WO2019030892A1 - ターボチャージャ用タービン及びターボチャージャ - Google Patents

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WO2019030892A1
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turbine
impeller
turbine impeller
convex portion
tapered surface
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星　徹
豊隆 吉田
横山　隆雄
ビピン グプタ
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三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/24—Casings; Casing parts, e.g. diaphragms, casing fastenings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F01D25/24—Casings; Casing parts, e.g. diaphragms, casing fastenings
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B33/00—Engines characterised by provision of pumps for charging or scavenging
    • F02B33/32—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type
    • F02B33/34—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps
    • F02B33/40—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps of non-positive-displacement type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00

Definitions

  • the present disclosure relates to a turbine for a turbocharger and a turbocharger.
  • turbochargers that are driven by utilizing exhaust energy of marine and automobile internal combustion engines and increase the pressure of the internal combustion engine to increase the output of the internal combustion engine.
  • Such a turbocharger comprises a compressor and a turbine arranged across a bearing casing.
  • Patent Document 1 discloses a turbocharger in which a compressor impeller and a turbine impeller are connected to each other by a rotating shaft supported by a bearing.
  • the compressor impeller tends to be larger in diameter than the turbine impeller.
  • the thrust force acting on the back surface of the compressor impeller force generated in the direction from the turbine toward the compressor
  • the thrust force exerted on the back surface of the turbine impeller force generated in the direction from the compressor to the turbine
  • an object of at least some embodiments of the present invention is to provide a turbocharger turbine effective to reduce mechanical loss that occurs in the entire rotor including a compressor impeller and a turbine impeller while promoting high pressure ratio of the turbocharger. It is providing a turbocharger.
  • a turbocharger turbine according to some embodiments of the present invention, A turbine impeller coupled to the compressor impeller via a rotating shaft; A turbine casing including a scroll passage provided so as to cover the turbine impeller, and a scroll outlet provided radially inward of the scroll passage for guiding exhaust gas from the scroll passage to the turbine impeller; , A rear side member provided to face the rear side of the turbine impeller; The rear side member has a convex portion that protrudes toward the rear surface and extends in the circumferential direction on an impeller facing surface facing the rear surface of the turbine impeller.
  • the rear surface side member has, on the impeller facing surface facing the rear surface of the turbine impeller, a convex portion that protrudes toward the rear surface and extends in the circumferential direction.
  • the exhaust gas flow taken in from the scroll outlet into the gap between the back surface of the turbine impeller and the impeller facing surface is contracted by the convex portion.
  • the static pressure applied to the back surface of the turbine impeller rises in the vicinity of the convex portion or on the upstream side of the convex portion, and the flow attempting to bypass the convex portion collides with the back surface of the turbine impeller.
  • the acting thrust can be increased.
  • the impeller facing surface of the rear side member is A first region located radially outward of the convex portion and extending along the radial direction; A second region extending axially from the first region toward the back surface and forming a part of the outer surface of the convex portion; A third region located radially inward of the second region and forming another part of the outer surface of the convex portion; including.
  • the impeller facing surface of the back surface side member extends in the axial direction from the first region toward the back surface, and forms a part of the outer surface of the convex portion. Contains the area. Since the flow path of the exhaust gas sharply narrows in the second region along the axial direction, the exhaust gas flow can be effectively contracted by the second region. Therefore, the static pressure applied to the rear surface of the turbine impeller can be further increased, and the exhaust gas flow toward the rear surface of the turbine impeller can be effectively formed. Thus, the thrust force acting on the back surface of the turbine impeller can be effectively increased.
  • the exhaust gas flow taken in from the scroll outlet portion to the back surface has the smallest channel width at the radial position of the tip of the convex portion.
  • the static pressure applied to the rear surface of the turbine impeller is increased near or on the upstream side of the radial position of the tip of the convex portion, whereby the thrust force acting on the rear surface of the turbine impeller can be increased.
  • the outermost circumferential portion of the convex portion is included in a radial position range of 0.6 r or more and 0.8 r or less, where r is a radius of the turbine impeller.
  • the exhaust gas flow introduced from the scroll outlet portion between the back surface of the turbine impeller and the impeller facing surface has a swirl component, so the static pressure acting on the back surface of the turbine impeller is the outer periphery of the turbine impeller. It tends to decrease radially inward in the region.
  • the radius of the turbine impeller is r
  • by providing the outermost peripheral portion of the convex portion at a radial position of 0.6r or more it is possible to It is possible to effectively suppress the reduction in static pressure in the outer peripheral region of the turbine impeller due to the convex portion, and to effectively increase the thrust force acting on the rear surface of the turbine impeller.
  • the rear surface of the turbine impeller is subjected to static pressure increased near the convex portion or on the upstream side of the convex portion by the contraction flow effect of the convex portion. A sufficient area can be secured to effectively increase the thrust force acting on the back of the turbine impeller.
  • the back side member is located radially outward of the convex portion, and a first tapered surface is formed obliquely to the radial direction so as to approach the back side of the turbine impeller toward the inside in the radial direction.
  • the flow path of the exhaust gas flowing between can be narrowed to the back side.
  • the back side member is located radially inward of the first tapered surface and radially outward of the convex portion, with respect to the radial direction so as to be away from the back of the turbine impeller radially inward. It has a second tapered surface formed obliquely.
  • the first tapered surface is located radially inward of the convex portion and radially outward of the convex portion, and obliquely inward with respect to the radial direction so as to be away from the back surface of the turbine impeller radially inward. Since the formed second tapered surface is provided, the flow path narrowed by the first tapered surface can be expanded by the second tapered surface. The expanded flow path decelerates the exhaust gas flow, thereby increasing the static pressure acting on the back of the turbine impeller. Therefore, the thrust force acting on the back surface of the turbine impeller can be increased.
  • the scroll exit portion is Shroud side wall surface, A hub sidewall surface located on the hub side of the turbine impeller so as to face the shroud sidewall surface;
  • the hub side wall surface has a third tapered surface that is obliquely formed with respect to the radial direction so as to be axially separated from the shroud side wall surface toward the inside in the radial direction in at least a part of the radial direction area.
  • the hub side wall surface is formed obliquely in the radial direction so as to be axially separated from the shroud side wall surface radially inward in at least a part of the radial direction region Since the third tapered surface is provided, the swirling component of the exhaust gas from the scroll outlet can be weakened to smoothly guide the exhaust gas between the back surface and the back surface member of the turbine impeller. Thereby, the flow rate of the exhaust gas flowing between the back surface and the back surface member can be increased, and the pressure on the back surface can be increased.
  • the third tapered surface has an angle of 10 degrees to 40 degrees with respect to the radial direction.
  • the rear side member has a first tapered surface formed obliquely with respect to the radial direction so as to approach the rear side of the turbine impeller in the radial inward direction.
