JP2014506974A - タービンホイール、タービンおよびその使用 - Google Patents

Abstract

【解決手段】低圧力比用途のタービンホイールが開示される。ホイールの入口面積（Ａ１）に対するホイールの出口面積（Ａ２）の比は約０．４未満である。一実施形態では、ホイールはラジアルホイールまたは混流式ホイールである。
【選択図】図１

Description

本発明は、タービンホール、タービンホイールを備えるタービン、ターボコンパウンドユニットおよび排気システムに関する。本発明は、これらの品目のうち一つ、複数または全ての使用にも関する。

タービンはシャフトに接続されるデバイスであり、これを用いて作動流体からシャフトにエネルギーを伝達することができる。様々なタイプのタービンの中で、ラジアルタービンは、流れが径方向に進み、ロータ経路内で方向を変えて軸方向に出ていくタービンである。混流式タービンでは、径方向の成分と軸方向の両方の成分を持つ流れが進入するが、通常は主として径方向である。ラジアルタービンおよび混流式タービンのこのような特徴のため、これらは小型の動力源が必要とされる用途に適している。主な用途は、三つの主要分野に分けることができる。すなわち、自動車、航空宇宙、海洋、発電、および、ラジアルタービンがターボチャージャーの一部である他の適切なエネルギー回収用途である。

ターボ過給は、往復動内燃機関を過給する最も一般的な方法である。なぜなら、ターボチャージャーは他の利用可能なデバイスよりもサイズが小さく軽量で安価なためである。内燃機関を過給する主な目的は、出力密度を改善することである。過給は、雰囲気よりも高い密度でエンジンシリンダ内に空気（または混合気）を導入することと定義することができる。このようにすると、一回のエンジンサイクルでより多くの燃料を燃焼することができ、その結果、出力が増大する。ターボチャージャー用途では、このような出力の増大は、燃焼により発生する排気ガスを使用してタービンを駆動し、続いてコンプレッサが駆動されることによって達成される。こうすることによって、浪費される排気ガスのエネルギーが回収される。

ターボチャージャーは、三つの主要な要素で構成される。すなわち、コンプレッサ、ベアリングハウジング、およびタービンである。典型的なターボチャージャーの設計が、図１に示されている。ターボチャージャーは、コンプレッサスクロール（ＣＳ）、インペラ（Ｉ）、シャフト（Ｓ）、タービンボリュート（ＴＨ）、およびタービンホイール（Ｗ）を有する。ターボチャージャーの運転スキームが図２に示されている。図２には、エンジン（Ｅ）、吸気マニホルド（ＩＭ）、排気マニホルド（ＥＭ）、タービン（Ｔ）、コンプレッサ（Ｃ）、およびシャフト（Ｓ）が示されている。排気ガスがエンジンシリンダ（Ｅ）から速やかに抜け出して排気マニホルド（ＥＭ）内に流れ込むと、排気ガスがタービン（Ｔ）に導かれる。ガスがタービンハウジング（ＴＨ）を通って流れると、タービンホイール（ＴＷ）と接触する。ガスがこの気流経路を通って排気ダウンパイプ内に流れると、ガスがタービンホイールを回転させ、ガスの運動エネルギーの一部をターボチャージャーに与える。接続シャフト（Ｓ）によって、膨張過程で獲得された出力がコンプレッサ（Ｃ）に伝達され、コンプレッサがインペラ（Ｉ）を通る流入空気を圧縮する。続いて、圧縮された空気がコンプレッサスクロール（ＣＳ）内に流れ、そこでさらなる圧縮が行われ、最終的にインテークマニホルド（ＩＭ）を通ってエンジンシリンダ内に絞り出される。タービン内で膨張した後、タービンから出る排気ガスは、通常、テールパイプ内に導かれ、その後周囲環境に追い出される。しかしながら、タービンから出る排気ガスは、依然としていくらかのエネルギーを有しており、これを抽出してエンジン性能をさらに高めることができる。このタスクを実現するためにさらなるデバイスを使用することは、通常、「ターボコンパウンディング」と呼ばれている。

