WO2015002142A1 - 可変ノズルユニット及び可変容量型過給機 - Google Patents

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WO2015002142A1
WO2015002142A1 PCT/JP2014/067381 JP2014067381W WO2015002142A1 WO 2015002142 A1 WO2015002142 A1 WO 2015002142A1 JP 2014067381 W JP2014067381 W JP 2014067381W WO 2015002142 A1 WO2015002142 A1 WO 2015002142A1
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variable nozzle
blade
variable
wall member
turbine
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PCT/JP2014/067381
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English (en)
French (fr)
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森田　功
奈都子 元田
Original Assignee
株式会社Ihi
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D17/00—Regulating or controlling by varying flow
    • F01D17/10—Final actuators
    • F01D17/12—Final actuators arranged in stator parts
    • F01D17/14—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits
    • F01D17/16—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of nozzle vanes
    • F01D17/165—Final 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/24—Control of the pumps by using pumps or turbines with adjustable guide vanes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/12—Blades
    • F01D5/14—Form or construction
    • F01D5/141—Shape, i.e. outer, aerodynamic form
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/40—Application in turbochargers
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a variable nozzle unit and a variable displacement supercharger capable of adjusting a flow path area (throat area) of a gas such as exhaust gas.
  • variable nozzle units used in variable capacity superchargers.
  • the configuration of a general variable nozzle unit is as follows (see Patent Document 1 and Patent Document 2).
  • An annular first wall member is provided on the radially outer side (inlet side) of the turbine impeller in the turbine housing of the variable capacity turbocharger.
  • An annular second wall member is provided at a position opposite to the first wall member in the axial direction of the turbine impeller.
  • the first wall member has a facing surface that faces the second wall member, and the second wall member has a facing surface that faces the first wall member.
  • a plurality of variable nozzle blades are arranged at intervals in the circumferential direction between the facing surface of the first wall member and the facing surface of the second wall member. Each variable nozzle blade is provided so as to be rotatable in an opening / closing direction (forward / reverse direction) around an axis parallel to the axis of the turbine impeller.
  • the plurality of variable nozzle blades are rotated in the opening direction (forward direction) in synchronization to increase the throat area.
  • the plurality of variable nozzle blades rotate in the closing direction (reverse direction) synchronously to reduce the throat area.
  • Patent Documents 3 and 4 disclose prior art related to the present invention.
  • the side clearance is between the side surface on the hub side of each variable nozzle blade and the opposed surface of the first wall member, and on the shroud side of each variable nozzle blade. It is formed between the side surface and the opposing surface of the second wall member. If the clearance flow (ie, the gas flow through the side clearance) increases during operation of the variable displacement turbocharger, the energy loss region on the inlet side of the turbine impeller increases due to the mixing of the clearance flow and the main flow. In addition, the turbine efficiency of the variable capacity supercharger is reduced. That is, there is a problem that it is not easy to increase the turbine efficiency of the variable capacity supercharger while ensuring the reliability of the rotation operation of each variable nozzle blade. In particular, since the angle (intersection angle) formed by the clearance flow and the mainstream flow is large in the operating region (operating point) on the small flow rate side, the above problem becomes more prominent.
  • variable nozzle unit is used for a variable displacement supercharger but also when used for another turbo rotating machine such as a gas turbine.
  • an object of the present invention is to provide a variable nozzle unit and a variable displacement supercharger that can solve the above-mentioned problems.
  • a variable nozzle unit capable of adjusting a flow passage area (throat area) of gas supplied to a turbine impeller of a turbo rotating machine.
  • a first wall member provided on the radially outer side (inlet side) of the turbine impeller in the turbine housing, and an axial direction of the turbine impeller with respect to the first wall member so as to face the first wall member
  • a second wall member spaced apart from the first wall member and a second wall member spaced apart in a circumferential direction between the first wall member and the second wall member, and an axis parallel to the axis of the turbine impeller
  • the shroud is pivotable in the opening / closing direction (forward / reverse direction) around the center, and the shroud side facing the second wall member protrudes (protrudes) radially inward from the hub side facing the first wall member.
  • Twist the trailing edge A plurality of variable nozzle vanes which twisted constructed mainly, by comprising the the gist.
  • the “turbo rotating machine” means a variable capacity supercharger and a gas turbine.
  • the “first wall member” and the “second wall member” may constitute a part of the turbine housing.
  • “provided” means that it is indirectly provided through another member in addition to being directly provided.
  • the term “arranged” is intended to include being disposed indirectly through another member in addition to being disposed directly.
  • the twist angle of each variable nozzle blade may be set to 2.0 to 5.0 degrees.
  • variable capacity supercharger that supercharges air supplied to the engine side using energy of exhaust gas from the engine.
  • the gist is that a variable nozzle unit is provided.
  • FIG. 1A is a view of a variable nozzle blade according to an embodiment of the present invention as viewed from the axial direction of a turbine impeller.
  • FIG. 1B (a) shows a meridional view of the periphery of the variable nozzle blade according to the embodiment of the present invention
  • FIG. 1B (b) shows the periphery of the variable nozzle blade according to the embodiment of the present invention viewed from the front edge side.
  • FIG. FIG. 2A is an enlarged cross-sectional view taken along line II-II in FIG. 3 and shows a state in which the opening degrees of a plurality of variable nozzle blades are opened.
  • FIG. 2B is an enlarged cross-sectional view taken along line II-II in FIG. FIG.
  • FIG. 3 is a front sectional view (a meridional view) of a radial turbine in the variable capacity turbocharger according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is a front sectional view (a meridional view) of the variable capacity supercharger according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 5A is a view of a variable nozzle blade according to a first modification of the embodiment of the present invention as viewed from the axial direction of the turbine impeller.
  • FIG. 5B (a) is a meridional view around the variable nozzle blade according to the first modification of the embodiment of the present invention, and
  • FIG. 5B (b) is a first modification of the embodiment of the present invention viewed from the front edge side.
  • FIG. 6A is a view of a variable nozzle blade according to a second modification of the embodiment of the present invention as viewed from the axial direction of the turbine impeller.
  • 6B (a) is a meridional view around the variable nozzle blade according to the second modification of the embodiment of the present invention, and
  • FIG. 6B (b) is a second modification of the embodiment of the present invention viewed from the front edge side.
  • FIG. 7A (a) is a perspective view of a plurality of variable nozzle blades according to the invention example, and FIG.
  • FIG. 7A (b) is a view of the plurality of variable nozzle blades according to the invention example as viewed from the axial direction of the turbine impeller.
  • FIG. 7B (a) is a perspective view of a plurality of variable nozzle blades according to a comparative example
  • FIG. 7B (b) is a view of the plurality of variable nozzle blades according to the comparative example viewed from the axial direction of the turbine impeller.
  • 8 (a) and 8 (b) are diagrams showing a region where energy loss is large on the inlet side of the turbine impeller in the operating region on the small flow rate side
  • FIG. 8 (a) is a variable according to the invention example. The case where a nozzle blade is used is shown, and FIG.
  • FIG. 8B shows the case where a variable nozzle blade according to a comparative example is used.