  • An outermost peripheral portion of the first tapered surface is a first straight line in which a tangent of the hub side wall surface passing through a radially inner end of the third tapered surface is inclined 10 degrees away from the shroud side wall surface in the axial direction
  • a second straight line in which a tangent of the third tapered surface is inclined by 10 degrees in a direction approaching the axial direction to the shroud side wall surface.
  • the first tapered surface is a flat surface having an angle of 5 degrees to 45 degrees with respect to the radial direction.
  • the thrust force acting on the back surface of the turbine impeller by setting the angle formed with respect to the radial direction of the first tapered surface to be a flat surface which is 5 degrees or more and 45 degrees or less.
  • the exhaust gas flow path can be narrowed at an angle and guided to the back side.
  • the back side member includes a heat shield plate provided opposite to the back side of the turbine impeller.
  • the heat shield plate for suppressing heat transfer from the turbine side to the bearing casing side is used as the back side member, and the impeller facing surface described in the above (1) By forming the plate, it is possible to increase the thrust force acting on the back surface of the turbine impeller with a simple configuration.
  • a turbocharger according to some embodiments of the present invention
  • mechanical loss occurring in the entire rotor including the compressor impeller and the turbine impeller can be effectively reduced while promoting high pressure ratio of the turbocharger.
  • FIG. 4A It is a figure which shows static pressure distribution obtained by CFD analysis about the turbine shown to FIG. 4A. It is a figure which shows the CFD analysis result regarding the turbine shown in FIG. It is a figure which shows the CFD analysis result regarding the turbine which concerns on a comparative example. In the turbine concerning some embodiments, it is an enlarged drawing for explaining the physical relationship of a scroll exit part and a back side member. It is a figure which shows the CFD analysis result about the turbine which concerns on embodiment shown in FIG. It is a figure which shows the CFD analysis result about the turbine which concerns on embodiment shown in FIG. It is a figure which shows the CFD analysis result in, when the hub side wall surface of a scroll exit part comprises a 3rd taper surface.
  • FIG. 6 is a view showing an exhaust gas flow in the case where the outermost periphery of the first tapered surface is included in a region Z.
  • FIG. 6 is a view showing an exhaust gas flow in a case where the outermost periphery of the first tapered surface is the radially outer side of the region Z and the outermost periphery of the first tapered surface is present.
  • FIG. 6 is a view showing an exhaust gas flow in the case where the outermost peripheral portion of the first tapered surface is located radially inward of the region Z, and the outermost peripheral portion of the first tapered surface is present.
  • FIG. 1 is a diagram showing a schematic configuration of a turbocharger 10 to which a turbine 41 according to an embodiment is applied.
  • a turbocharger 10 includes a compressor casing 30 and a turbine casing 40 disposed with a bearing casing 20 interposed therebetween.
  • the rotating shaft 22 has a turbine impeller 42 accommodated in the turbine casing 40 at one end, and has a compressor impeller 32 accommodated in the compressor casing 30 at the other end.
  • the rotating shaft 22, the turbine impeller 42 and the compressor impeller 32 are integrally provided rotatably.
  • the bearing casing 20 is provided with a radial bearing 24 and a thrust bearing 26.
  • the radial bearing 24 rotatably supports the rotation shaft 22, and the thrust bearing 26 supports the rotation shaft 22 so as not to move in the axial direction.
  • the compressor casing 30 is formed with an air inlet 34 for taking air into the compressor casing 30.
  • the air compressed by the rotation of the compressor impeller 32 is boosted through the diffuser flow passage 36 and the compressor scroll flow passage 37, and is discharged to the outside of the compressor casing 30 via the air outlet (not shown).
  • a gas inlet 44 for taking in exhaust gas from an engine (not shown) into the turbine casing 40 is formed in the turbine casing 40, and the gas inlet 44 is connected to an exhaust manifold (not shown) of the engine. It is connectable. Further, a spiral scroll passage 46 is provided on the outer peripheral portion of the turbine impeller 42 in the turbine casing 40 so as to cover the turbine impeller 42. The scroll passage 46 is in communication with the gas inlet 44 and is formed so as to take in the exhaust gas. A scroll outlet portion 48 for guiding the exhaust gas from the scroll flow passage 46 to the turbine impeller 42 is provided radially inward of the scroll flow passage 46.
  • the scroll outlet portion 48 has a shroud side wall surface 51 and a hub side wall surface 53 positioned on the hub side of the turbine impeller 42 so as to face the shroud side wall surface 51.
  • the exhaust gas having passed through the turbine impeller 42 is discharged to the outside of the turbine casing 40 through the gas discharge portion 55.
  • the turbocharger 10 rotationally drives the turbine impeller 42 using the exhaust gas of the engine to transmit the rotational force to the compressor impeller 32 via the rotation shaft 22 and centrifuge the air entering the compressor casing 30. It can be compressed by force and supplied to the engine.
  • Such a turbocharger 10 receives axial force (thrust force) during operation.
  • axial force namely, in the compressor 31 side, the pressure at the outlet side of the air, the rear thrust force F C of the direction from the turbine 41 side to the compressor 31 side (the arrow A direction in FIG. 1) of the compressor impeller 32 39 To work.
  • the turbine 41 side the pressure at the inlet side of the gas, a thrust force F T in the direction from the compressor 31 side to the turbine 41 side (the arrow B direction in FIG. 1) is the back of the turbine impeller 42 49 To work. Since these two thrust forces (F C , F T ) are opposite in direction to each other, the thrust bearing 26 which suppresses the axial movement has magnitudes of two thrust forces (F C , F T ).
  • FIG. 2 is an enlarged view of the vicinity of the back surface 49 and the back surface member 60 of the turbine impeller 42 in FIG. 1.
  • FIG. 3 is a view showing a modification of the shape of the back side member 60 according to the modification.
  • an annular back side member 60 60A, 60B
  • the rear side member 60 60A, 60B
  • FIGS. 2 and 3 show that in the turbine casing 40, an annular back side member 60 (60A, 60B) is provided to face the back surface 49 of the turbine impeller 42.
  • the rear side member 60 (60A, 60B) is sandwiched between the turbine casing 40 and the bearing casing 20.
  • the back side member 60 is configured by a heat shield plate provided to face the back surface 49 of the turbine impeller 42.
  • the heat shield plate for suppressing heat transfer from the turbine casing 40 to the bearing casing 20 is used as the back side member 60, and the impeller facing surface 64 having the features described later is the heat shield plate (60) by forming by a thrust force F T acting on the back surface 49 of the turbine impeller 42 can be increased with a simple configuration.
  • the back side member 60 protrudes toward the back surface 49 on the impeller facing surface 64 facing the back surface 49 of the turbine impeller 42. It has the convex part 65 extended to the circumferential direction.
  • the convex portion 65 extends in an arc shape along the circumferential direction when viewed from the axial direction of the turbine 41.