（排気ガスから抽出されたエネルギーがコンプレッサに直接伝達される）ターボチャージャーとは異なり、ターボコンパウンドユニットは、排気ガスによって回収されたエネルギーをクランクシャフトに直接伝達する（機械的ターボコンパウンディング）か、またはシャフトを介してバッテリに供給する発電機に直接伝達する（電気的ターボコンパウンディング）排気駆動タービンによって構成される。それにもかかわらず、ターボチャージャーのタービン内で膨張の大半が既に発生しているので、ターボコンパウンドユニットで利用可能な排気ガスからの圧力は大きくないことを理解すべきである。ターボコンパウンドユニットは、非常に低い圧力比で、例えば入口−出口圧力比が約１．０２〜１．２の間で動作可能でなければならない。現在市販されているラジアルタービンおよび混流式タービンは、通常はピーク正規化全圧−静圧効率（peak normalised total-to-static efficiency）が０．９〜１．０の範囲となるような、より高い圧力比で作動するように設計されている。このことは、従来のターボチャージャータービンの典型的なタービンマップを与える図３に示されている。図３から、１．２よりも大きい圧力比（ＰＲ）領域においては、タービン性能が
であることが分かる。しかしながら、圧力比が１．２未満に落ちるやいなや、タービンの正規化全圧−静圧効率が０．６未満の値に急激に低下する。このような傾向は、現在市場に存在する全てのラジアルタービンおよび混流式タービンに共通している。正規化全圧−静圧効率が０．６未満であるタービンは、エネルギー回収用途での使用に適さないので、既存のタービンは、低圧力比でのターボコンパウンディングでの使用には適していない。

したがって、本発明の目的は、従来技術のテクノロジーにおけるこの欠点を解決することである。

本発明は、ラジアルタービンホイールまたは混流式タービンホイールにおいて特徴の新規な組み合わせを提供することによって、従来技術の欠点を解決することを目的とする。

高性能低圧力タービンを提供する方法が開発され、コンピュータ分析および実験的研究で検証された。

本発明の第１態様によると、低圧力比用途のタービンホイールが提供される。ホイール入口面積（Ａ１）に対するホイール出口面積（Ａ２）の比は、約０．４未満である。

入口面積は、タービンホイールの軸の周りに、タービン翼のうちの一つの第１縁を回転させることによって表現される面積として定義することができる。第１縁は、入口に隣接するように配置されたエッジである。出口面積は、軸周りにタービン翼のうちの一つの第２縁を回転させることによって表現される面積として定義することができる。第２縁は、出口に隣接するように配置された縁である。入口および／または出口はそれぞれ、タービンホイールを少なくとも部分的に覆うシュラウドの入口および出口であってもよい。

Ａ２／Ａ１の比が、約０．３〜約０．４の間であってもよい。

本発明の第２態様によると、上に定義したタービンホイールを備えるとともに、タービンホイールを少なくとも部分的に覆ってタービンの入口および出口を定義するシュラウドをさらに備えるタービンが提供される。

出口に隣接する翼の先端の半径に対する、出口に隣接する翼の根本の半径の比が、約０．７未満であってもよいし、約０．２〜約０．７の間であってもよい。これら二つの半径の比の代わりに、シュラウドにより画成される出口の半径（Ｒ４）に対する、出口に隣接するタービンホイールのハブの半径（Ｒ３）の比を使用してもよい。この値は、多くの場合、根本半径がハブ半径と実質的に同一であり、また、多くの場合、先端半径が出口半径と実質的に同一であるという理由で与えられるものとほぼ同じである。

入口に隣接する翼の先端の半径に対する、出口に隣接する翼の先端の半径の比は、約１．０未満であってもよいし、約０．６〜約０．９の間であってもよい。これら二つの半径の比の代わりに、シュラウドによって画成される入口の半径（Ｒ１）に対する、シュラウドによって画成される出口の半径（Ｒ４）の比を使用してもよい。この値は、対応する半径が多くの場合実質的に同一であるという理由で与えられるものとほぼ同じである。