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the twist angle of the variable nozzle blade and the improvement rate of the turbine efficiency in the operating region on the small flow rate side.
  • FIG. 10 is a diagram showing the results of an aerodynamic performance test simulating actual operating conditions.
  • the present invention is based on the following knowledge newly obtained by the inventors of the present application.
  • the first finding is that the variable nozzle blade is configured to be twisted with the trailing edge as a twist center so that the shroud side protrudes radially inward from the hub side (FIGS. 7A (a) and 7A (b)).
  • the comparative nozzle shown in FIGS. 7B (a) and 7B (b) is not used. Therefore, as shown in FIGS. 8A and 8B, as compared with the case of the variable nozzle blade 200 having the leading edge 200a and the trailing edge 200t, the inlet of the turbine impeller is operated during the operation of the turbo rotating machine.
  • the region L having a large energy loss on the side E can be reduced. This is because the variable nozzle blade 100 is configured to be twisted with the trailing edge 100t as a twisting center so that the shroud side 100s protrudes radially inward from the hub side 100h, thereby reducing the clearance flow through the side clearance. This is probably due to this.
  • FIG. 7A (a) is a perspective view of a plurality of variable nozzle blades 100 according to the invention example
  • FIG. 7A (b) is a view of the plurality of variable nozzle blades 100 according to the invention example from the axial direction of the turbine impeller
  • 7B is a perspective view of a plurality of variable nozzle blades 200 according to the comparative example
  • FIG. 7B is a diagram of the plurality of variable nozzle blades 200 according to the comparative example viewed from the axial direction of the turbine impeller.
  • FIGS. 8A and 8B are diagrams showing a region L where energy loss is large on the inlet side E of the turbine impeller in the operating region on the small flow rate side
  • FIG. 8A is an example of the invention.
  • FIG. 8B shows a case where the variable nozzle blade 200 according to the comparative example is used.
  • the inter-blade distance on the midspan side 100m (the center side of the shroud side 100s and the hub side 100h) of the plurality of variable nozzle blades 100 according to the invention example is the same as the inter-blade distance of the plurality of variable nozzle blades 200 according to the comparative example. They are set the same. 7A (b) and 7B (b), “ID” indicates the radially inner side, and “OD” indicates the radially outer side. Further, the region L where the energy loss is large in FIGS. 8A and 8B is obtained by a three-dimensional steady-state viscous CFD (Computational Fluid Dynamics) analysis. It was assumed that the side clearance was smaller than the side clearance on the hub side H.
  • CFD Computational Fluid Dynamics
  • the second finding is that when the twist angle of the variable nozzle blade is 2.0 to 5.0 degrees, as shown in FIG. 9, the improvement rate of the turbine efficiency of the turbo rotating machine can be sufficiently increased. That's it.
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the twist angle of the variable nozzle blade and the improvement rate of the turbine efficiency in the operating region on the small flow rate side.
  • the twist angle of the variable nozzle blade refers to the twist angle of the shroud side with respect to the hub side of the variable nozzle blade, and when the shroud side of the variable nozzle blade protrudes radially inward from the hub side, the variable nozzle blade The sign of the twist angle of the variable nozzle is positive, and the sign of the twist angle of the variable nozzle is negative when the hub side of the variable nozzle blade protrudes radially inward from the shroud side.
  • variable nozzle blade according to the invention example when used, the variable nozzle blade according to the comparative example is used.
  • the turbine efficiency was improved over the entire operating range, particularly in the operating range on the small flow rate side.
  • L is the left direction
  • R is the right direction
  • ID is the radially inner side
  • OD is the radially outer side
  • RD is the rotational direction of the turbine impeller (rotor shaft).
  • variable capacity supercharger an example of a supercharger 1 according to the present embodiment uses pressure energy of exhaust gas (an example of gas) from an engine (not shown), The air supplied to the engine is supercharged (compressed).
  • the variable capacity 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.
  • the plurality of bearings 5 and 7 are rotatably provided with a rotor shaft (turbine shaft) 9 extending in the left-right direction.
  • the rotor shaft 9 is rotatably provided in the bearing housing 3 via the plurality of bearings 5 and 7.
  • a compressor 11 that compresses air using centrifugal force is disposed.
  • a specific configuration of the compressor 11 is as follows.
  • Compressor housing 13 is provided on the right side of bearing housing 3.
  • a compressor impeller 15 is provided in the compressor housing 13 so as to be rotatable about its axis.
  • the compressor impeller 15 is integrally connected to the right end portion of the rotor shaft 9.
  • the compressor impeller 15 includes a compressor disk 17.
  • the hub surface 17h of the compressor disk 17 extends from the right side to the radially outer side (the radially outer side of the compressor impeller 15).
  • a plurality of compressor blades 19 are integrally formed on the hub surface 17 h of the compressor disk 17 at intervals in the circumferential direction.
  • An air inlet 21 for taking air into the compressor housing 13 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 air.
  • an annular diffuser passage 23 that pressurizes compressed air is formed on the outlet side of the compressor impeller 15 between the bearing housing 3 and the compressor housing 13 (downstream side when viewed from the air flow direction). Yes.
  • a spiral compressor scroll passage 25 is formed inside the compressor housing 13, and the compressor scroll passage 25 communicates with the diffuser passage 23.
  • An air discharge port 27 for discharging the compressed air to the outside of the compressor housing 13 is formed at an appropriate position of the compressor housing 13. The air discharge port 27 is connected to an intake manifold (not shown) of the engine.
  • An annular seal plate 29 is provided on the right side of the bearing housing 3 to prevent leakage of compressed air to the thrust bearing 7 side.
  • a radial turbine 31 is disposed on the left side of the bearing housing 3 to generate a rotational force (rotational torque) using the pressure energy of the exhaust gas.
  • a specific configuration of the radial turbine 31 is as follows.
  • a turbine housing 33 is provided on the left side of the bearing housing 3.
  • a turbine impeller 35 is provided in the turbine housing 33 so as to be rotatable about its axis.
  • the turbine impeller 35 is integrally connected to the left end portion of the rotor shaft 9.
  • the turbine impeller 35 includes a turbine disk 37.
  • the hub surface 37h of the turbine disk 37 extends from the left side (one axial direction side of the turbine impeller 35) to the radially outer side (the radial direction outer side of the turbine impeller 35).
  • a plurality of turbine blades 39 are integrally formed on the hub surface 37 h of the turbine disk 37 at equal intervals in the circumferential direction.
  • a gas inlet 41 for taking exhaust gas into the turbine housing 33 is formed at an appropriate position of the turbine housing 33.
  • the gas inlet 41 is connected to an exhaust manifold (not shown) of the engine.
  • a spiral turbine scroll passage 43 is formed on the inlet side of the turbine impeller 35 inside the turbine housing 33 (upstream side when viewed from the flow direction of the exhaust gas).
  • the turbine scroll passage 43 communicates with the gas intake 41.
  • a gas discharge port 45 for discharging the exhaust gas is formed on the outlet side of the turbine impeller 35 in the turbine housing 33 (downstream side when viewed from the flow direction of the exhaust gas).
  • the gas discharge port 45 is connected to a catalyst (not shown) via a connecting pipe (not shown).
