effectively increased. Will be able to.

また、内燃機関の中回転から高回転にかけては、内燃機関の回転速度が高くなるほど、スライドバルブを全閉位置から全開位置へと開き側に変化させることで、排気流量が多くなるにつれて第２ノズルのガス流通面積が大とされるようになる。従って、内燃機関の中回転から高回転にかけては、上述したようにスライドバルブを変位させることにより、第２ノズルを通ってタービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速を最適な値に調整しつつ、ノズル付近での圧力の過上昇が生じるのを抑制することができる。   In addition, as the rotational speed of the internal combustion engine increases from the middle rotation to the high rotation of the internal combustion engine, the second nozzle is increased as the exhaust flow rate increases by changing the slide valve from the fully closed position to the fully opened position. The gas distribution area is increased. Therefore, from the middle to high rotation speed of the internal combustion engine, the flow rate of the exhaust gas flowing into the inter-blade passage of the turbine wheel through the second nozzle is adjusted to the optimum value by displacing the slide valve as described above. However, it is possible to suppress an excessive increase in pressure in the vicinity of the nozzle.

スライドバルブは、第２ノズルにおけるタービンホイールの翼間流路寄りに設けられているため、上記翼間流路に繋がる排気流路の最下流端に位置していることになる。従って、内燃機関の中回転時であってスライドバルブが小開度になったとしても、上記翼間流路に繋がる排気流路の途中でガス流通面積の急激な拡大が生じることはない。このため、排気流路の途中でガス流通面積の急激な拡大が生じることに伴い、排気の持つ流体エネルギが損失することはなく、排気がタービンホイールの翼間流路を通過して同ホイールを回転させる際の回転効率が低下してターボチャージャの過給効率が低下するのを抑制することができる。   Since the slide valve is provided near the flow path between the blades of the turbine wheel in the second nozzle, it is positioned at the most downstream end of the exhaust flow path connected to the flow path between the blades. Therefore, even if the slide valve has a small opening degree during the internal rotation of the internal combustion engine, the gas flow area does not rapidly increase in the middle of the exhaust passage connected to the inter-blade passage. For this reason, as the gas flow area suddenly expands in the middle of the exhaust flow path, the fluid energy of the exhaust is not lost, and the exhaust passes through the flow path between the blades of the turbine wheel and passes through the wheel. It can be suppressed that the rotation efficiency at the time of rotation decreases and the supercharging efficiency of the turbocharger decreases.

以上により、内燃機関の中回転から高回転にかけてタービンホイールの翼間流路に流入する排気の流速を最適な値に調整しつつ、排気の流体エネルギの損失に起因する過給効率の低下を抑制することができるようになる。   As described above, the reduction in supercharging efficiency due to the loss of exhaust fluid energy is suppressed while adjusting the flow velocity of the exhaust gas flowing into the inter-blade passage of the turbine wheel from medium to high rotation of the internal combustion engine. Will be able to.

請求項２記載の発明では、請求項１記載の発明において、前記スライドバルブは、前記一方のノズル壁面側から突出したときに前記第２固定翼を収納する凹部を備えた。
上記構成によれば、第２固定翼とスライドバルブとを共にタービンホイールの翼間流路の直前に設けることができる。このため、スライドバルブの開度が小となるときに翼間流路に繋がる排気流路の途中でガス流通面積の急激な拡大が生じるのを的確に抑制することができるとともに、第２ノズルから上記翼間流路に流入する排気の流速を第２固定翼によってより的確に定めることができる。 According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, the slide valve includes a concave portion that accommodates the second fixed blade when protruding from the one nozzle wall surface side.
According to the said structure, both a 2nd fixed blade and a slide valve can be provided in front of the flow path between blades of a turbine wheel. For this reason, when the opening degree of the slide valve becomes small, it is possible to accurately suppress the rapid expansion of the gas flow area in the middle of the exhaust passage connected to the inter-blade passage, and from the second nozzle The flow rate of the exhaust gas flowing into the inter-blade channel can be more accurately determined by the second fixed blade.

請求項３記載の発明では、請求項２記載の発明において、前記スライドバルブにおける前記他のノズル壁面側の面は当該他のノズル壁面と対向しており、前記凹部は前記他のノズル壁面側の面からへこむとともに前記第２固定翼の外形と同じ形の内形を有していることを要旨とした。   According to a third aspect of the invention, in the second aspect of the invention, the other nozzle wall surface side of the slide valve faces the other nozzle wall surface, and the concave portion is formed on the other nozzle wall surface side. The gist of the invention is that it has an inner shape that is recessed from the surface and has the same shape as the outer shape of the second fixed blade.

上記構成によれば、スライドバルブが全閉位置と全開位置との間にあるとき、スライドバルブにおける上記他のノズル壁面側の面は当該ノズル壁面と平行になり、第２固定翼の外形と同じ形の内形を有する凹部には当該第２固定翼が挿入された状態になる。このため、スライドバルブを通過する排気は、上記互いに平行となる面の間を上記凹部の開口から影響を受けることなく滑らかに下流側に流れる。従って、第２ノズルにおいて、スライドバルブによりガス流通面積が縮小する部分を排気が通過する際、その排気の流れが乱れるのを抑制することができる。   According to the above configuration, when the slide valve is between the fully closed position and the fully open position, the surface on the other nozzle wall surface side of the slide valve is parallel to the nozzle wall surface and is the same as the outer shape of the second fixed blade. The second fixed wing is inserted into the recess having the inner shape. For this reason, the exhaust gas passing through the slide valve flows smoothly downstream without being affected by the opening of the recess between the parallel surfaces. Accordingly, in the second nozzle, when the exhaust gas passes through the portion where the gas flow area is reduced by the slide valve, it is possible to suppress the disturbance of the exhaust gas flow.

請求項４記載の発明では、請求項２記載の発明において、前記凹部は前記スライドバルブにおける前記他のノズル壁面側の面からへこむとともに前記第２固定翼よりも大きく形成され、前記凹部の開口部には前記スライドバルブの突出方向と直交する方向に延びる整流板が設けられ、前記整流板には前記第２固定翼の外形に対応した形状の穴が形成されていることを要旨とした。   According to a fourth aspect of the present invention, in the second aspect of the present invention, the concave portion is recessed from the surface on the other nozzle wall surface side of the slide valve and is formed larger than the second fixed blade, and the opening of the concave portion The present invention is summarized in that a rectifying plate extending in a direction orthogonal to the protruding direction of the slide valve is provided, and a hole having a shape corresponding to the outer shape of the second fixed wing is formed in the rectifying plate.