出口相対流れ角度（exit relative flow angle）は、約−５５度未満であってもよいし、約−４１度〜約−５５度の間であってもよい。

タービンホイールは、ラジアルフロータービンホイールであってもよい。タービンホイールは、混流式タービンホイールであってもよい。したがって、タービンはラジアルフロータービンであってもよいし、混流式タービンであってもよい。

本発明の第３態様によると、上に定義したタービンを備えるターボコンパウンドユニットが提供される。

本発明の第４態様によると、上に定義したタービンを備える排気システムが提供される。排気システムは、タービンを有するターボコンパウンドユニットを備えてもよい。排気システムは、さらにターボチャージャーを備えてもよい。タービン上流の排気流の中にターボチャージャーが配置されてもよい。排気システムは、車両用の排気システムであってもよい。おそらくは、あらゆる用途の排気システムであってよい。エンジン用の排気システムであってもよい。

本発明の第５態様によると、約１．２未満の圧力比を持つ流れの中での、上に定義したタービンホイールの使用が提供される。圧力比は、約１．０２〜約１．２の間であってもよい。この使用は、上に定義した排気システム内での使用であってもよい。

市販されているターボチャージャータービンとは異なり、新たに設計されたタービンは、非常に低い圧力比
で高効率で動作することができる。タービンマップのこのような低圧力比領域では、標準的なターボチャージャータービンの効率は大きく低下する。これは図３に示されている。（高い速度比に対応する）低い圧力比では、標準的なタービンは適切な応答を提供することができず、正規化全圧−静圧効率が０．８を下回る。対照的に、タービンマップのこのような領域において、本明細書で提案される高性能低圧力タービンは、より高い正規化全圧−静圧効率を獲得することに成功している。少なくとも特定の実施形態では、正規化効率が０．９を上回る。

現在のタービン設計、ロータへの入口と出口との間の面積比の最適化、および出口相対流れ角度の適切な選択によって、設計速度において、約１．０〜１．１のピーク正規化全圧−静圧効率を達成することが可能になる。

自動車部門への適用に加えて、低圧比タービンは他の動力発生用途での使用も可能であり、大型のターボ過給エンジンを使用し長期間にわたり動作条件を一定にすると、低圧力比タービンが非常に望ましいものとなる。

少なくとも特定の実施形態は以下のものも提供する。
・低エネルギー含量排気ガスから相当量の出力を引き出す性能。
・自動車、航空宇宙、海洋、発電システム、および他の適切なエネルギー回収用途などの様々な用途への適応性。
・我々のコンセプトを「ボルトで留める（bolt-on）」ことができるので、現在の技術への改良策を開拓する可能性がある。理想的には、エンジンプログラムの初期ステージでこのシステムが考慮されてもよい。
・「より電気的な」パワートレインに本発明を統合する可能性がある。パワートレインで、回収された余分なエネルギーが電気エネルギーに変換され、他のシステム（補助装置、過給など）で利用可能となる。
・用途により必要とされる、より高い出力定格へのアップスケールの可能性（本システムは、重いエンジンの小型化と電気システム、発電機／バッテリの限界に起因して、低動力回収定格に限定される）。