  • an annular step 47 is formed on the inlet side of the gas discharge port 45 in the turbine housing 33.
  • An annular heat shield plate 49 that shields heat from the turbine impeller 35 side is provided on the left side surface of the bearing housing 3.
  • 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.
  • variable nozzle unit 53 for adjusting (variable) the flow area (throat area) of exhaust gas supplied to the turbine impeller 35 side is disposed.
  • the specific configuration of the variable nozzle unit 53 is as follows.
  • a nozzle ring 55 as a first wall member is disposed concentrically with the turbine impeller 35 via a support ring 57 on the radially 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.
  • the nozzle ring 55 is formed with a plurality (only one shown) of first support holes 59 penetrating 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 integrally and concentrically with the nozzle ring 55 via a plurality of connecting pins 63 at a position facing the nozzle ring 55 in the lateral direction.
  • the shroud ring 61 is provided to be separated from the nozzle ring 55 in the axial direction of the turbine impeller 35 so as to face the nozzle ring 55.
  • the nozzle ring 55 is formed in an annular shape, for example.
  • a plurality (only one is shown) of second support holes 65 are formed in the shroud ring 61 so as to penetrate the shroud ring 61 at equal intervals in the circumferential direction so as to align with the plurality of first support holes 59 of the nozzle ring 55.
  • the plurality of connecting pins 63 have a function of setting an interval between the facing surface of the nozzle ring 55 and the facing surface of the shroud ring 61.
  • the shroud ring 61 has a cylindrical shroud portion 67 that covers the outer edges of the plurality of turbine blades 39 on the inner peripheral edge side.
  • the shroud portion 67 protrudes leftward (one axial direction side of the turbine impeller 35) and is located inside the stepped 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 are provided on the inner peripheral surface of the stepped portion 47 of the turbine housing 33 with its own elastic force (elastic force of the plurality of seal rings 71). Is provided in pressure contact.
  • the inner peripheral edge of each seal ring 71 is fitted in the ring groove 69 of the shroud ring 61.
  • variable nozzle blades between the nozzle ring 55 and the shroud ring 61 (in other words, between the facing surface of the nozzle ring 55 and the facing surface of the shroud ring 61).
  • 73 are arranged at equal intervals in the circumferential direction.
  • Each variable nozzle blade 73 is rotatable in the opening / closing direction (forward / reverse direction) 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 (side surface of the hub side 73 h) of each variable nozzle blade 73.
  • the first blade shaft 75 is rotatably supported in the corresponding first support hole 59 of the nozzle ring 55.
  • a second blade shaft 77 is integrally formed with the first blade shaft 75 on the left side surface (side surface of the shroud side 73 s) of each variable nozzle blade 73.
  • the second blade shaft 77 is rotatably supported in the corresponding second support hole 65 of the shroud ring 61.
  • Each variable nozzle blade 73 has a first flange (not shown) that can contact the opposing surface of the nozzle ring 55 on the base end side of the first blade shaft 75. Further, each variable nozzle blade 73 has a second flange portion (not shown) that can contact the facing surface of the shroud ring 61 on the proximal end side of the second blade shaft 77.
  • Each variable nozzle blade 73 is a double-supported type having a first blade shaft 75 and a second blade shaft 77, but may be a cantilever type in which the second blade shaft 77 is omitted.
  • variable nozzle blades 73 are set to have the same cord length from the shroud side 73s to the hub side 73h.
  • Each variable nozzle blade 73 has the same blade shape (blade cross-sectional shape).
  • the cord length or blade shape of each variable nozzle blade 73 may not be the same from the shroud side 73s to the hub side 73h.
  • each variable nozzle blade 73 protrudes (projects) the shroud side 73s radially inward from the hub side 73h and the midspan side (center side of the shroud side 73s and the hub side 73h) 73m.
  • the rear edge 73t is twisted as described above.
  • each variable nozzle blade 73 projects the shroud side 73s radially inward from the hub side 73h and the midspan side 73m in a state where the trailing edge 73t is held parallel to the axis C of the turbine impeller 35. It is configured to be twisted.
  • each variable nozzle blade 73 protrudes radially inward from the shroud side 73s.
  • the twist angle (torsion angle of the shroud side 73s with respect to the hub side 73h) ⁇ of each variable nozzle blade 73 is set to 2.0 to 5.0 degrees. Furthermore, as shown in FIGS.
  • each variable nozzle blade 73 is twisted as described above, so that the leading edge 73a of each variable nozzle blade 73 on the meridian plane is
  • the shroud side end 73as is inclined with respect to a direction PD parallel to the axis C of the turbine impeller 35 such that the shroud side end 73as is positioned radially inward from the hub side end 73ah.
  • a link mechanism 81 for rotating a plurality of variable nozzle blades 73 synchronously is disposed in an annular link chamber 79 formed on the opposite side of the opposed surface of the nozzle ring 55.
  • the link mechanism 81 has a known configuration as disclosed in JP2009-243431A, JP2009-243300A, and the like.
  • the link mechanism 81 is connected via a power transmission mechanism 83 to a rotation actuator (not shown) such as a motor or a cylinder that rotates the plurality of variable nozzle blades 73 in the opening / closing direction.
  • Exhaust gas taken in from the gas inlet 41 flows from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller 35 via the turbine scroll flow path 43, thereby generating a rotational force (rotational torque) using the pressure energy of the exhaust gas.
  • the rotor shaft 9 and the compressor impeller 15 can be rotated integrally with the turbine impeller 35.
  • the air taken in from the air intake 21 can be compressed and discharged from the air outlet 27 via the diffuser passage 23 and the compressor scroll passage 25, and the air supplied to the engine is supercharged. (Compressed).
  • variable displacement supercharger 1 When the engine speed is high and the exhaust gas flow rate is high, the link mechanism 81 is operated by a rotating actuator and the variable nozzle blades 73 are moved in the forward direction (opened). The gas passage area (throat area) of the exhaust gas supplied to the turbine impeller 35 side is increased, and a lot of exhaust gas is supplied. On the other hand, when the engine speed is low and the flow rate of the exhaust gas is small, the plurality of variable nozzle blades 73 are rotated synchronously in the reverse direction (closed direction) while the link mechanism 81 is operated by the rotation actuator. As a result, the throat area is reduced, the flow rate of the exhaust gas is increased, and the work amount of the turbine impeller 35 is sufficiently ensured. Thus, the rotational force can be sufficiently and stably generated by the turbine impeller 35 regardless of the flow rate of the exhaust gas (normal operation of the variable displacement supercharger 1).
  • Each of the variable nozzle blades 73 is configured to be twisted with the trailing edge 73t as a twist center so that the shroud side 73s protrudes radially inward from the hub side 73h and the midspan side 73m.
  • the side between the side surface on the hub side 73 h of each variable nozzle blade 73 and the facing surface of the nozzle ring 55, and the side surface between the side surface on the shroud side 73 s of each variable nozzle blade 73 and the facing surface of the shroud ring 61 Even if the clearance is formed, a region where the energy loss is large on the inlet side of the turbine impeller 35 can be reduced.