  • the convex part 65 may be provided only with respect to the circumferential direction range of a part of the back surface side member 60, and may be provided continuously over the entire circumference of the back surface side member 60.
  • the exhaust gas flow taken in from the scroll outlet portion 48 into the gap between the back surface 49 of the turbine impeller 42 and the impeller facing surface 64 is contracted by the convex portion 65.
  • the static pressure applied to the back surface 49 of the turbine impeller 42 rises near the convex portion 65 or on the upstream side of the convex portion 65 (CFD analysis result of FIG. 5A and FIG.
  • the static pressure is rising in the vicinity and on the upstream side of the convex portion 65), and the flow trying to bypass the convex portion 65 is on the back surface 49 of the turbine impeller. collide.
  • FIG. 4A is a view showing the shape of a convex portion of a turbine according to a comparative example
  • FIGS. 4B to 4D are results of CFD analysis of the turbine shown in FIG. 4A.
  • the back side member 600 which opposes a turbine impeller contains several convex part 650 provided in the circumferential direction. Each protrusion 650 is provided along the radial direction so as to protrude toward the turbine impeller.
  • the convex portion 650 having such a shape it is possible to reduce the swirling component of the exhaust gas flow which has flowed in between the impeller facing surface 664 of the rear side member 600 and the turbine impeller rear surface.
  • the flow is greatly disturbed by the convex portion 650 between the impeller facing surface 664 of the back side member 600 and the turbine impeller back surface.
  • the total pressure (see FIG. 4C) and the static pressure (see FIG. 4D) on the impeller rear side can be rather reduced by the convex portion 650.
  • the convex portion 65 has a shape extending in the circumferential direction, the turbulence of the exhaust gas flow between the back surface 49 of the turbine impeller 42 and the impeller facing surface 64 The thrust force F T can be effectively increased while suppressing
  • the impeller facing surface 64 of the back side member 60 is located radially outward of the convex portion 65 and extends in the radial direction, A second region 62 extending along the axial direction from the first region 61 toward the back surface 49 and forming a part of the outer surface of the convex portion 65, and radially inward of the second region 62, and convex And a third region 63 that forms another part of the outer surface of the portion 65.
  • the second region 62 extends along the axial direction, the flow path of the exhaust gas can be narrowed sharply in the second region 62.
  • the static pressure applied to the back surface 49 of the turbine impeller 42 can be further increased, and the exhaust gas flow colliding with the back surface 49 can be effectively formed. Therefore, it is possible to increase the thrust force F T acting on the back surface 49 of the turbine impeller 42 efficiently.
  • the distance D between the back surface 49 of the turbine impeller 42 and the projection 65 is minimized at the radial position R 1 of the tip 67 of the projection 65. It is formed. According to such a configuration, exhaust gas flow taken in from the scroll outlet section 48 to the back 49, most flow path width is reduced at a radial position R 1 of the tip 67 of the protrusion 65. Thus, in the radial position R 1 or near the upstream side of the distal end 67 of the protruding portion 65 by the static pressure on the back 49 of the turbine impeller 42 is increased, the thrust force F T acting on the back surface 49 of the turbine impeller 42 It can be increased.
  • FIG. 5A is a diagram showing the results of CFD analysis on the turbine 41 shown in FIG.
  • FIG. 5B is a diagram showing the results of CFD analysis on a turbine according to a comparative example.
  • the turbine 41 flow path width is minimum at the distal end 67 of the projecting portion 65, in the radial position R 1 or near the upstream side of the distal end 67 of the protrusion 65
  • the static pressure applied to the back surface 49 of the turbine impeller 42 is higher than that of the comparative example. Therefore, if the turbine 41, a thrust force F T acting on the back surface 49 of the turbine impeller 42 can be said to relatively high.
  • the radial position R 2 of the outermost peripheral portion 69 of the convex portion 65 is 0.6 r or more and 0. 6 when the radius of the turbine impeller 42 is r. It is included in the radial position range of 8r or less.
  • the outermost peripheral portion 69 of the convex portion 65 at a radial position of 0.8 r or less, the static pressure increased in the vicinity of the convex portion 65 or on the upstream side of the convex portion 65 by the contraction flow effect ensuring a sufficient area of the back surface 49 to receive, it is possible to increase the thrust force F T acting on the back surface 49 of the turbine impeller 42 efficiently.
  • the radial positions (R 1 , R 2 ) of the tip end 67 and the outermost peripheral portion 69 of the convex portion 65 coincide with each other. It is not limited. As in the embodiment illustrated in FIG. 3, the tip end 67 of the convex portion 65 may be located radially inward of the outermost peripheral portion 69 of the convex portion 65.
  • FIG. 6 is an enlarged view for explaining the shape of the back side member 60 and the positional relationship between the scroll outlet portion 48 and the back side member 60 in the turbine according to some embodiments.
  • the back side member 60 is located radially outward of the projection 65 and radially toward the inside of the turbine impeller 42 radially inward. It has a first tapered surface 71 formed diagonally.
  • the flow path of the exhaust gas flowing between the back surface 49 of the turbine impeller and the back surface side member 60 can be narrowed to the back surface 49 side by the first tapered surface 71.
  • the first tapered surface 71 is a flat surface angle theta 1 is less than or equal to 45 degrees 5 degrees of respect to the radial direction. According to such an embodiment, it is possible to squeeze the flow path of the exhaust gas at a desired angle to obtain the effect of increasing the thrust force F T and guide it to the back surface 49 side.
  • the back side member 60 is located radially inward of the first tapered surface 71 and radially outward of the convex portion 65 so as to be separated radially inward from the back surface 49 of the turbine impeller 42. It has a second tapered surface 72 formed obliquely to the radial direction.
  • the flow path narrowed by the first tapered surface 71 can be expanded by the second tapered surface 72.
  • the expanded flow path can decelerate the exhaust gas flow and increase the static pressure acting on the back surface 49 of the turbine impeller 42.
  • the static pressure is increased, it is possible to increase the thrust force F T acting on the back surface 49 of the turbine impeller 42.
  • the first tapered surface 71 and the second tapered surface 72 may not be formed continuously.
  • another surface formed to keep the channel width constant may be included between the first tapered surface 71 and the second tapered surface 72.
  • the first tapered surface 71 may not be formed from the outermost periphery of the back side member 60.
  • FIG. 7A is a diagram showing the results of CFD analysis for the turbine according to the embodiment shown in FIG.
  • FIG. 7B is a result of CFD analysis on the turbine according to the embodiment shown in FIG. 2 performed under the same analysis conditions as those shown in FIG. 7A.
  • the static pressure on the upstream side of the convex portion 65 is greater than in the other case. It's getting higher.
  • the hub sidewall surface 53 at the scroll outlet 48 is radially inwardly directed at the shroud sidewall surface 51, at least in part in the radial region.
  • a third tapered surface 73 formed obliquely with respect to the radial direction so as to be separated in the axial direction.