上記構成によれば、スライドバルブの凹部は第２固定翼よりも大きく形成されているため、その分だけスライドバルブを軽量化することができる。また、スライドバルブが全閉位置と全開位置との間にあるときには、スライドバルブにおける整流板が上記他のノズル壁面と平行になるとともに、整流板に形成された第２固定翼の外形に対応した形状の穴に当該第２固定翼が挿入された状態になる。このため、上記凹部が第２固定翼よりも大きく形成されていたとしても、スライドバルブを通過する排気は、互いに平行となる上記整流板と上記他のノズル壁面との間を、上記凹部の内側に入り込むことなく滑らかに下流側に向かって流れるようになる。従って、第２ノズルにおいて、スライドバルブによりガス流通面積が縮小する部分を排気が通過する際、その排気の流れが乱れるのを抑制することができる。   According to the above configuration, since the concave portion of the slide valve is formed larger than the second fixed wing, the slide valve can be reduced in weight accordingly. In addition, when the slide valve is between the fully closed position and the fully open position, the rectifying plate in the slide valve is parallel to the other nozzle wall surface, and corresponds to the outer shape of the second fixed blade formed on the rectifying plate. The second fixed wing is inserted into the shaped hole. For this reason, even if the concave portion is formed larger than the second fixed blade, the exhaust gas passing through the slide valve is located between the rectifying plate and the other nozzle wall surface which are parallel to each other, inside the concave portion. Smoothly flows toward the downstream without entering. Accordingly, in the second nozzle, when the exhaust gas passes through the portion where the gas flow area is reduced by the slide valve, it is possible to suppress the disturbance of the exhaust gas flow.

請求項５記載の発明では、請求項１記載の発明において、前記スライドバルブは、前記第２固定翼の下流側に同第２固定翼と隣接するように設けられていることを要旨とした。
上記構成によれば、スライドバルブをタービンホイールの翼間流路の直前に設けることができるため、スライドバルブの開度が小となるときに翼間流路に繋がる排気流路の途中でガス流通面積の急激な拡大が生じるのを的確に抑制することができる。 The invention according to claim 5 is the gist of the invention according to claim 1, wherein the slide valve is provided on the downstream side of the second fixed wing so as to be adjacent to the second fixed wing.
According to the above configuration, since the slide valve can be provided immediately before the inter-blade flow path of the turbine wheel, gas flow is performed in the middle of the exhaust flow path connected to the inter-blade flow path when the opening of the slide valve is small. It is possible to accurately suppress the rapid expansion of the area.

請求項６記載の発明では、請求項１〜５のいずれか一項に記載の発明において、前記スライドバルブの前記他のノズル壁面側の面における上流側の部分は、上流に向かうほど前記他のノズル壁面との距離が拡大するよう傾斜する傾斜面となっていることを要旨とした。   According to a sixth aspect of the present invention, in the invention according to any one of the first to fifth aspects, an upstream portion of the surface of the other nozzle wall surface side of the slide valve is further increased toward the upstream side. The gist is that the surface is inclined so that the distance from the nozzle wall surface increases.

上記構成によれば、スライドバルブが全閉位置と全開位置との間にあるとき、第２ノズルを通過する排気は、スライドバルブの上記他のノズル壁面側の面における上流側の部分である上記傾斜面に沿って円滑に下流側に流れて同バルブの側方を通過する。従って、第２ノズルにおいて、スライドバルブによりガス流通面積が縮小する部分を排気が通過する際、その排気の流れが乱れるのを抑制することができる。   According to the above configuration, when the slide valve is between the fully closed position and the fully open position, the exhaust passing through the second nozzle is the upstream portion of the surface of the slide valve on the other nozzle wall surface side. It smoothly flows downstream along the inclined surface and passes through the side of the valve. Accordingly, in the second nozzle, when the exhaust gas passes through the portion where the gas flow area is reduced by the slide valve, it is possible to suppress the disturbance of the exhaust gas flow.

以下、本発明を具体化した一実施形態を図１〜図５に従って説明する。
図１は、自動車に搭載される内燃機関の過給を行うターボチャージャ１１における同機関の排気系側の部分を示す断面図である。 Hereinafter, an embodiment embodying the present invention will be described with reference to FIGS.
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a portion of an exhaust system side of a turbocharger 11 for supercharging an internal combustion engine mounted on an automobile.

同図に示されるように、ターボチャージャ１１は、センタハウジング１２に回転可能に支持されたロータシャフト１３を備えている。そして、ロータシャフト１３の一端部（図中右端部）にはタービンホイール１４が取り付けられている。このタービンホイール１４にはロータシャフト１３の軸線を中心とする周方向に複数の羽根１５が設けられ、各羽根１５の間は翼間流路１６とされている。   As shown in the figure, the turbocharger 11 includes a rotor shaft 13 that is rotatably supported by a center housing 12. A turbine wheel 14 is attached to one end portion (right end portion in the figure) of the rotor shaft 13. The turbine wheel 14 is provided with a plurality of blades 15 in a circumferential direction centering on the axis of the rotor shaft 13, and a space 16 between the blades 15 serves as a blade-to-blade channel 16.

センタハウジング１２の一端側には、タービンホイール１４の外周を囲うように、しかも渦巻き状に延びるかたちでタービンスクロール１７が取り付けられている。このタービンスクロール１７の内部は、内燃機関の排気通路２１と連通しており、同排気通路２１から内燃機関の排気が送り込まれるようになっている。そして、タービンスクロール１７内に送り込まれた排気をタービンホイール１４の翼間流路１６に流すことで、タービンホイール１４及びロータシャフト１３が回転するようになる。そして、ロータシャフト１３が回転すると、同シャフト１３の他端部に取り付けられたコンプレッサホイールも回転し、それに伴い内燃機関の吸気通路内の空気が強制的に燃焼室に向けて送り出される。   A turbine scroll 17 is attached to one end side of the center housing 12 so as to surround the outer periphery of the turbine wheel 14 and extend in a spiral shape. The inside of the turbine scroll 17 communicates with an exhaust passage 21 of the internal combustion engine, and exhaust gas of the internal combustion engine is sent from the exhaust passage 21. The exhaust gas fed into the turbine scroll 17 is caused to flow through the inter-blade channel 16 of the turbine wheel 14 so that the turbine wheel 14 and the rotor shaft 13 are rotated. When the rotor shaft 13 rotates, the compressor wheel attached to the other end of the shaft 13 also rotates, and accordingly, the air in the intake passage of the internal combustion engine is forcibly sent toward the combustion chamber.

次に、タービンスクロール１７の内部構造について詳しく説明する。
タービンスクロール１７の内部には、仕切壁１８によって区画された二つのスクロール通路１９，２０、すなわちセンタハウジング１２寄りに位置するスクロール通路１９と、センタハウジング１２から離れて位置するスクロール通路２０とが形成されている。これらスクロール通路１９，２０は内燃機関の排気通路２１と繋がっている。 Next, the internal structure of the turbine scroll 17 will be described in detail.
Inside the turbine scroll 17, two scroll passages 19 and 20 partitioned by a partition wall 18, that is, a scroll passage 19 positioned near the center housing 12 and a scroll passage 20 positioned away from the center housing 12 are formed. Has been. These scroll passages 19 and 20 are connected to an exhaust passage 21 of the internal combustion engine.