添付の図面を参照して例示のみを目的として、本発明の特定の実施形態について以下で説明する。

既存のターボチャージャーの設計を示す図である。 ターボ過給エンジンの典型的な構成を示す図である。 正規化全圧−静圧効率（縦軸）と圧力比（ＰＲ）（横軸）を表すタービンマップである。全圧−静圧効率曲線は、等価なパーセント速度に関して与えられた速度パラメータ（ＳＰ）による凡例に示されているように、一定の速度線に対してプロットされている。この図は、従来技術を用いて取得された正規化全圧−静圧効率と、本発明の実施形態（ＬＰＴ設計）を用いて取得された正規化全圧−静圧効率とを比較している。 翼負荷係数（blade loading coefficient）（Ψ）（縦軸）および流量係数（Φ）（横軸）をタービンの全圧−静圧効率（点線）と相関させるチャートである。 本発明を具現化するタービンホイールの軸方向図と、タービンホイール（１）の入口における流速トライアングルを示す図である。この図には、絶対流速（Ｃ１）、相対流速（Ｗ１）、周縁速度（Ｕ１）、絶対流れ角度（α１）、および相対流れ角度（β１）が示されている。 絶対流れ角度（α１）の感度（横軸）と正規化タービン全圧−静圧効率（縦軸）の感度を示す図である。 本発明を具現化するタービンホイールの径方向図と、タービンホイールへの出口（２）における流速トライアングルを示す図である。この図には、絶対流速（Ｃ２）、相対流速（Ｗ２）、周縁速度（Ｕ２）、絶対流れ角度（α２）、および相対流れ角度（β２）が示されている。 出口絶対流れ角度（β２）（横軸）と正規化タービン全圧−静圧効率（縦軸）の感度を示す図である。 縦断面への投影として取得された翼断面を示す図である。 出口流れ角度（β２）（縦軸）と、出口半径（Ｒ４）と入口半径（Ｒ１）の比、および出口ハブ半径（Ｒ３）と出口シュラウド半径（Ｒ４）の比（縦軸）との感度を示す図である。 本発明を具現化するタービンホイールの等角図であり、設計で考慮されたタービンへの入口面積（Ａ１）と出口面積（Ａ２）が斜線領域によって示されている。 出口相対流れ角度（β２）（横軸）と、タービンへの出口面積（Ａ２）と入口面積（Ａ１）の比（Ａ２／Ａ１）（縦軸）との感度を示す図である。 タービンへの出口面積（Ａ２）と入口面積（Ａ１）の比（Ａ２／Ａ１）と、正規化タービン全圧−静圧効率との感度を示す図である。 ラジアルタービンと混流式タービンの違いを示す図である。

低圧タービンの設計について以下で説明する。無次元設計プロシージャは、タービン構成全体を決定するよう意図されている。

図４ないし１４を参照して、本発明の実施形態を説明する。

タービンの構成は、翼負荷係数（blade loading coefficient）Φと流量係数（flow coefficient）Ψという二つのパラメータとともに開始される。翼負荷係数および流量係数は、二つの無次元パラメータである。Ψは、実エンタルピー変化（Ｕ２・Ｃ２・ｔａｎα２−Ｕ１・Ｃ１・ｔａｎα１）と周縁速度（Ｕ１）の平方との比として定義される。一方、Φは、絶対流速（ＣＭ１）の経線（meridional）成分と周縁速度（Ｕ１）との比として定義される。図４に示すように、翼負荷係数および流量係数は、全圧−静圧効率（total-to-static efficiency）と独自に相関している。

図４は、流量係数（Φ）が０．１〜０．３の範囲、翼負荷係数（Ψ）が０．７〜１．１の範囲における最適な全圧−静圧効率領域を示している。

これは、絶対流れ角度（α１）（図５）の値が約８０°未満の値となるように制約する。これが第１要件になる。

この要件は、絶対流れ角度α１に対して全圧−静圧効率がプロットされた図６に示されている。この図は、α１が増加すると全圧−静圧効率が増加することを示している。しかしながら、絶対流速（Ｃ１）を接線方向にし入射損失を高くするので、α１について高すぎる値を選択することはできない。これは、「第２要件」と呼ばれる。

上述した要件は、翼数が８〜１３枚の間で変化するように制約する。これにより製造可能性が保障され、タービン出口における翼の密集を回避する。

前述の要件の全てが、マイクロラジアル／混合タービンの従来技術の用途とは異なるようにホイールジオメトリを制約する低圧力比条件
で満足される必要がある。

さらなるタービンの開発は、ロータ排出条件を評価することによって実行される（図７）。これは、図８に示すように、タービン全圧−静圧効率（縦軸）に対する出口相対流れ角度（β２）（横軸）を変化させることで決定される。