  • each variable nozzle blade 73 is set to 2.0 to 5.0 degrees, the turbine efficiency of the variable displacement turbocharger 1 (when the second novel knowledge described above is applied) The improvement rate of the turbine efficiency of the radial turbine 31 can be sufficiently increased (the characteristic action of the variable capacity supercharger 1).
  • the turbine efficiency of the variable capacity supercharger 1 can be increased while ensuring the reliability of the rotating operation of each variable nozzle blade 73.
  • the improvement rate of the turbine efficiency of the variable capacity supercharger 1 can be sufficiently increased, the above-described effects can be further enhanced.
  • the variable nozzle blade 85 is variable instead of the variable nozzle blade 73 (see FIG. 1A). It is used for the nozzle unit 53 (see FIG. 3).
  • the variable nozzle blade 85 has the same configuration as the variable nozzle blade 73, and only the characteristic part of the configuration of the variable nozzle blade 85 will be described.
  • those corresponding to the components in the variable nozzle blade 73 are denoted by the same reference numerals in the drawing.
  • Each of the variable nozzle blades 85 is twisted with the trailing edge 85t as the center of twist so that the shroud side 85s protrudes radially inward from the hub side 85h and the midspan side (the center side of the shroud side 85s and the hub side 85h) 85m. It is configured. Further, since each variable nozzle blade 85 is configured to be twisted as described above, the front edge 85a of each variable nozzle blade 85 has a shroud-side end 85as more than a hub-side end 85ah on the meridian surface. It inclines with respect to direction PD parallel to the axial center (refer FIG. 3) of the turbine impeller 35 so that it may be located inside radial direction.
  • Each variable nozzle blade 85 has a blade surface 85o on the radially outer side.
  • the blade surface 85o includes a concave curved surface portion (concave portion) 87 formed from the shroud side 85s to the midspan side 85m.
  • the concave curved surface portion 87 is located at a portion near the leading edge 85a on the blade surface 85o.
  • the concave curved surface portion 87 is formed on the blade surface 85o so as to be the lowest at any portion between the center and the leading edge 85a in the code line (or camber line) of the variable nozzle blade 85. Yes.
  • the concave curved surface portion 87 is formed to have a gentle curved surface.
  • Each variable nozzle blade 85 has a blade surface 85i on the radially inner side.
  • the blade surface 85i includes a convex curved surface portion (convex portion) 89 formed from the shroud side 85s to the midspan side 85m.
  • the convex curved surface part 89 is located in the site
  • the convex curved surface portion 89 is formed on the blade surface 85i so as to be the highest in any part between the center of the code line (or camber line) of the variable nozzle blade 85 and the leading edge 85a. Yes.
  • the convex curved surface portion 89 is formed to have a gentle curved surface.
  • variable nozzle blade 85 is twisted with the trailing edge 85t as the center of twist so that the shroud side 85s protrudes radially inward from the hub side 85h and the midspan side 85m. Configured. Therefore, there exists an effect
  • a gentle concave curved surface portion 87 is formed from the shroud side 85s to the midspan side 85m at a portion near the front edge 85a on the radially outer blade surface 85o of each variable nozzle blade 85. Therefore, it is possible to generate a low pressure region A due to separation around the portion near the front edge 85a on the radially outer blade surface 85o of each variable nozzle blade 85. As a result, although there is a tendency that a higher pressure is applied to the radially outer blade surface 85o of each variable nozzle blade 85 than the radially inner blade surface 85i, the thrust toward the opposed surface side of the shroud ring 61 is applied to each variable nozzle blade 85. A force F can be generated.
  • each variable nozzle blade 85 is brought close to the facing surface side of the shroud ring 61 so that the side clearance on the shroud ring side is made smaller than the side clearance on the hub side, so that the variable displacement supercharger 1 (see FIG. 4). Turbine efficiency can be further increased. As shown in paragraphs [0038] and [0039] of Japanese Patent Application Laid-Open No. 2009-144545, the turbine efficiency of the variable displacement turbocharger 1 is smaller when the side clearance on the shroud ring side is smaller than the side clearance on the hub side. Research has shown that it can contribute to the improvement of
  • the variable nozzle blade 91 is variable instead of the variable nozzle blade 73 (see FIG. 1A). It is used for the nozzle unit 53 (see FIG. 3).
  • the variable nozzle blade 91 has the same configuration as the variable nozzle blade 73, and only the characteristic part of the configuration of the variable nozzle blade 91 will be described. Note that among the plurality of constituent elements in the variable nozzle blade 91, those corresponding to the constituent elements in the variable nozzle blade 73 are denoted by the same reference numerals in the drawing.
  • Each of the variable nozzle blades 91 is twisted with the trailing edge 91t as a twist center so that the shroud side 91s protrudes radially inward from the hub side 91h and the midspan side (the center side of the shroud side 91s and the hub side 91h) 91m. It is configured.
  • the front edge 91a of each variable nozzle blade 91 has a shroud side end 91as more than a hub side end 91ah on the meridian surface. It inclines with respect to direction PD parallel to the axial center (refer FIG. 3) of the turbine impeller 35 so that it may be located inside radial direction.
  • Each variable nozzle blade 91 is configured to project the midspan side 91m outward in the radial direction from the hub side 91h.
  • variable nozzle blade 91 is twisted with the trailing edge 91t as the twist center so that the shroud side 91s protrudes radially inward from the hub side 91h and the midspan side 91m. Therefore, the same operations and effects as those of the above-described embodiment of the present invention are achieved.
  • each variable nozzle blade 91 is configured to project the midspan side 91m radially outward from the hub side 91h. Therefore, the thrust force due to the pressure acting on the radially outer blade surface 91o of each variable nozzle blade 91 can be reduced. Thereby, the thrust force F to the opposing surface side of the shroud ring 61 can be generated in each variable nozzle blade 91 by the pressure acting on the radially inner side surface 91 i of each variable nozzle blade 91. Therefore, each variable nozzle blade 91 is brought close to the facing surface side of the shroud ring 61 so that the side clearance on the shroud ring side is made smaller than the side clearance on the hub side, so that the variable displacement supercharger 1 (see FIG. 4). Turbine efficiency can be further increased.
  • variable capacity supercharger 1 is applied to a turbo rotating machine other than the variable capacity supercharger 1 such as a gas turbine. It can be implemented in various other modes such as application. Further, the scope of rights encompassed by the present invention is not limited to these embodiments.