スクロール通路１９におけるタービンホイール１４側の部分には、同通路１９内の排気をタービンホイール１４の翼間流路１６に流す第１ノズル２２が設けられている。第１ノズル２２のノズル壁面におけるタービンホイール１４の翼間流路１６寄りの部分には、第１ノズル２２のガス流通面積を設定するための第１固定翼２４が固定されている。この第１固定翼２４は、タービンホイール１４周りにおいて、図２に示されるように周方向に等間隔をおいて複数設けられている。そして、第１ノズル２２のガス流通面積については、上記各第１固定翼２４によって、内燃機関の低回転時にスクロール通路１９から第１ノズル２２を通ってタービンホイール１４の翼間流路１６に流入する排気の流速が、同ホイール１４を効果的に回転させることの可能な値となるよう設定されている。   A first nozzle 22 that allows the exhaust gas in the passage 19 to flow into the inter-blade passage 16 of the turbine wheel 14 is provided in a portion of the scroll passage 19 on the turbine wheel 14 side. A first stationary blade 24 for setting a gas flow area of the first nozzle 22 is fixed to a portion of the nozzle wall surface of the first nozzle 22 near the inter-blade channel 16 of the turbine wheel 14. A plurality of the first fixed blades 24 are provided around the turbine wheel 14 at equal intervals in the circumferential direction as shown in FIG. The gas flow area of the first nozzle 22 flows into the inter-blade channel 16 of the turbine wheel 14 from the scroll passage 19 through the first nozzle 22 when the internal combustion engine rotates at a low speed. The exhaust gas flow rate is set to a value capable of effectively rotating the wheel 14.

また、図１に示されるスクロール通路２０におけるタービンホイール１４側の部分には、同通路２０内の排気を上記翼間流路１６に流す第２ノズル２３が設けられている。第２ノズル２３における上記翼間流路１６寄りの部分には、ノズル壁面２３ａに固定された第２固定翼２５、及び、ロータシャフト１３の軸線方向に往復移動可能なスライドバルブ２７が設けられている。このスライドバルブ２７における前記ノズル壁面２３ａ側の端面３１の一部は、上記ノズル壁面２３ａと対向するノズル壁面２３ｂとなっている。スクロール通路２０内の排気は上記二つのノズル壁面２３ａ，２３ｂの間を通って、それらノズル壁面２３ａ，２３ｂと平行に流れ、タービンホイール１４の翼間流路１６に流入する。   Further, a second nozzle 23 is provided at a portion of the scroll passage 20 shown in FIG. 1 on the turbine wheel 14 side so that the exhaust gas in the passage 20 flows into the inter-blade passage 16. A portion of the second nozzle 23 near the inter-blade channel 16 is provided with a second fixed blade 25 fixed to the nozzle wall surface 23a and a slide valve 27 that can reciprocate in the axial direction of the rotor shaft 13. Yes. A part of the end surface 31 of the slide valve 27 on the nozzle wall surface 23a side is a nozzle wall surface 23b facing the nozzle wall surface 23a. Exhaust gas in the scroll passage 20 passes between the two nozzle wall surfaces 23a and 23b, flows in parallel with the nozzle wall surfaces 23a and 23b, and flows into the inter-blade channel 16 of the turbine wheel 14.

ノズル壁面２３ａに固定された第２固定翼２５は、タービンホイール１４周りにおいて、図３に示されるように周方向に等間隔をおいて複数設けられている。そして、第２ノズル２３のガス流通面積については、上記各第２固定翼２５によって、内燃機関の高回転時にスクロール通路２０から第２ノズル２３を通ってタービンホイール１４の翼間流路１６に流入する排気の流速が、同ホイール１４を効果的に回転させることの可能な値となるよう設定されている。   A plurality of second fixed blades 25 fixed to the nozzle wall surface 23a are provided around the turbine wheel 14 at equal intervals in the circumferential direction as shown in FIG. The gas flow area of the second nozzle 23 flows into the inter-blade passage 16 of the turbine wheel 14 from the scroll passage 20 through the second nozzle 23 when the internal combustion engine rotates at a high speed by the second fixed blades 25. The exhaust gas flow rate is set to a value capable of effectively rotating the wheel 14.

また、スライドバルブ２７は、第２ノズル２３におけるノズル壁面２３ｂ側から突出してノズル壁面２３ａに接触する全閉位置と、そのノズル壁面２３ａから最も離れる全開位置との間で、ロータシャフト１３の軸線方向に変位可能となっている。こうしたスライドバルブ２７の変位はアクチュエータ２７ａの駆動を通じて行われる。そして、スライドバルブ２７を全開位置から全閉位置へと変位させるにつれて、第２ノズル２３のガス流通面積が小さくなってゆく。   In addition, the slide valve 27 protrudes from the nozzle wall surface 23b side of the second nozzle 23 and is in the axial direction of the rotor shaft 13 between a fully closed position that contacts the nozzle wall surface 23a and a fully open position that is farthest from the nozzle wall surface 23a. Can be displaced. Such displacement of the slide valve 27 is performed through driving of the actuator 27a. Then, as the slide valve 27 is displaced from the fully open position to the fully closed position, the gas flow area of the second nozzle 23 decreases.

スライドバルブ２７は、ノズル壁面２３ｂ側から突出して図１の左方に変位したとき、ノズル壁面２３ａに固定された複数の第２固定翼２５を収納する凹部３４を各第２固定翼２５毎に備えている。このため、第２固定翼２５とスライドバルブ２７とを共にタービンホイール１４の翼間流路１６の直前に互いに干渉することなく設けることができる。従って、スライドバルブ２７を上記翼間流路１６の直前に設けることで、同スライドバルブ２７は翼間流路１６に繋がる排気流路の最下流端に位置することになる。   When the slide valve 27 protrudes from the nozzle wall surface 23 b and is displaced to the left in FIG. 1, the slide valve 27 has a recess 34 for housing the plurality of second fixed blades 25 fixed to the nozzle wall surface 23 a for each second fixed blade 25. I have. For this reason, both the second fixed blade 25 and the slide valve 27 can be provided immediately before the inter-blade channel 16 of the turbine wheel 14 without interfering with each other. Therefore, by providing the slide valve 27 immediately before the inter-blade channel 16, the slide valve 27 is positioned at the most downstream end of the exhaust channel connected to the inter-blade channel 16.

こうした位置にスライドバルブ２７を設けることで、スライドバルブ２７の小開度時、すなわち同バルブ２７が全閉位置に近い位置にあるときに、上記翼間流路１６に繋がる排気流路の途中でガス流通面積の急激な拡大が生じることはなくなる。このため、排気流路の途中でガス流通面積の急激な拡大が生じることに伴い、排気の持つ流体エネルギが損失することはなく、排気がタービンホイール１４の翼間流路１６を通過して同ホイール１４を回転させる際の回転効率が低下してターボチャージャ１１の過給効率が低下するのを抑制することができる。   By providing the slide valve 27 at such a position, when the slide valve 27 is at a small opening, that is, when the valve 27 is close to the fully closed position, in the middle of the exhaust flow path connected to the inter-blade flow path 16. There will be no sudden expansion of the gas distribution area. For this reason, as the gas flow area suddenly expands in the middle of the exhaust flow path, the fluid energy of the exhaust is not lost, and the exhaust passes through the inter-blade flow path 16 of the turbine wheel 14 and the same. It can be suppressed that the rotation efficiency when the wheel 14 is rotated and the supercharging efficiency of the turbocharger 11 is reduced.