  • the swirl component of the exhaust gas from the scroll outlet portion 48 can be weakened by the third tapered surface 73 to smoothly guide the exhaust gas between the back surface 49 of the turbine impeller 42 and the back surface member 60 .
  • the flow rate of the exhaust gas flowing between the back surface 49 and the back surface member 60 can be increased, and the pressure on the back surface 49 can be increased.
  • FIG. 8A is a view showing the result of CFD analysis when the hub side wall surface 53 of the scroll outlet portion 48 includes the third tapered surface 73.
  • FIG. 8B is a diagram showing the results of CFD analysis of the comparative example.
  • the provision of the third tapered surface 73 weakens the swirling flow of the exhaust gas from the scroll outlet portion 48, and between the back surface 49 and the back surface member 60 of the turbine impeller 42. As a result, the exhaust gas from the scroll outlet portion 48 is smoothly introduced, and the pressure on the impeller rear side becomes high.
  • the third tapered surface 73 forms an angle of 10 degrees or more and 40 degrees or less with respect to the radial direction. According to the study results of the present inventors, by a 40 degrees or less than 10 degrees the angle relative to the radial direction of the third tapered surface 73, the effect of a thrust force F T acting on the back surface 49 of the turbine impeller 42 Can be increased. This embodiment is obtained by using the above study results of the present inventors, it is possible to increase the thrust force F T that 49 acting on the back of the turbine impeller 42 efficiently. Furthermore, in one embodiment, the third tapered surface 73 is desirably an angle theta 2 which forms with respect to the radial direction is in the range of 26 degrees from 24 degrees, a large thrust force more by such an angle range F T can be obtained.
  • Figure 9 is a graph showing the relationship between the inclination angle and the thrust force F T in the third tapered surface 73 with respect to the radial direction.
  • the thrust force FT is larger in the case where the third tapered surface 73 is provided than in the case where the third tapered surface 73 is not provided.
  • the thrust force F T is maximum at the inclination angle of the third tapered surface 73 of 24 degrees. is there.
  • the outermost peripheral portion 75 of the first tapered surface 71 has a tangential line of the hub side wall surface 53 passing through the radially inner end of the third tapered surface 73 in a direction axially away from the shroud side wall surface 51.
  • a first straight line L 1 is tilted degrees, is included in the region sandwiched between Z in the second linearly L 2 tilted 10 degrees in the direction toward the tangent of the third taper surface 73 in the axial direction to the shroud side wall surface 51.
  • FIG. 10A is a view showing the flow of exhaust gas when the outermost peripheral portion 75 of the first tapered surface 71 is included in the region Z.
  • FIG. 10B is a view showing the exhaust gas flow in the case where the outermost peripheral portion 75 of the first tapered surface 71 exists radially outward of the region Z with respect to the outermost peripheral portion 75 of the first tapered surface 71.
  • FIG. 10C is a view showing the flow of exhaust gas in the case where the outermost peripheral portion 75 of the first tapered surface 71 exists radially inward of the region Z with respect to the outermost peripheral portion 75 of the first tapered surface 71.
  • the outermost peripheral portion outermost peripheral portion 75 may on the other side of the region Z (radially inner) across the L 2, which jumped in the flow path of the exhaust gas of the first tapered surface 71
  • the 75 prevents the exhaust gas flow and can cause pressure losses.
  • the exhaust gas flow from the scroll outlet portion 48 can be smoothly guided to the back surface 49 of the turbine impeller 42.
  • the pressure increase effect on the back surface 49 can be effectively enjoyed.
  • the line L 3 which extended the tangent of the hub-side wall surface 53 through the radially inner end of the third taper surface 73 is preferably intersects the outermost peripheral portion 75 of the first tapered surface 71. According to such an embodiment, in the exhaust gas flow path from the scroll outlet portion 48 to the back surface 49 side of the turbine impeller 42, the formation of the inhibition structure and the dead area in the exhaust gas flow path can be effectively suppressed. The pressure increase effect can be enhanced.
  • a representation representing a relative or absolute arrangement such as “in a direction”, “along a direction”, “parallel”, “orthogonal”, “center”, “concentric” or “coaxial”
  • a representation representing a relative or absolute arrangement such as “in a direction”, “along a direction”, “parallel”, “orthogonal”, “center”, “concentric” or “coaxial”
  • expressions that indicate that things such as “identical”, “equal” and “homogeneous” are equal states not only represent strictly equal states, but also have tolerances or differences with which the same function can be obtained. It also represents the existing state.
  • expressions representing shapes such as a square shape and a cylindrical shape not only indicate shapes such as a square shape and a cylindrical shape in a geometrically strict sense, but also within the range where the same effect can be obtained. Also, the shape including the uneven portion, the chamfered portion, and the like shall be indicated. Moreover, in the present specification, the expressions “comprising”, “including” or “having” one component are not exclusive expressions excluding the presence of other components.