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Abstract

　ノズルリング（５５）とシュラウドリング（６１）との間に複数の可変ノズル翼（７３）が円周方向に等間隔に配設される。各可変ノズル翼（７３）は、タービンインペラ（３５）の軸心（Ｃ）に平行な軸心周りに開閉方向へ回動可能である。各可変ノズル翼（７３）は、シュラウド側（７３ｓ）をハブ側（７３ｈ）及びミッドスパン側（７３ｍ）よりも径方向内側へせり出すように後縁（７３ｔ）を捻り中心として捻られて構成されている。

Description

可変ノズルユニット及び可変容量型過給機
　本発明は、排気ガス等のガスの流路面積（スロート面積）を調整することが可能な可変ノズルユニット及び可変容量型過給機に関する。
　近年、可変容量型過給機に用いられる可変ノズルユニットについて種々の開発がなされている。一般的な可変ノズルユニットの構成は次の通りである（特許文献１及び特許文献２参照）。
　可変容量型過給機のタービンハウジング内におけるタービンインペラの径方向外側（入口側）には、環状の第１壁部材が設けられている。第１壁部材に対してタービンインペラの軸方向に離隔対向した位置には、環状の第２壁部材が設けられている。第１壁部材は第２壁部材に対向する対向面を有し、第２壁部材は第１壁部材に対向する対向面を有する。第１壁部材の対向面と第２壁部材の対向面との間には、複数の可変ノズル翼が円周方向に間隔を置いて配設されている。各可変ノズル翼は、タービンインペラの軸心に平行な軸心周りに開閉方向（正逆方向）へ回動可能に設けられている。ここで、可変容量型過給機の運転中、排気ガスの流量が多い場合には、複数の可変ノズル翼が同期して開方向（正方向）に回動し、スロート面積を大きくする。一方、排気ガスの流量が少ない場合には、複数の可変ノズル翼が同期して閉方向（逆方向）に回動し、スロート面積を小さく。
　なお、特許文献３及び特許文献４は、本発明に関連する先行技術を開示している。
特開２０１３－７２４０４号公報 特開２０１３－１０４４１３号公報 米国出願公開第２０１１／０３１４８０８号明細書 国際公開第２０１０／０５２９１１号公報
　各可変ノズル翼の回動動作の信頼性を確保するために、サイドクリアランスが、各可変ノズル翼のハブ側の側面と第１壁部材の対向面との間、各可変ノズル翼のシュラウド側の側面と第２壁部材の対向面との間に形成されている。可変容量型過給機の運転中、クリアランスフロー（即ち、サイドクリアランスを通るガスの流れ）が増大すると、クリアランスフローと主流の流れの混合によって、タービンインペラの入口側におけるエネルギー損失の大きい領域が増大し、可変容量型過給機のタービン効率が低下する。つまり、各可変ノズル翼の回動動作の信頼性を確保しつつ、可変容量型過給機のタービン効率を高めることは容易でないという問題がある。特に、小流量側の作動域（作動点）において、クリアランスフローと主流の流れとのなす角（交差角）が大きいため、前述の問題はより顕著になる。
　なお、前述の問題は、可変ノズルユニットを可変容量型過給機に用いた場合だけでなく、ガスタービン等の別のターボ回転機械に用いた場合においても、同様に生じる。
　そこで、本発明は、前述の問題を解決することができる可変ノズルユニット及び可変容量型過給機を提供することを目的とする。
　本発明の第１の態様は、ターボ回転機械のタービンインペラへ供給されるガスの流路面積（スロート面積）を調整することが可能な可変とする可変ノズルユニットであって、前記ターボ回転機械のタービンハウジング内における前記タービンインペラの径方向外側（入口側）に設けられた第１壁部材と、前記第１壁部材に対向するように、前記第１壁部材に対して前記タービンインペラの軸方向に離隔して設けられた第２壁部材と、前記第１壁部材と前記第２壁部材との間に円周方向に間隔を置いて配設され、前記タービンインペラの軸心に平行な軸心周りに開閉方向（正逆方向）へ回動可能であって、前記第２壁部材に対向するシュラウド側が前記第１壁部材に対向するハブ側よりも径方向内側へせり出す（突き出す）ように、後縁を捻り中心として捻られて構成された複数の可変ノズル翼と、を具備したことを要旨とする。
　ここで、本願の明細書及び特許請求の範囲において、「ターボ回転機械」とは、可変容量型過給機、ガスタービンを含む意である。「第１壁部材」及び「第２壁部材」は、前記タービンハウジングの一部を構成してもよい。また、「設けられ」とは、直接的に設けられたことの他に、別部材を介して間接的に設けられたことを含む意である。「配設され」とは、直接的に配設されたことの他に、別部材を介して間接的に配設されたことを含む意である。
　各可変ノズル翼の捻り角は２．０～５．０度に設定されてもよい。
　本発明の第２の態様は、エンジンからの排気ガスのエネルギーを利用して、前記エンジン側に供給される空気を過給する可変容量型過給機であって、上記第１の態様に係る可変ノズルユニットを具備したことを要旨とする。
　本発明によれば、各可変ノズル翼のハブ側の側面と前記第１壁部材の対向面との間等にサイドクリアランスを形成しても、前記タービンインペラの入口側におけるエネルギー損失の大きい領域を低減できる。そのため、前記可変ノズル翼の回動動作の信頼性を確保しつつ、前記ターボ回転機械のタービン効率を高めることができる。
図１Ａは、本発明の実施形態に係る可変ノズル翼をタービンインペラの軸方向から見た図である。 図１Ｂ（ａ）は、本発明の実施形態に係る可変ノズル翼の周辺の子午面図、図１Ｂ（ｂ）は、前縁側から見た本発明の実施形態に係る可変ノズル翼の周辺を示す図である。 図２Ａは、図３におけるII-II線に沿った拡大断面図であって、複数の可変ノズル翼の開度を開いた状態を示す。 図２Ｂは、図３におけるII-II線に沿った拡大断面図であって、複数の可変ノズル翼の開度を閉じた状態（絞った状態）を示す。 図３は、本発明の実施形態に係る可変容量型過給機におけるラジアルタービンの正断面図（子午面図）である。 図４は、本発明の実施形態に係る可変容量型過給機の正断面図（子午面図）である。 図５Ａは、本発明の実施形態の変形例１に係る可変ノズル翼をタービンインペラの軸方向から見た図である。 図５Ｂ（ａ）は、本発明の実施形態の変形例１に係る可変ノズル翼の周辺の子午面図、図５Ｂ（ｂ）は、前縁側から見た本発明の実施形態の変形例１に係る可変ノズル翼の周辺を示す図である。 図６Ａは、本発明の実施形態の変形例２に係る可変ノズル翼をタービンインペラの軸方向から見た図である。 図６Ｂ（ａ）は、本発明の実施形態の変形例２に係る可変ノズル翼の周辺の子午面図、図６Ｂ（ｂ）は、前縁側から見た本発明の実施形態の変形例２に係る可変ノズル翼の周辺を示す図である。 図７Ａ（ａ）は、発明例に係る複数の可変ノズル翼の斜視図、図７Ａ（ｂ）は、発明例に係る複数の可変ノズル翼をタービンインペラの軸方向から見た図である。 図７Ｂ（ａ）は、比較例に係る複数の可変ノズル翼の斜視図、図７Ｂ（ｂ）は、比較例に係る複数の可変ノズル翼をタービンインペラの軸方向から見た図である。 図８（ａ）及び図８（ｂ）は、小流量側の作動域において、タービンインペラの入口側におけるエネルギー損失の大きい領域を示す図であって、図８（ａ）が発明例に係る可変ノズル翼を用いた場合を示し、図８（ｂ）が比較例に係る可変ノズル翼を用いた場合を示す。 図９は、可変ノズル翼の捻り角と小流量側の作動域におけるタービン効率の向上率との関係を示す図である。 図１０は、実際の運転条件を模擬して空力性能試験を行った結果を示す図である。
　本発明は、本願の発明者によって新たに得られた次の知見に基づいている。