次に、スライドバルブ２７の詳細について図４及び図５を併せ参照して説明する。図４はスライドバルブ２７の断面図であり、図５はスライドバルブ２７を端面３１（ノズル壁面２３ａ）側から見た部分拡大図である。   Next, details of the slide valve 27 will be described with reference to FIGS. 4 is a cross-sectional view of the slide valve 27, and FIG. 5 is a partially enlarged view of the slide valve 27 as viewed from the end surface 31 (nozzle wall surface 23a) side.

図４に示されるように、スライドバルブ２７は、ロータシャフト１３の軸線方向（図中の左右方向）に延びる円筒状に形成されており、タービンスクロール１７に対し上記軸線方向に往復移動可能に取り付けられている。スライドバルブ２７の外周面には、アクチュエータ２７ａによる上記軸線方向への駆動力を受ける溝３２が形成されるとともに、タービンスクロール１７との間のシールを行うシールリング３３が嵌め込まれている。   As shown in FIG. 4, the slide valve 27 is formed in a cylindrical shape extending in the axial direction of the rotor shaft 13 (left and right direction in the figure), and is attached to the turbine scroll 17 so as to be reciprocally movable in the axial direction. It has been. A groove 32 that receives the driving force in the axial direction by the actuator 27 a is formed on the outer peripheral surface of the slide valve 27, and a seal ring 33 that seals with the turbine scroll 17 is fitted therein.

スライドバルブ２７に設けられた上記凹部３４は、端面３１（ノズル壁面２３ｂ）からへこむとともに、第２固定翼２５の外形と同じ形の内形、すなわち図５に示されるような内形を有している。また、凹部３４は、端面３１にて開口するだけでなくスライドバルブ２７の内周面でも開口している。更に、図４に示される凹部３４の底面３４ａ（図中右側の面）は、スライドバルブ２７の内周面に向かうほど端面３１からの距離が拡大するよう傾斜している。   The concave portion 34 provided in the slide valve 27 is recessed from the end surface 31 (nozzle wall surface 23b) and has the same inner shape as the outer shape of the second fixed blade 25, that is, the inner shape as shown in FIG. ing. Further, the recess 34 is opened not only at the end surface 31 but also at the inner peripheral surface of the slide valve 27. Furthermore, the bottom surface 34 a (the right side surface in the drawing) of the recess 34 shown in FIG. 4 is inclined so that the distance from the end surface 31 increases toward the inner peripheral surface of the slide valve 27.

スライドバルブ２７の端面３１における上流側の部分は、上流に向かうほどノズル壁面２３ａ（図１）との距離が拡大する傾斜面３５となっている。そして、端面３１における傾斜面３５と凹部３４の開口部との間には、円環状に延びるとともに凹部３４の開口部に対しスライドバルブ２７の突出方向（図中左方向）にわずかに突出する接触部３６が形成されている。この接触部３６は、スライドバルブ２７が全閉位置に変位したとき、ノズル壁面２３ａにおける第２固定翼２５（図１）の上流側の部分と接触する。   The upstream portion of the end surface 31 of the slide valve 27 is an inclined surface 35 whose distance from the nozzle wall surface 23a (FIG. 1) increases toward the upstream. And between the inclined surface 35 in the end surface 31 and the opening part of the recessed part 34, the contact which extends annularly and protrudes slightly in the protrusion direction (left direction in the figure) of the slide valve 27 with respect to the opening part of the recessed part 34 A portion 36 is formed. When the slide valve 27 is displaced to the fully closed position, the contact portion 36 contacts the upstream portion of the second fixed blade 25 (FIG. 1) on the nozzle wall surface 23a.

ところで、ターボチャージャ１１の過給効率については、タービンホイール１４の翼間流路１６に排気が流入する際の流速など、翼間流路１６への排気の流入態様が大きく影響を及ぼす。また、タービンホイール１４の翼間流路１６への排気の流入態様は、スライドバルブ２７のロータシャフト１３の軸線方向への変位、すなわち全開位置と全閉位置との間での変位を通じて可変とされる。従って、ターボチャージャ１１による過給を効果的に行うには、上記翼間流路１６への排気の流入態様が内燃機関の運転状態に適したものとなるよう、スライドバルブ２７を制御することが必要になる。   By the way, the supercharging efficiency of the turbocharger 11 is greatly influenced by the inflow mode of the exhaust gas into the inter-blade channel 16 such as the flow velocity when the exhaust gas flows into the inter-blade channel 16 of the turbine wheel 14. In addition, the manner in which exhaust flows into the inter-blade passage 16 of the turbine wheel 14 is variable through displacement of the slide valve 27 in the axial direction of the rotor shaft 13, that is, displacement between the fully open position and the fully closed position. The Therefore, in order to effectively perform supercharging by the turbocharger 11, the slide valve 27 should be controlled so that the exhaust flow into the inter-blade passage 16 is suitable for the operating state of the internal combustion engine. I need it.

この実施形態では、こうしたスライドバルブ２７の制御を、自動車に搭載された内燃機関の各種制御を行う電子制御装置２９を通じて行うようにしている。この電子制御装置２９は、内燃機関の回転速度を検出する回転速度センサ２８など各種センサの検出信号を入力し、これら検出信号から把握される機関運転状態に基づきスライドバルブ２７を全閉位置と全開位置との間で変位させるためのアクチュエータ２７ａの駆動制御を行う。こうしたスライドバルブ２７の制御を通じて、タービンホイール１４の翼間流路１６への排気の流入態様がターボチャージャ１１による効果的な過給を実現するのに適した態様とされる。   In this embodiment, such control of the slide valve 27 is performed through an electronic control unit 29 that performs various controls of the internal combustion engine mounted on the automobile. The electronic control unit 29 receives detection signals from various sensors such as a rotation speed sensor 28 that detects the rotation speed of the internal combustion engine, and opens the slide valve 27 based on the engine operating state determined from these detection signals. Drive control of the actuator 27a for displacing between the positions is performed. Through such control of the slide valve 27, the inflow mode of the exhaust gas into the inter-blade channel 16 of the turbine wheel 14 is a mode suitable for realizing effective supercharging by the turbocharger 11.