  • turbocharger 20 bearing casing 22 rotating shaft 24 radial bearing 26 thrust bearing 30 compressor casing 31 compressor 32 compressor impeller 34 air inlet portion 36 diffuser flow path 37 scroll flow path (compressor) 39 back (compressor) 40 turbine casing 41 turbine 42 turbine impeller 46 scroll passage (turbine) 48 scroll outlet 49 back (turbine) Reference Signs List 51 shroud side wall surface 53 hub side wall surface 55 gas discharge portion 60 back side member 61 first region 62 second region 63 third region 64 impeller facing surface 65 convex portion 67 distal end 69 outermost peripheral portion (convex portion) 71 first tapered surface 72 second tapered surface 73 third tapered surface 75 outermost peripheral portion (first tapered surface)

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Abstract

ターボチャージャ用タービンは、コンプレッサインペラと回転軸を介して連結されるタービンインペラと、前記タービンインペラを覆うように設けられ、スクロール流路および該スクロール流路の径方向内側に設けられて前記スクロール流路からの排ガスを前記タービンインペラへと導くためのスクロール出口部を含むタービンケーシングと、前記タービンインペラの背面に対向するように設けられる背面側部材とを備え、前記背面側部材は、前記タービンインペラの前記背面と対向するインペラ対向面に、前記背面に向かって突出するとともに周方向に延在する凸部を有する。

Description

ターボチャージャ用タービン及びターボチャージャ
　本開示はターボチャージャ用タービン及びターボチャージャに関する。
　従来、舶用、自動車用等の内燃機関では、その排気エネルギーを利用して駆動させられ、内燃機関の給気圧力を高めて内燃機関の出力を増大させるターボチャージャについて、種々の発明がなされている。このようなターボチャージャは、軸受ケーシングを挟んで配置されたコンプレッサとタービンとを備える。
　特許文献１には、コンプレッサインペラとタービンインペラとが、軸受で支持された回転軸によって互いに連結されるターボチャージャが開示されている。
特開２０１４－２３４７１３号公報
　ところが、近年、ターボチャージャの高圧力比化の要請に伴い、コンプレッサインペラがタービンインペラに比べて大径化する傾向にある。コンプレッサインペラの大径化に伴って、コンプレッサインペラの背面に働くスラスト力（タービンからコンプレッサに向かう方向に生じる力）は、タービンインペラの背面に働くスラスト力（コンプレッサからタービンに向かう方向に生じる力）に比較して大きくなる。この結果、軸受にかかる荷重が増加しロータ全体にメカニカルロスが生じることで、ターボチャージャの効率低下を招いてしまう。
　そこで、本発明の少なくとも幾つかの実施形態の目的は、ターボチャージャの高圧力比化を促進しながら、コンプレッサインペラ及びタービンインペラを含むロータ全体に生じるメカニカルロスの低減に有効なターボチャージャ用タービン及びターボチャージャを提供することである。
（１）本発明の幾つかの実施形態に係るターボチャージャ用タービンは、
　コンプレッサインペラと回転軸を介して連結されるタービンインペラと、
　前記タービンインペラを覆うように設けられ、スクロール流路および該スクロール流路の径方向内側に設けられて前記スクロール流路からの排ガスを前記タービンインペラへと導くためのスクロール出口部を含むタービンケーシングと、
　前記タービンインペラの背面に対向するように設けられる背面側部材と
を備え、
　前記背面側部材は、前記タービンインペラの前記背面と対向するインペラ対向面に、前記背面に向かって突出するとともに周方向に延在する凸部を有する。
　上記（１）の構成では、背面側部材は、タービンインペラの背面と対向するインペラ対向面に、背面に向かって突出するとともに周方向に延在する凸部を有する。スクロール出口部からタービンインペラの背面とインペラ対向面との隙間に取り込まれる排ガス流れは、凸部によって縮流される。これにより、タービンインペラの背面にかかる静圧が凸部の近傍又は凸部の上流側で上昇するとともに、凸部を迂回しようとする流れがタービンインペラの背面に衝突するため、タービンインペラの背面に働くスラスト力を大きくすることができる。この結果、コンプレッサインペラの大径化によりコンプレッサインペラの背面に働くスラスト力が大きくなる場合であっても、コンプレッサインペラ及びタービンインペラのそれぞれの背面に働くスラスト力の大きさの差が減少するため、ロータ全体に生じるメカニカルロスを低減することができる。
（２）幾つかの実施形態では、上記（１）の構成において、
　前記背面側部材の前記インペラ対向面は、
　　前記凸部の径方向外側に位置して径方向に沿って延在する第１領域と、
　　前記第１領域から前記背面に向かって軸方向に沿って延在し、前記凸部の外表面の一部を形成する第２領域と、
　　前記第２領域の前記径方向内側に位置し、前記凸部の前記外表面の他の一部を形成する第３領域と、
を含む。
　上記（２）の構成によれば、背面側部材のインペラ対向面は、第１領域から背面に向かって軸方向に沿って延在し、前記凸部の外表面の一部を形成する第２領域を含んでいる。軸方向に沿った第２領域にて排ガスの流路が急激に狭まることで、第２領域によって排ガス流れを効果的に縮流させることができる。このため、タービンインペラの背面にかかる静圧をより一層高めることができ、かつ、タービンインペラの背面に向かう排ガス流れを効果的に形成可能である。よって、タービンインペラの背面に働くスラスト力を効果的に増大させることができる。
（３）幾つかの実施形態では、上記（１）又は（２）の構成において、
　前記凸部の先端の半径方向位置において前記タービンインペラの前記背面と前記凸部との距離が最も小さくなるように形成される。
　上記（３）の構成によれば、スクロール出口部から背面に取り込まれる排ガス流れは、凸部の先端の半径方向位置で最も流路幅が小さくなる。これにより、凸部の先端の半径方向位置付近又はその上流側においてタービンインペラの背面にかかる静圧が上昇することで、タービンインペラの背面に働くスラスト力を増大させることができる。
（４）幾つかの実施形態では、上記（１）～（３）の何れか一つの構成において、
　前記凸部の最外周部は、前記タービンインペラの半径をｒとしたとき、０．６ｒ以上０．８ｒ以下の径方向位置範囲内に含まれる。