　第１の知見は、可変ノズル翼がシュラウド側をハブ側よりも径方向内側へせり出すように後縁を捻り中心として捻られて構成された場合（図７Ａ（ａ）及び図７Ａ（ｂ）に示す発明例に係り、前縁１００ａ及び後縁１００ｔを有する可変ノズル翼１００の場合）には、可変ノズル翼が捻られていない場合（図７Ｂ（ａ）及び図７Ｂ（ｂ）に示す比較例に係り、前縁２００ａ及び後縁２００ｔを有する可変ノズル翼２００の場合）に比べて、図８（ａ）及び図８（ｂ）に示すように、ターボ回転機械の運転中、タービンインペラの入口側Ｅにおけるエネルギー損失の大きい領域Ｌを低減できるというものである。これは、可変ノズル翼１００がシュラウド側１００ｓをハブ側１００ｈよりも径方向内側へせり出すように後縁１００ｔを捻り中心として捻られて構成されることにより、サイドクリアランスを通るクリアランスフローを低減できたことによるものと考えられる。
　ここで、図７Ａ（ａ）は、発明例に係る複数の可変ノズル翼１００の斜視図、図７Ａ（ｂ）は、発明例に係る複数の可変ノズル翼１００をタービンインペラの軸方向から見た図、図７Ｂ（ａ）は、比較例に係る複数の可変ノズル翼２００の斜視図、図７Ｂ（ｂ）は、比較例に係る複数の可変ノズル翼２００をタービンインペラの軸方向から見た図である。図８（ａ）及び図８（ｂ）は、小流量側の作動域において、タービンインペラの入口側Ｅにおけるエネルギー損失の大きい領域Ｌを示す図であって、図８（ａ）が発明例に係る可変ノズル翼１００を用いた場合、図８（ｂ）が比較例に係る可変ノズル翼２００を用いた場合である。
　なお、発明例に係る複数の可変ノズル翼１００のミッドスパン側１００ｍ（シュラウド側１００ｓとハブ側１００ｈの中央側）の翼間距離は、比較例に係る複数の可変ノズル翼２００の翼間距離と同一に設定してある。また、図７Ａ（ｂ）及び図７Ｂ（ｂ）において、「ＩＤ」は径方向内側、「ＯＤ」は径方向外側をそれぞれ示している。更に、図８（ａ）及び図８（ｂ）中のエネルギー損失の大きい領域Ｌは、３次元定常粘性ＣＦＤ（Ｃｏｍｐｕｔａｔｉｏｎａｌ　Ｆｌｕｉｄ　Ｄｙｎａｍｉｃｓ）解析により求めたものであり、この解析においては、シュラウド側Ｓのサイドクリアランスがハブ側Ｈのサイドクリアランスよりも小さいと仮定した。
　第２の知見は、可変ノズル翼の捻り角が２．０～５．０度である場合には、図９に示すように、ターボ回転機械のタービン効率の向上率を十分に高めることができるというものである。
　ここで、図９は、可変ノズル翼の捻り角と小流量側の作動域におけるタービン効率の向上率との関係を示す図である。また、可変ノズル翼の捻り角とは、可変ノズル翼のハブ側に対するシュラウド側の捻り角のことをいい、可変ノズル翼のシュラウド側をハブ側より径方向内側へせり出している場合に、可変ノズルの捻り角の符号を正とし、可変ノズル翼のハブ側をシュラウド側より径方向内側へせり出している場合に、可変ノズルの捻り角の符号を負とした。
　なお、図９におけるタービン効率の向上率は、３次元定常粘性ＣＦＤ解析により求めたものである。
　なお、実際の運転条件を模擬して空力性能試験を行った結果、図１０に示すように、発明例に係る可変ノズル翼を用いた場合に、比較例に係る可変ノズル翼を用いた場合に比べて、作動域全域に亘って、特に、小流量側の作動域において、タービン効率を高めることが確認できた。
　本発明の一実施形態について図１Ａから図４を参照して説明する。なお、図面に示すとおり、「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）の回転方向をそれぞれ示している。
　図４に示すように、本実施形態に係る可変容量型過給機（過給機の一例）１は、エンジン（図示省略）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。
　可変容量型過給機１は、ベアリングハウジング３を具備している。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、複数のベアリング５，７には、左右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、ベアリングハウジング３には、ロータ軸９が複数のベアリング５，７を介して回転可能に設けられている。
　ベアリングハウジング３の右側には、遠心力を利用して空気を圧縮するコンプレッサ１１が配設されている。コンプレッサ１１の具体的な構成は、次の通りである。
　ベアリングハウジング３の右側には、コンプレッサハウジング１３が設けられている。また、コンプレッサハウジング１３内には、コンプレッサインペラ１５がその軸心周りに回転可能に設けられている。コンプレッサインペラ１５は、ロータ軸９の右端部に一体的に連結されている。そして、コンプレッサインペラ１５は、コンプレッサディスク１７を備えている。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、空気をコンプレッサハウジング１３内に取入れるための空気取入口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（図示省略）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との間における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）には、圧縮された空気を昇圧する環状のディフューザ流路２３が形成されている。コンプレッサハウジング１３の内部には、渦巻き状の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、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、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の空気排出口２７が形成されている。空気排出口２７は、エンジンの吸気マニホールド（図示省略）に接続する。
　なお、ベアリングハウジング３の右側部には、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環状のシールプレート２９が設けられている。
　図３及び図４に示すように、ベアリングハウジング３の左側には、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）を発生させるラジアルタービン３１が配設されている。ラジアルタービン３１の具体的な構成は、次の通りである。
　ベアリングハウジング３の左側には、タービンハウジング３３が設けられている。また、タービンハウジング３３内には、タービンインペラ３５がその軸心周りに回転可能に設けられている。タービンインペラ３５は、ロータ軸９の左端部に一体的に連結されている。また、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３９が周方向に等間隔に一体形成されている。
　タービンハウジング３３の適宜位置には、排気ガスをタービンハウジング３３内に取入れるためのガス取入口４１が形成されている。ガス取入口４１は、エンジンの排気マニホールド（図示省略）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、渦巻き状の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、ガス取入口４１に連通している。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、排気ガスを排出するためのガス排出口４５が形成されている。ガス排出口４５は、接続管（図示省略）を介して触媒（図示省略）に接続する。更に、タービンハウジング３３内におけるガス排出口４５の入口側には、環状の段部４７が形成されている。
　なお、ベアリングハウジング３の左側面には、タービンインペラ３５側からの熱を遮蔽する環状の遮熱板４９が設けられている。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。