次に、上述したスライドバルブ２７の制御について詳しく説明する。
内燃機関の低回転時にはスライドバルブ２７が全閉状態とされ、第２ノズル２３からタービンホイール１４の翼間流路１６への排気の流入が禁止される。このとき、翼間流路１６への排気の流入は第１ノズル２２のみから行われる。この第１ノズル２２については、ガス流通面積が第１固定翼２４によって内燃機関の低回転時に適した値となるよう設定されている。従って、内燃機関の低回転時に第１ノズル２２からタービンホイール１４の翼間流路１６に流れる排気の流速を、タービンホイール１４を効果的に回転させるのに適した値に調整することができる。 Next, the control of the slide valve 27 described above will be described in detail.
When the internal combustion engine rotates at a low speed, the slide valve 27 is fully closed, and the inflow of exhaust gas from the second nozzle 23 to the inter-blade passage 16 of the turbine wheel 14 is prohibited. At this time, the inflow of exhaust gas into the inter-blade channel 16 is performed only from the first nozzle 22. About this 1st nozzle 22, the gas distribution area is set by the 1st fixed blade 24 so that it may become a suitable value at the time of low rotation of an internal combustion engine. Accordingly, the flow rate of the exhaust gas flowing from the first nozzle 22 to the inter-blade passage 16 of the turbine wheel 14 when the internal combustion engine rotates at a low speed can be adjusted to a value suitable for effectively rotating the turbine wheel 14.

内燃機関の高回転時にはスライドバルブ２７が全開状態とされ、第１ノズル２２と第２ノズル２３との両方からタービンホイール１４の翼間流路１６への排気の流入が行われる。ここで、第２ノズル２３のガス流通面積については、第２ノズル２３を通ってタービンホイール１４の翼間流路１６に流入する排気の流速が、第２固定翼２５によって、タービンホイール１４を効果的に回転させるのに最適な値となるよう設定されている。従って、内燃機関の高回転時には、上記翼間流路１６に流入する排気の流速が上述した最適な値となるため、タービンホイール１４を効果的に回転させ、ターボチャージャ１１の過給効率を効果的に高めることができる。   When the internal combustion engine rotates at a high speed, the slide valve 27 is fully opened, and exhaust flows into the inter-blade passage 16 of the turbine wheel 14 from both the first nozzle 22 and the second nozzle 23. Here, regarding the gas flow area of the second nozzle 23, the flow velocity of the exhaust gas flowing into the inter-blade channel 16 of the turbine wheel 14 through the second nozzle 23 is effective for the turbine wheel 14 by the second fixed blade 25. It is set to be an optimum value for rotating automatically. Accordingly, when the internal combustion engine is rotating at a high speed, the flow velocity of the exhaust gas flowing into the inter-blade passage 16 becomes the above-mentioned optimum value, so that the turbine wheel 14 is effectively rotated, and the turbocharging efficiency of the turbocharger 11 is effectively improved. Can be enhanced.

また、内燃機関の中回転から高回転にかけては、内燃機関の回転速度が高くなるほど、スライドバルブ２７を全閉位置から全開位置へと開き側に変化させることで、排気流量が多くなるにつれて第２ノズル２３のガス流通面積が大とされるようになる。従って、内燃機関の中回転から高回転にかけては、上述したようにスライドバルブ２７を変位させることにより、第２ノズル２３を通ってタービンホイール１４の翼間流路１６に流入する排気の流速を最適な値に調整しつつ、ノズル付近での圧力の過上昇が生じるのを抑制することができる。   Further, as the rotational speed of the internal combustion engine increases from the middle rotation to the high rotation of the internal combustion engine, the slide valve 27 is changed from the fully closed position to the fully opened position to the open side. The gas distribution area of the nozzle 23 is increased. Therefore, from the middle rotation to the high rotation of the internal combustion engine, the flow rate of the exhaust gas flowing into the inter-blade passage 16 of the turbine wheel 14 through the second nozzle 23 is optimized by displacing the slide valve 27 as described above. While adjusting to a small value, it is possible to suppress an excessive increase in pressure near the nozzle.

図６は、内燃機関の回転速度の変化に対するターボチャージャの過給効率の変化を示すグラフである。
同図において、二点鎖線は、内燃機関の中回転から高回転にかけて、［発明が解決しようとする課題］の欄に記載したように制御バルブを制御した場合の上記過給効率の変化を示している。この場合、内燃機関の中回転から高回転にかけて制御バルブが全閉状態と全開状態との間にあるとき、タービンホイールの翼間流路に至る排気の流通経路上で、ガス流通面積の急激な拡大が生する。そして、その部分で排気の流れが排気流路の壁面から剥離してしまい、それが排気の持つ流体エネルギの損失につながる。その結果、排気がタービンホイールの翼間流路を通過して同ホイールを回転させる際の回転効率が低下し、ひいてはターボチャージャの過給効率が二点鎖線で示されるように低下する。 FIG. 6 is a graph showing a change in turbocharging efficiency of the turbocharger with respect to a change in the rotational speed of the internal combustion engine.
In the figure, the two-dot chain line shows the change in the supercharging efficiency when the control valve is controlled as described in the column [Problems to be Solved by the Invention] from medium to high speed of the internal combustion engine. ing. In this case, when the control valve is between the fully closed state and the fully opened state from the middle rotation to the high rotation of the internal combustion engine, the gas flow area rapidly increases on the exhaust flow path to the inter-blade passage of the turbine wheel. Expansion occurs. At that portion, the flow of exhaust gas is separated from the wall surface of the exhaust flow path, which leads to loss of fluid energy of the exhaust gas. As a result, the rotational efficiency when the exhaust gas passes through the inter-blade flow path of the turbine wheel and rotates the wheel is lowered, and the turbocharging efficiency of the turbocharger is lowered as indicated by a two-dot chain line.

同図において、実線は、内燃機関の中回転から高回転にかけて、この実施形態のターボチャージャ１１のスライドバルブ２７を上述したように制御した場合のターボチャージャ１１の過給効率の変化を示している。上記スライドバルブ２７は、タービンホイール１４の翼間流路１６の直前、言い換えれば上記翼間流路１６に繋がる排気流路の最下流端に位置することになる。このため、内燃機関の中回転から高回転にかけてスライドバルブ２７が全閉位置と全開位置との間にあるとき、上記翼間流路１６に繋がる排気流路上で、ガス流通面積の急激な拡大が生じ、それに伴い排気の持つ流体エネルギの損失が生じることはない。従って、このときに排気が翼間流路１６を通過してタービンホイール１４を回転させる際の回転効率が低下し、ターボチャージャ１１の過給効率が二点鎖線で示されるように低下することなく実線で示されるように推移する。   In the figure, the solid line shows the change in the supercharging efficiency of the turbocharger 11 when the slide valve 27 of the turbocharger 11 of this embodiment is controlled as described above from the middle rotation to the high rotation of the internal combustion engine. . The slide valve 27 is positioned immediately before the inter-blade passage 16 of the turbine wheel 14, in other words, at the most downstream end of the exhaust passage connected to the inter-blade passage 16. For this reason, when the slide valve 27 is between the fully closed position and the fully opened position from the middle rotation to the high rotation of the internal combustion engine, the gas flow area is rapidly expanded on the exhaust passage connected to the inter-blade passage 16. This does not cause a loss of fluid energy of the exhaust. Accordingly, at this time, the rotational efficiency when the exhaust gas passes through the inter-blade channel 16 and rotates the turbine wheel 14 is reduced, and the supercharging efficiency of the turbocharger 11 is not lowered as indicated by the two-dot chain line. Changes as indicated by the solid line.