　本発明者らの知見によれば、スクロール出口部からタービンインペラの背面とインペラ対向面との間に流入した排ガス流れは旋回成分を有するため、タービンインペラの背面に働く静圧はタービンインペラの外周領域において径方向内側に向かって減少する傾向がある。
　この点、上記（４）の構成のように、前記タービンインペラの半径をｒとしたとき、凸部の最外周部を０．６ｒ以上の径方向位置に設けることで、排ガス流れの旋回成分に起因したタービンインペラの外周領域における静圧の減少を凸部によって効果的に抑制し、タービンインペラの背面に働くスラスト力を効果的に増大させることができる。
　また、凸部の最外周部を０．８ｒ以下の径方向位置に設けることで、凸部の縮流効果によって凸部近傍又は凸部の上流側で高められた静圧を受けるタービンインペラ背面の面積を十分に確保し、タービンインペラの背面に働くスラスト力を効果的に増大させることができる。
（５）幾つかの実施形態では、上記（１）～（４）の何れか一つの構成において、
　前記背面側部材は、前記凸部の径方向外側に位置し、前記径方向内側に向かって前記タービンインペラの前記背面に近づくように前記径方向に対して斜めに形成された第１テーパ面を有する。
　上記（５）の構成によれば、径方向内側に向かってタービンインペラの背面に近づくように径方向に対して斜めに形成された第１テーパ面によって、タービンインペラの背面と背面側部材との間に流れる排ガスの流路を背面側へ絞ることができる。排ガス流れを積極的に背面側へ導くことによって、より背面に近い領域で圧力を高めることができ、タービンインペラの背面に働くスラスト力を大きくすることができる。
（６）幾つかの実施形態では、上記（５）の構成において、
　前記背面側部材は、前記第１テーパ面の径方向内側かつ前記凸部の径方向外側に位置し、前記径方向内側に向かって前記タービンインペラの前記背面から離れるように前記径方向に対して斜めに形成された第２テーパ面を有する。
　上記（６）の構成によれば、第１テーパ面の径方向内側かつ凸部の径方向外側に位置し、径方向内側に向かってタービンインペラの背面から離れるように径方向に対して斜めに形成された第２テーパ面を有するため、第１テーパ面で絞った流路を第２テーパ面によって広げることができる。拡大した流路によって排ガス流れが減速するため、タービンインペラの背面に働く静圧を高めることができる。したがって、タービンインペラの背面に働くスラスト力を増大させることができる。
（７）幾つかの実施形態では、上記（１）～（６）の何れか一つの構成において、
　前記スクロール出口部は、
　　シュラウド側壁面と、
　　前記シュラウド側壁面に対向するように前記タービンインペラのハブ側に位置するハブ側壁面と、
を有し、
　前記ハブ側壁面は、少なくとも一部の径方向領域において、前記径方向内側に向かって前記シュラウド側壁面から軸方向に離れるように前記径方向に対して斜めに形成された第３テーパ面を有する。
　上記（７）の構成によれば、ハブ側壁面は、少なくとも一部の径方向領域において、径方向内側に向かってシュラウド側壁面から軸方向に離れるように径方向に対して斜めに形成された第３テーパ面を有するため、スクロール出口部からの排ガスの旋回成分を弱めて排ガスをタービンインペラの背面と背面側部材との間へスムーズに導くことができる。これにより、背面と背面側部材との間に流れる排ガスの流量が増え、背面側における圧力を高めることができる。
（８）幾つかの実施形態では、上記（７）の構成において、
　前記第３テーパ面は、前記径方向に対してなす角度が１０度以上４０度以下である。
　本発明者らの検討の結果、第３テーパ面の径方向に対してなす角度を１０度以上４０度以下とすることによって、タービンインペラの背面に働くスラスト力を効果的に増大可能であることが判明した。上記（８）の構成は、本発明者らの上記検討の結果を利用したものであり、タービンインペラの背面に働くスラスト力を効果的に増大させることができる。
（９）幾つかの実施形態では、上記（７）又は（８）の構成において、
　前記背面側部材は、前記径方向内側に向かって前記タービンインペラの前記背面に近づくように前記径方向に対して斜めに形成された第１テーパ面を有するとともに、
　前記第１テーパ面の最外周部は、前記第３テーパ面の径方向内側端を通る前記ハブ側壁面の接線を前記シュラウド側壁面から前記軸方向に離れる方向に１０度傾けた第１直線と、前記第３テーパ面の接線を前記シュラウド側壁面へ前記軸方向に近づく方向に１０度傾けた第２直線とで挟まれた領域に含まれる。
　第１テーパ面の最外周部が第１直線よりも径方向外側の領域にある場合、第１テーパ面の最外周部付近に形成されて排ガスがほとんど流れない領域（死水域）が大きくなる。このため、スクロール出口部からの排ガス流れのうち死水域で滞る排ガス流れが増え、第１テーパ面によって得られる圧力増加効果が小さくなってしまう。また、第１テーパ面の最外周部が第２直線よりも径方向内側の領域にある場合、スクロール出口部からの排ガスの流路中に飛び出した最外周部によって排ガス流れが妨げられ、圧力損失を生じる可能性がある。
　この点、上記（９）の構成によれば、スクロール出口部からの排ガス流れをスムーズにタービンインペラの背面に導くことができるうえ、背面における圧力増加効果を効果的に享受することができる。
（１０）幾つかの実施形態では、上記（５）、（６）及び（９）の何れか一つの構成において、
　前記第１テーパ面は、前記径方向に対してなす角度が５度以上４５度以下である平坦面である。
　上記（１０）の構成によれば、第１テーパ面の径方向に対してなす角度を５度以上４５度以下である平坦面とすることで、タービンインペラの背面に働くスラスト力の増加に望ましい角度で排ガスの流路を絞り、背面側へ案内できる。
（１１）幾つかの実施形態では、上記（１）～（１０）の何れか一つの構成において、
　前記背面側部材は、前記タービンインペラの前記背面に対向して設けられる遮熱板を含む。
上記（１１）の構成によれば、タービン側からの熱が軸受ケーシング側へ伝わるのを抑制するための遮熱板を背面側部材として用い、上記（１）で述べたインペラ対向面を遮熱板によって形成することで、タービンインペラの背面に働くスラスト力を簡素な構成で増大させることができる。
（１２）本発明の幾つかの実施形態に係るターボチャージャは、
　上記（１）～（１１）の何れか一つに記載のタービンと、
　前記コンプレッサインペラを有し、前記タービンによって駆動されるように構成されたコンプレッサと、
を備える。
　上記（１２）の構成によれば、上記（１）で述べたように、背面側部材の凸部による縮流効果の結果、凸部近傍又は凸部の上流側においてタービンインペラの背面にかかる静圧が上昇するとともに、凸部を迂回しようとする流れがタービンインペラの背面に衝突する。よって、タービンインペラの背面に働くスラスト力が増大し、コンプレッサインペラが大径化する場合であっても、ロータ全体に生じるメカニカルロスを低減し、ターボチャージャの効率を向上させることができる。
　本発明の少なくとも一実施形態によれば、ターボチャージャの高圧力比化を促進しながら、コンプレッサインペラ及びタービンインペラを含むロータ全体に生じるメカニカルロスを効果的に低減することができる。