　タービンハウジング３３内には、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（スロート面積）を調整する（可変とする）可変ノズルユニット５３が配設されている。可変ノズルユニット５３の具体的な構成は、次の通りである。
　図３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（１つのみ図示）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に対して左右方向に離隔対向した位置には、第２壁部材としてのシュラウドリング６１が複数の連結ピン６３を介してノズルリング５５と一体的かつ同心状に設けられている。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、ノズルリング５５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（１つのみ図示）の第２支持穴６５がノズルリング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貫通形成されている。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２Ａから図３に示すように、ノズルリング５５とシュラウドリング６１との間（換言すれば、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）には、複数の可変ノズル翼７３が円周方向に等間隔に配設されている。各可変ノズル翼７３は、タービンインペラ３５の軸心Ｃに平行な軸心周りに開閉方向（正逆方向）へ回動可能である。各可変ノズル翼７３の右側面（ハブ側７３ｈの側面）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。各可変ノズル翼７３の左側面（シュラウド側７３ｓの側面）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。各可変ノズル翼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（図示省略）を有する。また、各可変ノズル翼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（図示省略）を有する。なお、各可変ノズル翼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１Ａ、図２Ａ、及び図２Ｂに示すように、各可変ノズル翼７３は、シュラウド側７３ｓからハブ側７３ｈに亘って、同一のコード長に設定されている。各可変ノズル翼７３は、同一の翼形状（翼断面形状）を呈している。なお、各可変ノズル翼７３のコード長又は翼形状はシュラウド側７３ｓからハブ側７３ｈに亘って同一でなくてもよい。
　図１Ａから図２Ｂに示すように、各可変ノズル翼７３は、シュラウド側７３ｓをハブ側７３ｈ及びミッドスパン側（シュラウド側７３ｓとハブ側７３ｈの中央側）７３ｍよりも径方向内側へせり出す（突き出す）ように後縁７３ｔを捻り中心として捻られて構成されている。換言すれば、各可変ノズル翼７３は、後縁７３ｔをタービンインペラ３５の軸心Ｃに平行に保持した状態で、シュラウド側７３ｓをハブ側７３ｈ及びミッドスパン側７３ｍよりも径方向内側へせり出すように捻られて構成されている。また、各可変ノズル翼７３のミッドスパン側７３ｍは、シュラウド側７３ｓよりも径方向内側へせり出している。各可変ノズル翼７３の捻り角（ハブ側７３ｈに対するシュラウド側７３ｓの捻り角）θは、２．０～５．０度に設定されている。更に、図１Ｂ（ａ）及び図３に示すように、各可変ノズル翼７３が前述のように捻られて構成されていることによって、子午面において、各可変ノズル翼７３の前縁７３ａは、シュラウド側の端７３ａｓがハブ側の端７３ａｈ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に平行な方向ＰＤに対して傾斜している。
　図３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、複数の可変ノズル翼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号公報及び特開２００９－２４３３００号公報等に示す公知の構成からなる。リンク機構８１は、複数の可変ノズル翼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（図示省略）に動力伝達機構８３を介して接続されている。
　続いて、本発明の実施形態の作用及び効果について説明する。
　ガス取入口４１から取入れた排気ガスがタービンスクロール流路４３を経由してタービンインペラ３５の入口側から出口側へ流通することにより、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）を発生させて、ロータ軸９及びコンプレッサインペラ１５をタービンインペラ３５と一体的に回転させることができる。これにより、空気取入口２１から取入れた空気を圧縮して、ディフューザ流路２３及びコンプレッサスクロール流路２５を経由して空気排出口２７から排出することができ、エンジンに供給される空気を過給（圧縮）することができる。
　可変容量型過給機１の運転中、エンジン回転数が高く、排気ガスの流量が多い場合には、回動アクチュエータによってリンク機構８１を作動させつつ、複数の可変ノズル翼７３を正方向（開方向）へ同期して回動させることにより、タービンインペラ３５側へ供給される排気ガスのガス流路面積（スロート面積）を大きくして、多くの排気ガスを供給する。一方、エンジン回転数が低く、排気ガスの流量が少ない場合には、回動アクチュエータによってリンク機構８１を作動させつつ、複数の可変ノズル翼７３を逆方向（閉方向）へ同期して回動させることにより、スロート面積を小さくして、排気ガスの流速を高めて、タービンインペラ３５の仕事量を十分に確保する。これにより、排気ガスの流量の多少に関係なく、タービンインペラ３５によって回転力を十分かつ安定的に発生させることができる（可変容量型過給機１の通常の作用）。
　各可変ノズル翼７３がシュラウド側７３ｓをハブ側７３ｈ及びミッドスパン側７３ｍよりも径方向内側へせり出すように後縁７３ｔを捻り中心として捻られて構成されているため、前述の第１の新規な知見を適用すると、各可変ノズル翼７３のハブ側７３ｈの側面とノズルリング５５の対向面との間、各可変ノズル翼７３のシュラウド側７３ｓの側面とシュラウドリング６１の対向面との間にサイドクリアランスを形成しても、タービンインペラ３５の入口側におけるエネルギー損失の大きい領域を低減できる。また、各可変ノズル翼７３の捻り角θが２．０～５．０度に設定されているため、前述の第２の新規な知見を適用すると、可変容量型過給機１のタービン効率（ラジアルタービン３１のタービン効率）の向上率を十分に高めることができる（可変容量型過給機１の特有の作用）。
　以上の如き、本実施形態によれば、各可変ノズル翼７３のハブ側７３ｈの側面とノズルリング５５の対向面との間等にサイドクリアランスを形成しても、タービンインペラ３５の入口側におけるエネルギー損失の大きい領域を低減できる。そのため、各可変ノズル翼７３の回動動作の信頼性を確保しつつ、可変容量型過給機１のタービン効率を高めることができる。特に、可変容量型過給機１のタービン効率の向上率を十分に高めることができるため、前述の効果をより一層高めることができる。
（変形例１）
　図５Ａ、図５Ｂ（ａ）及び図５Ｂ（ｂ）に示すように、本発明の実施形態の変形例１においては、可変ノズル翼７３（図１Ａ参照）に代えて、可変ノズル翼８５を可変ノズルユニット５３（図３参照）に用いている。また、可変ノズル翼８５は可変ノズル翼７３と同様の構成を有しており、可変ノズル翼８５の構成の特徴部分についてのみ説明する。なお、可変ノズル翼８５における複数の構成要素のうち、可変ノズル翼７３における構成要素と対応するものについては、図面中に同一符号を付している。