以上詳述した本実施形態によれば、以下に示す効果が得られるようになる。
（１）内燃機関の中回転から高回転にかけてタービンホイール１４の翼間流路１６に流入する排気の流速を最適な値に調整しつつ、排気の流体エネルギの損失に起因するターボチャージャ１１の過給効率の低下を抑制することができる。 According to the embodiment described in detail above, the following effects can be obtained.
(1) While adjusting the flow velocity of the exhaust gas flowing into the inter-blade passage 16 of the turbine wheel 14 from the middle rotation to the high rotation of the internal combustion engine to an optimum value, the turbocharger 11 is caused to be excessive due to the loss of the exhaust fluid energy. A decrease in feed efficiency can be suppressed.

（２）スライドバルブ２７は、ノズル壁面２３ａ側から突出したときに第２固定翼２５を収納する凹部３４を備えている。このため、第２固定翼２５とスライドバルブ２７とを共にタービンホイール１４の翼間流路１６の直前に互いに干渉することなく設けることができる。ここで、上記第２固定翼２５が翼間流路１６から離れて設けられるほど、その第２固定翼２５によって第２ノズル２３から翼間流路１６に流れる排気の流速を定めることは困難になる。しかし、上述したように第２固定翼２５及びスライドバルブ２７を翼間流路１６の直前に設けることができるため、同バルブ２７の小開度時に翼間流路１６に繋がる排気流路の途中でガス流通面積の急激な拡大が生じるのを的確に抑制し、かつ第２ノズル２３から翼間流路１６に流入する排気の流速を第２固定翼２５によって的確に定めることができる。   (2) The slide valve 27 includes a recess 34 that houses the second fixed blade 25 when protruding from the nozzle wall surface 23a side. For this reason, both the second fixed blade 25 and the slide valve 27 can be provided immediately before the inter-blade channel 16 of the turbine wheel 14 without interfering with each other. Here, it is difficult to determine the flow rate of the exhaust gas flowing from the second nozzle 23 to the inter-blade channel 16 by the second fixed vane 25 as the second fixed vane 25 is provided away from the inter-blade channel 16. Become. However, since the second fixed blade 25 and the slide valve 27 can be provided immediately before the inter-blade channel 16 as described above, the exhaust channel that is connected to the inter-blade channel 16 when the valve 27 has a small opening is provided. Thus, the rapid expansion of the gas flow area can be accurately suppressed, and the flow rate of the exhaust gas flowing into the inter-blade channel 16 from the second nozzle 23 can be accurately determined by the second fixed blade 25.

（３）スライドバルブ２７の端面３１は、第２ノズル２３のノズル壁面２３ａと対向するノズル壁面２３ｂとなっている。そして、スライドバルブ２７が全閉位置と全開位置との間にあるとき、上記端面３１（ノズル壁面２３ｂ）にて開口するとともに第２固定翼２５の外形と同じ形の内形を有する凹部３４には、第２固定翼２５が挿入された状態になる。従って、このときに第２ノズル２３におけるスライドバルブ２７を通過する排気は、互いに平行なノズル壁面２３ａ，２３ｂの間を上記凹部３４の開口に影響を受けることなく滑らかに下流側に流れる。その結果、第２ノズル２３において、スライドバルブ２７によりガス流通面積が縮小する部分を排気が通過する際、その排気の流れが乱れるのを抑制することができる。   (3) The end surface 31 of the slide valve 27 is a nozzle wall surface 23 b facing the nozzle wall surface 23 a of the second nozzle 23. When the slide valve 27 is between the fully closed position and the fully open position, the recess 34 opens at the end face 31 (nozzle wall surface 23b) and has the same inner shape as the outer shape of the second fixed blade 25. Will be in the state where the 2nd fixed wing | blade 25 was inserted. Accordingly, at this time, the exhaust gas passing through the slide valve 27 in the second nozzle 23 smoothly flows downstream between the nozzle wall surfaces 23a and 23b that are parallel to each other without being affected by the opening of the recess 34. As a result, in the second nozzle 23, when the exhaust passes through the portion where the gas flow area is reduced by the slide valve 27, it is possible to suppress the disturbance of the exhaust flow.

（４）凹部３４については、スライドバルブ２７の端面３１にて開口するだけでなく同バルブ２７の内周面でも開口しており、底面３４ａが下流側に向かうほどノズル壁面２３ａとの距離が拡大するよう傾斜している。従って、凹部３４内に煤等の異物が入り込んだとしても、第２固定翼２５と底面３４ａとのクリアランスが下流側ほど大となることから、上記異物は下流側に流れやすくなるとともに、凹部３４におけるスライドバルブ２７の内周面での開口から外部に排出されやすくなる。   (4) The concave portion 34 is opened not only at the end surface 31 of the slide valve 27 but also at the inner peripheral surface of the valve 27, and the distance from the nozzle wall surface 23a increases as the bottom surface 34a goes downstream. It is inclined to do. Therefore, even if foreign matter such as wrinkles enters the concave portion 34, the clearance between the second fixed blade 25 and the bottom surface 34a increases toward the downstream side, so that the foreign matter can easily flow downstream and the concave portion 34. It becomes easy to discharge | emit outside from the opening in the internal peripheral surface of the slide valve 27.

（５）スライドバルブ２７の端面３１の上流側の部分には、上流に向かうほどノズル壁面２３ｂとの距離が拡大するよう傾斜面３５が設けられている。このため、スライドバルブ２７が全閉位置と全開位置との間にあるとき、第２ノズル２３を通過する排気は、上記傾斜面３５に沿って円滑に下流側に流れて同バルブ２７の側方を通過する。従って、第２ノズル２３において、スライドバルブ２７によりガス流通面積が縮小する部分を排気が通過する際、その排気の流れが乱れるのを抑制することができる。   (5) An inclined surface 35 is provided in the upstream portion of the end surface 31 of the slide valve 27 so that the distance from the nozzle wall surface 23b increases toward the upstream. For this reason, when the slide valve 27 is between the fully closed position and the fully open position, the exhaust gas passing through the second nozzle 23 smoothly flows downstream along the inclined surface 35 to the side of the valve 27. Pass through. Accordingly, in the second nozzle 23, when the exhaust gas passes through the portion where the gas flow area is reduced by the slide valve 27, it is possible to suppress the disturbance of the exhaust gas flow.