本発明の一実施形態に係るタービンを備えたターボチャージャの全体構成を概略的に示す模式図である。 幾つかの実施形態に係るタービンにおいて、背面側部材付近を拡大した図である。 変形例に係る背面側部材の形状についての変形例を示す図である。 比較例に係るタービンの凸部の形状を示す図である。 図４Ａに示すタービンについてのＣＦＤ解析により得られた周方向速度分布を示す図である。 図４Ａに示すタービンについてのＣＦＤ解析により得られた全圧分布を示す図である。 図４Ａに示すタービンについてのＣＦＤ解析により得られた静圧分布を示す図である。 図２に示すタービンに関するＣＦＤ解析結果を示す図である。 比較例に係るタービンに関するＣＦＤ解析結果を示す図である。 幾つかの実施形態に係るタービンにおいて、スクロール出口部と背面側部材との位置関係を説明するための拡大図である。 図６に示した実施形態に係るタービンについてのＣＦＤ解析結果を示す図である。 図２に示した実施形態に係るタービンについてのＣＦＤ解析結果を示す図である。 スクロール出口部のハブ側壁面が第３テーパ面を具備する場合におけるＣＦＤ解析結果を示す図である。 比較例のＣＦＤ解析結果を示す図である。 径方向に対する第３テーパ面の傾斜角度とスラスト力との関係を示すグラフである。 第１テーパ面の最外周部が領域Ｚに含まれる場合の排ガス流れを示す図である。 第１テーパ面の最外周部が領域Ｚよりも径方向外側に第１テーパ面の最外周部が存在する場合の排ガス流れを示す図である。 第１テーパ面の最外周部が領域Ｚよりも径方向内側に第１テーパ面の最外周部が存在する場合の排ガス流れを示す図である。
　以下、添付図面を参照して本発明の幾つかの実施形態について説明する。ただし、実施形態として記載されている又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
　まず、図１を参照して、幾つかの実施形態に係るタービン４１が適用されるターボチャージャ１０の全体構成について説明する。図１は、一実施形態に係るタービン４１が適用されるターボチャージャ１０の概略構成を表す図である。
　図１に示すように、本発明の幾つかの実施形態に係るターボチャージャ１０は、軸受ケーシング２０を挟んで配置されたコンプレッサケーシング３０とタービンケーシング４０とを備える。回転軸２２は、タービンケーシング４０内に収容されるタービンインペラ４２を一端に有し、コンプレッサケーシング３０に収容されるコンプレッサインペラ３２を他端に有している。回転軸２２、タービンインペラ４２及びコンプレッサインペラ３２は、それぞれが一体となって回転可能に設けられる。軸受ケーシング２０には、ラジアル軸受２４及びスラスト軸受２６が設けられる。ラジアル軸受２４は、回転軸２２を回転可能に支持するものであり、スラスト軸受２６は、回転軸２２が軸方向に移動しないように支持するものである。
　コンプレッサケーシング３０には、空気をコンプレッサケーシング３０内に取り入れるための空気入口部３４が形成されている。コンプレッサインペラ３２の回転により圧縮された空気は、ディフューザ流路３６やコンプレッサスクロール流路３７を通り昇圧され、空気出口部（不図示）を経由してコンプレッサケーシング３０の外側へ排出される。
　タービンケーシング４０には、エンジン（不図示）からの排ガスをタービンケーシング４０内に取入れるためのガス入口部４４が形成されており、このガス入口部４４は、エンジンの排気マニホールド（不図示）に接続可能である。また、タービンケーシング４０内においてタービンインペラ４２の外周部には、渦巻き状のスクロール流路４６がタービンインペラ４２を覆うように設けられる。このスクロール流路４６は、ガス入口部４４と連通しており、排ガスを内部に取入れるように形成される。スクロール流路４６の径方向内側には、スクロール流路４６からの排ガスをタービンインペラ４２へと導くためのスクロール出口部４８が設けられる。スクロール出口部４８は、シュラウド側壁面５１と、シュラウド側壁面５１に対向するようにタービンインペラ４２のハブ側に位置するハブ側壁面５３とを有する。タービンインペラ４２を経由した排ガスは、ガス排出部５５を介してタービンケーシング４０の外側に排出される。
　以上のように、ターボチャージャ１０は、エンジンの排ガスを用いてタービンインペラ４２を回転駆動することで、回転軸２２を介して回転力をコンプレッサインペラ３２に伝達し、コンプレッサケーシング３０に入る空気を遠心力によって圧縮してエンジンへ供給することができる。
　このようなターボチャージャ１０は、運転中に軸方向の力（スラスト力）を受ける。具体的には、コンプレッサ３１側では、空気の出口側での圧力により、タービン４１側からコンプレッサ３１側に向かう方向（図１中の矢印Ａ方向）のスラスト力ＦＣがコンプレッサインペラ３２の背面３９に働く。一方で、タービン４１側においても、ガスの入口側での圧力によって、コンプレッサ３１側からタービン４１側に向う方向（図１中の矢印Ｂ方向）のスラスト力ＦＴが、タービンインペラ４２の背面４９に働く。これら２つのスラスト力（ＦＣ、ＦＴ）は互いに向きが逆であるから、軸方向への移動を抑制するスラスト軸受２６には、２つのスラスト力（ＦＣ、ＦＴ）の大きさの差分が正味の荷重としてかかることになる。
　ところが、近年の需要によりコンプレッサインペラ３２が大径化すると、空気の出口側における圧力が増加するため、コンプレッサ方向のスラスト力ＦＣがタービン方向のスラスト力ＦＴに比べ大きくなる。したがって、２つのスラスト力（ＦＣ、ＦＴ）の大きさの差が拡大し、スラスト軸受２６が受ける荷重が増すことにより、ターボチャージャ１０全体の効率が低下する場合が考えられる。
　以下では、このような課題に対する幾つかの実施形態について説明する。
　まず、幾つかの実施形態に係る背面側部材６０の形状について、図２及び図３を参照しながら説明する。図２は、図１においてタービンインペラ４２の背面４９及び背面側部材６０の付近を拡大した図である。図３は、変形例に係る背面側部材６０の形状についての変形例を示す図である。
　図２及び図３に示すように、タービンケーシング４０内には、環状の背面側部材６０（６０Ａ，６０Ｂ）がタービンインペラ４２の背面４９に対向するように設けられている。この背面側部材６０（６０Ａ，６０Ｂ）は、タービンケーシング４０と軸受ケーシング２０によって挟持されている。
　なお、図２及び３に示す例示的な実施形態では、背面側部材６０は、タービンインペラ４２の背面４９に対向して設けられる遮熱板により構成される。このように、タービンケーシング４０からの熱が軸受ケーシング２０へ伝わるのを抑制するための遮熱板を背面側部材６０として用い、後述の特徴を具備するインペラ対向面６４を遮熱板（６０）によって形成することで、タービンインペラ４２の背面４９に働くスラスト力ＦＴを簡素な構成で増大させることができる。
　図２及び図３に示すように、幾つかの実施形態にかかるタービン４１において、背面側部材６０は、タービンインペラ４２の背面４９と対向するインペラ対向面６４に、背面４９に向かって突出するとともに周方向に延在する凸部６５を有する。凸部６５は、タービン４１の軸方向から視たとき、周方向に沿って円弧状に延在していている。なお、凸部６５は、背面側部材６０の一部の周方向範囲のみに対して設けられていてもよいし、背面側部材６０の全周に亘って連続的に設けられていてもよい。
　本実施形態によれば、スクロール出口部４８からタービンインペラ４２の背面４９とインペラ対向面６４との隙間に取り込まれる排ガス流れが、凸部６５によって縮流される。狭まった流路により排ガス流れが滞るため、タービンインペラ４２の背面４９にかかる静圧が凸部６５の近傍又は凸部６５の上流側で上昇するとともに（後述の図５Ａ及び図５ＢのＣＦＤ解析結果の比較から、本実施形態に係るタービン４１において凸部６５の近傍及び上流側で静圧が上昇していることが分かる。）、凸部６５を迂回しようとする流れがタービンインペラの背面４９に衝突する。この結果、タービンインペラ４２の背面４９に働くスラスト力ＦＴを大きくすることができる。