　各可変ノズル翼８５は、シュラウド側８５ｓをハブ側８５ｈ及びミッドスパン側（シュラウド側８５ｓとハブ側８５ｈの中央側）８５ｍよりも径方向内側へせり出すように後縁８５ｔを捻り中心として捻られて構成されている。また、各可変ノズル翼８５が前述のように捻られて構成されていることによって、子午面において、各可変ノズル翼８５の前縁８５ａは、シュラウド側の端８５ａｓがハブ側の端８５ａｈ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（図３参照）に平行な方向ＰＤに対して傾斜している。
　各可変ノズル翼８５は、径方向外側に翼面８５ｏを有する。翼面８５ｏは、シュラウド側８５ｓからミッドスパン側８５ｍにかけて形成された凹曲面部（凹部）８７を含む。凹曲面部８７は、翼面８５ｏにおける前縁８５ａ寄りの部位に位置する。換言すれば、凹曲面部８７は、可変ノズル翼８５のコード線（またはキャンバー線）における中央から前縁８５ａまでの間の何れかの部位で最も低くなるように、翼面８５ｏに形成されている。また、凹曲面部８７は緩やかな曲面をもつように形成される。また、各可変ノズル翼８５は、径方向内側に翼面８５ｉを有する。翼面８５ｉは、シュラウド側８５ｓからミッドスパン側８５ｍにかけて形成された凸曲面部（凸部）８９を含む。凸曲面部８９は、翼面８５ｉにおける前縁８５ａ寄りの部位に位置する。換言すれば、凸曲面部８９は、可変ノズル翼８５のコード線（またはキャンバー線）における中央から前縁８５ａまでの間の何れかの部位で最も高くなるように、翼面８５ｉに形成されている。また、凸曲面部８９は緩やかな曲面をもつように形成される。
　従って、本発明の実施形態の変形例１によれば、可変ノズル翼８５がシュラウド側８５ｓをハブ側８５ｈ及びミッドスパン側８５ｍよりも径方向内側へせり出すように後縁８５ｔを捻り中心として捻られて構成されている。そのため、前述の本発明の実施形態と同様の作用及び効果を奏する。
　また、各可変ノズル翼８５の径方向外側翼面８５ｏにおける前縁８５ａ寄りの部位に緩やかな凹曲面部８７がシュラウド側８５ｓからミッドスパン側８５ｍにかけて形成されている。そのため、各可変ノズル翼８５の径方向外側翼面８５ｏにおける前縁８５ａ寄りの部位周辺に、剥離よる低圧領域Ａを生成することができる。これにより、各可変ノズル翼８５の径方向外側翼面８５ｏに径方向内側翼面８５ｉに比べて高い圧力が働く傾向にあるものの、各可変ノズル翼８５にシュラウドリング６１の対向面側へのスラスト力Ｆを発生させることができる。よって、各可変ノズル翼８５をシュラウドリング６１の対向面側に寄せて、シュラウドリング側のサイドクリアランスをハブ側のサイドクリアランスよりも小さくして、可変容量型過給機１（図４参照）のタービン効率をより高めることができる。なお、特開２００９－１４４５４５号公報の段落［００３８］［００３９］に示すように、シュラウドリング側のサイドクリアランスをハブ側のサイドクリアランスよりも小さくした方が可変容量型過給機１のタービン効率の向上に寄与できることは研究により明らかになっている。
（変形例２）
　図６Ａ、図６Ｂ（ａ）及び図６Ｂ（ｂ）に示すように、本発明の実施形態の変形例２においては、可変ノズル翼７３（図１Ａ参照）に代えて、可変ノズル翼９１を可変ノズルユニット５３（図３参照）に用いている。また、可変ノズル翼９１は可変ノズル翼７３と同様の構成を有しており、可変ノズル翼９１の構成の特徴部分についてのみ説明する。なお、可変ノズル翼９１における複数の構成要素のうち、可変ノズル翼７３における構成要素と対応するものについては、図面中に同一符号を付している。
　各可変ノズル翼９１は、シュラウド側９１ｓをハブ側９１ｈ及びミッドスパン側（シュラウド側９１ｓとハブ側９１ｈの中央側）９１ｍよりも径方向内側へせり出すように後縁９１ｔを捻り中心として捻られて構成されている。また、各可変ノズル翼９１が前述のように捻られて構成されていることによって、子午面において、各可変ノズル翼９１の前縁９１ａは、シュラウド側の端９１ａｓがハブ側の端９１ａｈ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（図３参照）に平行な方向ＰＤに対して傾斜している。そして、各可変ノズル翼９１は、ミッドスパン側９１ｍをハブ側９１ｈよりも径方向外側へせり出すように構成されている。
　従って、本発明の実施形態の変形例２によれば、可変ノズル翼９１がシュラウド側９１ｓをハブ側９１ｈ及びミッドスパン側９１ｍよりも径方向内側へせり出すように後縁９１ｔを捻り中心として捻られて構成されているため、前述の本発明の実施形態と同様の作用及び効果を奏する。
　また、各可変ノズル翼９１がミッドスパン側９１ｍをハブ側９１ｈよりも径方向外側へせり出すように構成されている。そのため、各可変ノズル翼９１の径方向外側翼面９１ｏに働く圧力によるスラスト力を低減することができる。これにより、各可変ノズル翼９１の径方向内側面９１ｉに働く圧力によって、各可変ノズル翼９１にシュラウドリング６１の対向面側へのスラスト力Ｆを発生させることができる。よって、各可変ノズル翼９１をシュラウドリング６１の対向面側に寄せて、シュラウドリング側のサイドクリアランスをハブ側のサイドクリアランスよりも小さくして、可変容量型過給機１（図４参照）のタービン効率をより高めることができる。
　なお、本発明は、前述の実施形態の説明に限るものでなく、例えば可変容量型過給機１に適用した技術的思想をガスタービン等の可変容量型過給機１以外のターボ回転機械に適用する等、その他、種々の態様で実施可能である。また、本発明に包含される権利範囲は、これらの実施形態に限定されないものである。
 

Claims (7)

  1. 　ターボ回転機械のタービンインペラへ供給されるガスの流路面積を調整することが可能な可変ノズルユニットであって、
    　前記ターボ回転機械のタービンハウジング内における前記タービンインペラの径方向外側に設けられた第１壁部材と、
    　前記第１壁部材に対向するように、前記第１壁部材に対して前記タービンインペラの軸方向に離隔して設けられた第２壁部材と、
    　前記第１壁部材と前記第２壁部材との間に円周方向に間隔を置いて配設され、前記タービンインペラの軸心に平行な軸心周りに開閉方向へ回動可能であって、前記第２壁部材に対向するシュラウド側が前記第１壁部材に対向するハブ側よりも径方向内側へせり出すように、後縁を捻り中心として捻られて構成された複数の可変ノズル翼と、を具備したことを特徴とする可変ノズルユニット。
  2. 　各可変ノズル翼の捻り角が２．０～５．０度に設定されていることを特徴とする請求項１に記載の可変ノズルユニット。
  3. 　各可変ノズル翼は、径方向外側に翼面を有し、
    　前記翼面は、その可変ノズル翼のシュラウド側からミッドスパン側にかけて形成された凹曲面部を含むことを特徴とする請求項１に記載の可変ノズルユニット。
  4. 　各可変ノズル翼は、径方向外側に翼面を有し、
    　前記翼面は、その可変ノズル翼のシュラウド側からミッドスパン側にかけて形成された凹曲面部を含むことを特徴とする請求項２に記載の可変ノズルユニット。
  5. 　各可変ノズル翼は、ミッドスパン側をハブ側よりも径方向外側へせり出すように構成されていることを特徴とする請求項１に記載の可変ノズルユニット。
  6. 　各可変ノズル翼は、ミッドスパン側をハブ側よりも径方向外側へせり出すように構成されていることを特徴とする請求項２に記載の可変ノズルユニット。
  7. 　エンジンからの排気ガスのエネルギーを利用して、前記エンジン側に供給される空気を過給する可変容量型過給機において、
    　請求項１から請求項６のうちのいずれか１項に記載の可変ノズルユニットを具備したことを特徴とする可変容量型過給機。
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