図８から、出口相対流れ角度β２が増加すると全圧−静圧効率が増加することが分かる。このように、β２の値はできるだけ高く設定されるべきである。しかしながら、β２が大きいと、流れの分離の量および二次流れが増加し、これが全圧−静圧効率の損失に寄与し、タービンの動作範囲をさらに制限する。

したがって、最適な出口相対流れ角度（β２）は、流れの分離および再循環が発生するのを防止するが、より高い全圧−静圧効率を依然として維持するように定義される必要がある。

β２の選択は、ロータホイールジオメトリに直接影響を与える。そのジオメトリを定義する幾何学的パラメータが図９に与えられている。

この図には、タービンホイールの前縁（Ｒ１およびＲ２）と後縁（Ｒ３およびＲ４）における半径が示されている。
Ｒ１：ロータシュラウド直径（前縁）
Ｒ２：ロータハブ直径（前縁）
Ｒ３：ロータハブ直径（後縁）
Ｒ４：ロータシュラウド直径（後縁）

出口相対流れ角度β２とホイールジオメトリとの間の相関が、図１０に示されている。この図では、異なる出口相対流れ角度（β２）に対して、ハブ出口半径（Ｒ３）とシュラウド出口半径（Ｒ４）との比が定められている。図１０は、出口相対流れ角度（β２）が増加すると半径比Ｒ３／Ｒ４が増加することを示しており、これは、全圧−静圧効率（図７）における増加に対応する。

半径比Ｒ３／Ｒ４は、０．２〜０．７の範囲の値に保持されなければならない。０．２未満のＲ３／Ｒ４の値は、シャフト強度を制限する一方、０．７より大きいＲ３／Ｒ４の値は大きなハブに対応し、ホイールの慣性を増加させる。

上述したβ２およびＲ３／Ｒ４の選択は、タービン翼の出口−入口条件も定義する。シュラウド出口半径（Ｒ４）とシュラウド入口半径（Ｒ１）との比が求められ、出口相対流れ角度（β２）に対してプロットされる（図１０）。

図１０は、半径比Ｒ４／Ｒ１がβ２とともに線形的に変化し、ホイールを通して膨張が大きくなりすぎるので、１．０を越えることができないことを示している。ゆえに、半径比Ｒ４／Ｒ１は、０．６〜０．９の間で変化しなければならない。

低圧力比条件を満足する一方、高い全圧−静圧効率を依然として維持するために、出口面積（Ａ２）と入口面積（Ａ１）（図１１）との比を小さい値に保持することによって、上述した要件を獲得することができる。

図１２は、出口相対流れ角度（β２）に対する面積比（Ａ２／Ａ１）（縦軸）の変化を示す。この図は、β２に対して必要な流れ条件を満足するために、面積比が小さな値に維持されなければならないことを示している。この条件は、図１３に示すように、タービンの全圧−静圧効率と直接関係している。この図は、Ａ２／Ａ１が増加すると全圧−静圧効率が増加することを示している。

出口相対流れ角度（β２）と面積比Ａ２／Ａ１との間の直接的な相関の結果として、０．４より小さいＡ２／Ａ１に対する最大全圧−静圧効率条件が求められる。

上述した要件は、低圧力条件で動作するラジアルタービンホイールまたは混流式タービンホイールの翼形状を定める。シュラウド入口半径（Ｒ１）、入口シュラウド出口半径（Ｒ４）、ハブ出口半径（Ｒ３）、出口相対流れ角度（β２）、および面積比条件（Ａ２／Ａ１）が独自に翼形状を定義する。

一旦ハブおよびシュラウドの幾何学結果が定義されると、標準４次ベジェ多項式曲線を使用して、ハブからシュラウドまでの翼断面を定義し、単一のキャンバーライン曲線を生成する。