（６）スライドバルブ２７の端面３１における傾斜面３５と凹部３４の開口部との間には、円環状に延びるとともに同バルブ２７の突出方向に突出する接触部３６が設けられているため、スライドバルブ２７を全閉位置まで変位したときには上記接触部３６がノズル壁面２３ａに接触する。これにより、第２ノズル２３における接触部３６よりも下流側への排気の流れが遮断されるため、第２ノズル２３からタービンホイール１４の翼間流路１６への排気の流入を的確に禁止することができる。   (6) Since a contact portion 36 that extends in an annular shape and protrudes in the protruding direction of the valve 27 is provided between the inclined surface 35 on the end surface 31 of the slide valve 27 and the opening of the concave portion 34, the slide When the valve 27 is displaced to the fully closed position, the contact portion 36 contacts the nozzle wall surface 23a. Thereby, since the flow of the exhaust gas downstream of the contact portion 36 in the second nozzle 23 is blocked, the inflow of the exhaust gas from the second nozzle 23 to the inter-blade passage 16 of the turbine wheel 14 is accurately prohibited. be able to.

なお、上記実施形態は、例えば以下のように変更することもできる。
・図７（ｂ）に示されるように、凹部３４をスライドバルブ２７の周方向全体に亘って形成することで第２固定翼２５よりも大きくし、凹部３４の開口部に整流板３７を設けてもよい。この整流板３７は、板状の素材をほぼ９０度屈曲させて形成され、凹部３４における端面３１側の開口部及びスライドバルブ２７の内周面側の開口部を塞ぐよう、スライドバルブ２７に溶接等によって固定される。そして、整流板３７における端面３１側の部分はノズル壁面２３ｂとされる。また、整流板３７における端面３１側の部分には、図７（ａ）に示されるように第２固定翼２５の外形に対応した形状の穴３８が各第２固定翼２５毎に複数形成される。 In addition, the said embodiment can also be changed as follows, for example.
7B, the concave portion 34 is formed over the entire circumferential direction of the slide valve 27 so as to be larger than the second fixed blade 25, and a current plate 37 is provided at the opening of the concave portion 34. May be. The rectifying plate 37 is formed by bending a plate-shaped material approximately 90 degrees, and is welded to the slide valve 27 so as to close the opening on the end surface 31 side of the recess 34 and the opening on the inner peripheral surface side of the slide valve 27. Fixed by etc. And the part by the side of the end surface 31 in the baffle plate 37 is made into the nozzle wall surface 23b. In addition, a plurality of holes 38 having a shape corresponding to the outer shape of the second fixed wing 25 are formed in the portion on the end face 31 side of the rectifying plate 37 for each second fixed wing 25 as shown in FIG. The

こうした構成を採用した場合、凹部３４を大きく形成した分だけ、スライドバルブ２７を軽量化することができる。また、スライドバルブ２７が全閉位置と全開位置との間にあるときには、整流板３７における端面３１側の部分（ノズル壁面２３ｂ）がノズル壁面２３ａと平行になるとともに、その部分に形成された第２固定翼２５の外形に対応した形状の穴３８に当該第２固定翼２５が挿入された状態になる。このため、上記凹部３４が大きく形成されていたとしても、スライドバルブ２７の側方を通過する排気は、互いに平行となるノズル壁面２３ａ，２３ｂの間を、上記凹部３４の内側に入り込むことなく滑らかに下流側に向かって流れるようになる。従って、第２ノズル２３において、スライドバルブ２７によりガス流通面積が縮小する部分を排気が通過する際、その排気の流れが乱れるのを抑制することができる。   When such a configuration is employed, the slide valve 27 can be reduced in weight by the amount of the recessed portion 34 formed larger. When the slide valve 27 is between the fully closed position and the fully open position, the portion on the end surface 31 side (nozzle wall surface 23b) of the rectifying plate 37 is parallel to the nozzle wall surface 23a and is formed at that portion. The second fixed wing 25 is inserted into the hole 38 having a shape corresponding to the outer shape of the two fixed wings 25. For this reason, even if the concave portion 34 is formed to be large, the exhaust gas passing through the side of the slide valve 27 is smooth between the nozzle wall surfaces 23a and 23b that are parallel to each other without entering the inside of the concave portion 34. It flows toward the downstream side. Accordingly, in the second nozzle 23, when the exhaust gas passes through the portion where the gas flow area is reduced by the slide valve 27, it is possible to suppress the disturbance of the exhaust gas flow.

・図８に示されるように、スライドバルブ２７における第２ノズル２３内に突出する部分が第２固定翼２５の下流側に同第２固定翼２５と隣接するよう、スライドバルブ２７を設けてもよい。この場合においても、スライドバルブ２７をタービンホイール１４の翼間流路１６の直前に設けることができる。従って、スライドバルブ２７の小開度時、上記翼間流路１６に繋がる排気流路の途中で、ガス流通面積の急激な拡大が生じるのを的確に抑制することができる。   As shown in FIG. 8, the slide valve 27 may be provided so that the portion of the slide valve 27 protruding into the second nozzle 23 is adjacent to the second fixed blade 25 on the downstream side of the second fixed blade 25. Good. Even in this case, the slide valve 27 can be provided immediately before the inter-blade passage 16 of the turbine wheel 14. Therefore, when the slide valve 27 has a small opening, it is possible to accurately suppress the rapid expansion of the gas flow area in the middle of the exhaust passage connected to the inter-blade passage 16.

・図８における第２固定翼２５を、スライドバルブ２７における第２ノズル２３内に突出する部分に対応する位置まで、タービンホイール１４の翼間流路１６に近づけ、上記突出する部分に第２固定翼２５を収納するための凹部を設けてもよい。   The second fixed blade 25 in FIG. 8 is brought close to the inter-blade flow path 16 of the turbine wheel 14 to a position corresponding to the portion protruding into the second nozzle 23 in the slide valve 27, and second fixed to the protruding portion. You may provide the recessed part for accommodating the wing | blade 25. FIG.

・スライドバルブ２７に必ずしも傾斜面３５を設ける必要はない。
・スライドバルブ２７側のノズル壁面２３ｂを必ずしも、第２ノズル２３のノズル壁面２３ａと平行にする必要はない。 It is not always necessary to provide the inclined surface 35 on the slide valve 27.
The nozzle wall surface 23b on the slide valve 27 side is not necessarily parallel to the nozzle wall surface 23a of the second nozzle 23.

・スライドバルブ２７における凹部３４の内形を必ずしも第２固定翼２５の外形と同じ形にする必要はなく、その第２固定翼２５を挿入可能な内形に適宜変更することも可能である。   The inner shape of the recess 34 in the slide valve 27 is not necessarily the same shape as the outer shape of the second fixed wing 25, and can be appropriately changed to an inner shape into which the second fixed wing 25 can be inserted.

・タービンスクロール１７内の仕切壁１８を廃止してタービンスクロール１７内に一つのスクロール通路のみを形成し、その一つのスクロール通路におけるタービンホイール１４寄りの部分に第１ノズル２２と第２ノズル２３とを設けてもよい。   The partition wall 18 in the turbine scroll 17 is abolished and only one scroll passage is formed in the turbine scroll 17, and the first nozzle 22 and the second nozzle 23 are formed in a portion near the turbine wheel 14 in the one scroll passage. May be provided.

本実施形態のターボチャージャにおける内燃機関の排気系側の部分を示す断面図。FIG. 3 is a cross-sectional view showing a portion on the exhaust system side of the internal combustion engine in the turbocharger of the present embodiment. 上記ターボチャージャのタービンスクロール内部における第１ノズル周りの構造を示す断面図。Sectional drawing which shows the structure around the 1st nozzle in the turbine scroll inside the said turbocharger. 上記ターボチャージャのタービンスクロール内部における第２ノズル周りの構造を示す断面図。Sectional drawing which shows the structure around the 2nd nozzle in the turbine scroll inside the said turbocharger. スライドバルブの構造を示す断面図。Sectional drawing which shows the structure of a slide valve. スライドバルブの凹部を端面側から見た同バルブの部分拡大図。The partial enlarged view of the valve | bulb which looked at the recessed part of the slide valve | bulb from the end surface side. 内燃機関の回転速度の変化に対するターボチャージャの過給効率の変化を示すグラフ。The graph which shows the change of the supercharging efficiency of a turbocharger with respect to the change of the rotational speed of an internal combustion engine. （ａ）及び（ｂ）はスライドバルブの他の例を示す部分拡大図及び部分断面図。(A) And (b) is the elements on larger scale and fragmentary sectional view which show the other example of a slide valve. スライドバルブの他の例を示す断面図。Sectional drawing which shows the other example of a slide valve.

符号の説明Explanation of symbols

１１…ターボチャージャ、１２…センタハウジング、１３…ロータシャフト、１４…タービンホイール、１５…羽根、１６…翼間流路、１７…タービンスクロール、１８…仕切壁、１９…スクロール通路、２０…スクロール通路、２１…排気通路、２２…第１ノズル、２４…第１固定翼、２３…第２ノズル、２３ａ，２３ｂ…ノズル壁面、２５…第２固定翼、２７…スライドバルブ、２７ａ…アクチュエータ、２８…回転速度センサ、２９…電子制御装置、３１…端面、３２…溝、３３…シールリング、３４…凹部、３４ａ…底面、３５…傾斜面、３６…接触部、３７…整流板、３８…穴。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Turbocharger, 12 ... Center housing, 13 ... Rotor shaft, 14 ... Turbine wheel, 15 ... Blade, 16 ... Flow path between blades, 17 ... Turbine scroll, 18 ... Partition wall, 19 ... Scroll passage, 20 ... Scroll passage , 21 ... exhaust passage, 22 ... first nozzle, 24 ... first fixed blade, 23 ... second nozzle, 23a, 23b ... nozzle wall surface, 25 ... second fixed blade, 27 ... slide valve, 27a ... actuator, 28 ... Rotational speed sensor 29 ... Electronic control unit 31 ... End face 32 ... Groove 33 ... Seal ring 34 ... Recess 34a ... Bottom surface 35 ... Inclined surface 36 ... Contact part 37 ... Current plate 38 ... Hole

Claims (6)

内燃機関の排気が送り込まれるタービンスクロールと、そのタービンスクロール内の排気をタービンホイールの翼間流路に流す第１ノズル及び第２ノズルとを備え、それらノズルから前記タービンホイールの翼間流路への排気の流入により同ホイールがロータシャフトの軸線を中心に回転するターボチャージャにおいて、
前記第１ノズルには同ノズルのガス流通面積を内燃機関の低回転時に適した値に設定する第１固定翼を設け、
前記第２ノズルにおける前記翼間流路寄りの部分に、同ノズルのガス流通面積を内燃機関の高回転時に適した値に設定する第２固定翼、及び、前記第２ノズルにおける一方のノズル壁面側から前記ロータシャフトの軸線方向に突出して他方のノズル壁面に接触する全閉位置と前記他方のノズル壁面に対して前記軸線方向に最も離れる全開位置との間で変位するスライドバルブを設けたことを特徴とするターボチャージャ。 A turbine scroll into which exhaust gas from an internal combustion engine is sent, and a first nozzle and a second nozzle that flow exhaust gas in the turbine scroll to a flow path between blades of the turbine wheel, and from these nozzles to the flow path between blades of the turbine wheel In the turbocharger in which the wheel rotates around the axis of the rotor shaft by the inflow of exhaust
The first nozzle is provided with a first fixed blade for setting a gas flow area of the nozzle to a value suitable for low rotation of the internal combustion engine,
A second stationary blade that sets a gas flow area of the nozzle to a value suitable for high rotation of the internal combustion engine at a portion near the inter-blade flow path in the second nozzle, and one nozzle wall surface of the second nozzle A slide valve that is displaced between a fully closed position that protrudes from the side in the axial direction of the rotor shaft and contacts the other nozzle wall surface and a fully open position that is farthest away from the other nozzle wall surface in the axial direction. Turbocharger characterized by 前記スライドバルブは、前記一方のノズル壁面側から突出したときに前記第２固定翼を収納する凹部を備えている請求項１記載のターボチャージャ。   2. The turbocharger according to claim 1, wherein the slide valve includes a concave portion that houses the second fixed blade when protruding from the one nozzle wall surface side. 前記スライドバルブにおける前記他のノズル壁面側の面は当該他のノズル壁面と対向しており、前記凹部は前記他のノズル壁面側の面からへこむとともに前記第２固定翼の外形と同じ形の内形を有している請求項２記載のターボチャージャ。   The surface on the other nozzle wall surface side of the slide valve faces the other nozzle wall surface, and the recess is recessed from the surface on the other nozzle wall surface side and has the same shape as the outer shape of the second fixed blade. The turbocharger according to claim 2, wherein the turbocharger has a shape. 前記凹部は前記スライドバルブにおける前記他のノズル壁面側の面からへこむとともに前記第２固定翼よりも大きく形成され、
前記凹部の開口部には前記スライドバルブの突出方向と直交する方向に延びる整流板が設けられ、
前記整流板には前記第２固定翼の外形に対応した形状の穴が形成されている請求項２記載のターボチャージャ。 The recess is recessed from the surface of the other nozzle wall surface in the slide valve and is formed larger than the second fixed blade,
A rectifying plate extending in a direction orthogonal to the protruding direction of the slide valve is provided at the opening of the recess,
The turbocharger according to claim 2, wherein a hole having a shape corresponding to an outer shape of the second fixed blade is formed in the current plate. 前記スライドバルブは、前記第２固定翼の下流側に同第２固定翼と隣接するように設けられている請求項１記載のターボチャージャ。   The turbocharger according to claim 1, wherein the slide valve is provided on the downstream side of the second fixed blade so as to be adjacent to the second fixed blade. 前記スライドバルブの前記他のノズル壁面側の面における上流側の部分は、上流に向かうほど前記他のノズル壁面との距離が拡大するよう傾斜する傾斜面となっている請求項１〜５のいずれか一項に記載のターボチャージャ。   The upstream portion of the other nozzle wall surface of the slide valve is an inclined surface that is inclined so that the distance from the other nozzle wall surface increases toward the upstream. The turbocharger according to claim 1.
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