ラジアルファイバー翼設計法を使用することによって、翼形状が最終的に完成する。ラジアルタービンと混流式タービンとの区別は、タービンへの入口での円錐角（ψ）である（図１４）。定義により、ラジアルタービンは入口翼角度βＢ＝０であり、翼ラジアルファイバー要件が、円錐角をψ＝９０°で固定するように制約する。混流式タービンでは、ラジアルタービンの入口翼を径方向にスイープするが、ラジアルファイバー条件
を維持することによって、ゼロ翼角度制限を克服することができる。これに加えて、ラジアルタービンでは、シュラウド入口半径（Ｒ１）がハブ入口半径（Ｒ２）と等しい、すなわちＲ１＝Ｒ２である。しかしながら、ラジアルタービンまたは混流式タービンのいずれが設計されているかとは関係なく、プロシージャは変化しない。

約０．４を下回るような比Ａ２／Ａ１を採用する本明細書に開示された手法は、タービン性能を変化させる確立された手法とは対照的であることを認めるであろう。具体的には、確立された手法は、タービンホイールおよびタービンシュラウドの断面の再形成を教示し、比Ａ２／Ａ１を考慮しないこと、または、この比が約０．４を下回るようにタービンを改良して、低圧力比用途に特に適しているタービンを提供することが理解されるだろう。

本開示は、ラジアルタービンと混流式タービンの両方に適用される。

Claims (17)

1. 低圧力比用途のタービンホイールであって、
   ホイールの入口面積（Ａ１）に対するホイールの出口面積（Ａ２）の比が約０．４未満であることを特徴とするタービンホイール。
2. Ａ２／Ａ１の比が約０．３から約０．４の間であることを特徴とする請求項１に記載のタービンホイール。
3. 出口近傍の翼の先端の半径に対する出口近傍の翼の根本の半径の比が約０．７未満であることを特徴とする請求項１または２に記載のタービンホイール。
4. 出口近傍の翼の先端の半径に対する出口近傍の翼の根本の半径の比が、約０．２から約０．７の間であることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載のタービンホイール。
5. 入口近傍の翼の先端の半径に対する出口近傍の翼の先端の半径の比が約１．０未満であることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載のタービンホイール。
6. 入口近傍の翼の先端の半径に対する出口近傍の翼の先端の半径の比が、約０．６から約０．９の間であることを特徴とすることを特徴とする請求項１ないし５のいずれかに記載のタービンホイール。
7. 出口相対流れ角度が約−５５°未満であることを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載のタービンホイール。
8. 出口相対流れ角度が約−４１°から約−５５°の間であることを特徴とする請求項１ないし７のいずれかに記載のタービンホイール。
9. ラジアルフロータービンホイールであることを特徴とする請求項１ないし８のいずれかに記載のタービンホイール。
10. 混流式タービンホイールであることを特徴とする請求項１ないし８のいずれかに記載のタービンホイール。
11. 請求項１ないし１０のいずれかに記載のタービンホイールを備え、
    前記タービンホイールを少なくとも部分的に覆ってタービンの入口および出口を画成するシュラウドをさらに備えるタービン。
12. シュラウドにより画成される出口の半径（Ｒ４）に対する、出口近傍のタービンホイールのハブの半径（Ｒ３）の比が約０．７未満であり、選択的には約０．２から約０．７の間であることを特徴とする請求項１１に記載のタービン。
13. シュラウドにより画成される入口の半径（Ｒ１）に対する、シュラウドにより画成される出口の半径（Ｒ４）の比が約１．０未満であり、選択的には約０．６から約０．９の間であることを特徴とする請求項１１または１２に記載のタービン。
14. 請求項１１ないし１３のいずれかに記載のタービンを備えるターボコンパウンドユニット。
15. 請求項１１ないし１３のいずれかに記載のタービンを備えるか、または請求項１３に記載のターボコンパウンドユニットを備える排気システム。
16. 約１．２未満の圧力比を持つ流れの中での、請求項１ないし１０のいずれかに記載のタービンホイールの使用。
17. 圧力比が約１．０２から約１．２の間である、請求項１６に記載のタービンホイールの使用。