　ここで、図２及び図３に示した実施形態に係るタービン４１の凸部６５の技術的利得について、本発明者らが行った比較例に係るタービンについてのＣＦＤ解析結果と対比しながら補足しておく。
　図４Ａは、比較例に係るタービンの凸部の形状を示す図であり、図４Ｂ～図４Ｄは図４Ａに示すタービンについてのＣＦＤ解析結果を示す図である。図４Ａに示すように、タービン１００では、タービンインペラに対向する背面側部材６００が、周方向に設けられた複数の凸部６５０を含む。各々の凸部６５０は、タービンインペラ側に突出するように径方向に沿って設けられている。このような形状の凸部６５０では、背面側部材６００のインペラ対向面６６４とタービンインペラ背面との間に流入した排ガス流れの旋回成分を低減可能である。しかしながら、図５Ｂから分かるように、背面側部材６００のインペラ対向面６６４とタービンインペラ背面との間において、凸部６５０によって流れが大きく乱される。その結果、インペラ背面側における全圧（図４Ｃ参照）および静圧（図４Ｄ参照）が、凸部６５０によって却って低下し得ることが明らかになった。
　これに対し、上述した実施形態に係るタービン４１によれば、凸部６５は周方向に延在した形状であるから、タービンインペラ４２の背面４９とインペラ対向面６４との間における排ガス流れの乱れを抑制しながら、スラスト力ＦＴを効果的に増大させることができる。
　以上のように、本実施形態によれば、コンプレッサインペラ３２の大径化によりコンプレッサインペラ３２の背面３９に働くスラスト力ＦＣが大きくなる場合であっても、コンプレッサインペラ３２及びタービンインペラ４２のそれぞれの背面（３９、４９）に働くスラスト力（ＦＣ、ＦＴ）の大きさの差が減少するため、回転軸２２全体に生じるメカニカルロスを低減することができる。
　幾つかの実施形態では、図２に示すように、背面側部材６０のインペラ対向面６４は、凸部６５の径方向外側に位置して径方向に沿って延在する第１領域６１と、第１領域６１から背面４９に向かって軸方向に沿って延在し、凸部６５の外表面の一部を形成する第２領域６２と、第２領域６２の径方向内側に位置し、凸部６５の外表面の他の一部を形成する第３領域６３と、を含む。
　本実施形態によれば、第２領域６２が軸方向に沿って延在するため、第２領域６２にて排ガスの流路を急激に狭めることができる。これにより、排ガス流れを効果的に縮流できるため、タービンインペラ４２の背面４９にかかる静圧をより一層高めることができ、かつ、背面４９に衝突する排ガス流れを効果的に形成可能である。したがって、タービンインペラ４２の背面４９に働くスラスト力ＦＴを効果的に増大させることができる。
　幾つかの実施形態では、図２及び図３に示すように、凸部６５の先端６７の半径方向位置Ｒ１においてタービンインペラ４２の背面４９と凸部６５との距離Ｄが最も小さくなるように形成される。
　このような構成によれば、スクロール出口部４８から背面４９に取り込まれる排ガス流れは、凸部６５の先端６７の半径方向位置Ｒ１で最も流路幅が小さくなる。これにより、凸部６５の先端６７の半径方向位置Ｒ１付近又はその上流側においてタービンインペラ４２の背面４９にかかる静圧が上昇することで、タービンインペラ４２の背面４９に働くスラスト力ＦＴを増大させることができる。
　図５Ａは、図２に示すタービン４１に関するＣＦＤ解析結果を示す図である。図５Ｂは、比較例に係るタービンに関するＣＦＤ解析結果を示す図である。
　図５Ａ及び図５Ｂを比較すれば明らかなように、凸部６５の先端６７において流路幅が最小となるタービン４１では、凸部６５の先端６７の半径方向位置Ｒ１付近又はその上流側においてタービンインペラ４２の背面４９にかかる静圧が比較例に比べて高い。このため、タービン４１の場合、タービンインペラ４２の背面４９に働くスラスト力ＦＴは比較的高いと言える。
　幾つかの実施形態では、図２及び図３に示すように、凸部６５の最外周部６９の半径方向位置Ｒ２は、タービンインペラ４２の半径をｒとしたとき、０．６ｒ以上０．８ｒ以下の径方向位置範囲内に含まれる。
　本発明者らの知見によれば、スクロール出口部４８からタービンインペラ４２の背面４９とインペラ対向面６４との間に流入した排ガス流れは旋回成分を有するため、タービンインペラ４２の背面４９に働く静圧はタービンインペラ４２の外周領域において径方向内側に向かって減少する傾向がある。
　この点、本実施形態のように、タービンインペラ４２の半径をｒとしたとき、凸部の最外周部６９の半径方向位置Ｒ２を０．６ｒ以上の径方向位置に設けることで、排ガス流れの旋回成分に起因したタービンインペラ４２の外周領域における静圧の減少を凸部６５によって効果的に抑制し、タービンインペラ４２の背面４９に働くスラスト力ＦＴを効果的に増大させることができる。
　また、凸部６５の最外周部６９を０．８ｒ以下の径方向位置に設けることで、凸部６５の縮流効果によって凸部６５近傍又は凸部６５の上流側で高められた静圧を受ける背面４９の面積を十分に確保し、タービンインペラ４２の背面４９に働くスラスト力ＦＴを効果的に増大させることができる。
　なお、図２に示す例示的な実施形態では、凸部６５の先端６７及び最外周部６９の半径方向位置（Ｒ１、Ｒ２）が一致しているが、幾つかの実施形態はこれに限られるものではない。図３に例示する実施形態のように、凸部６５の先端６７が凸部６５の最外周部６９よりも径方向内側に位置していてもよい。
　以下では、背面側部材６０のテーパ面に関する幾つかの実施形態について、図６を参照しながら説明する。図６は、幾つかの実施形態に係るタービンにおいて、背面側部材６０の形状及びスクロール出口部４８と背面側部材６０との位置関係を説明するための拡大図である。
　図６に示すように、幾つかの実施形態では、背面側部材６０は、凸部６５の径方向外側に位置し、径方向内側に向かってタービンインペラ４２の背面４９に近づくように径方向に対して斜めに形成された第１テーパ面７１を有する。
　本実施形態によれば、第１テーパ面７１によって、タービンインペラの背面４９と背面側部材６０との間に流れる排ガスの流路を背面４９側へ絞ることができる。排ガス流れを積極的に背面４９側へ導くことによって、より背面４９に近い領域で圧力を高めることができ、タービンインペラ４２の背面４９に働くスラスト力ＦＴを大きくすることができる。
　一実施形態では、第１テーパ面７１は、径方向に対してなす角度θ１が５度以上４５度以下である平坦面である。このような実施形態によれば、スラスト力ＦＴの増加効果を得るのに望ましい角度で排ガスの流路を絞り、背面４９側へ案内できる。
　幾つかの実施形態では、背面側部材６０は、第１テーパ面７１の径方向内側かつ凸部６５の径方向外側に位置し、径方向内側に向かってタービンインペラ４２の背面４９から離れるように径方向に対して斜めに形成された第２テーパ面７２を有する。
　本実施形態によれば、第１テーパ面７１で絞った流路を第２テーパ面７２によって広げることができる。拡大した流路によって排ガス流れを減速させ、タービンインペラ４２の背面４９に働く静圧を高めることができる。したがって、静圧が高まることによって、タービンインペラ４２の背面４９に働くスラスト力ＦＴを増大させることができる。
　なお、第１テーパ面７１と第２テーパ面７２は連続して形成されていなくてもよい。例えば、第１テーパ面７１と第２テーパ面７２の間に、流路幅を一定に保つように形成された別の面が含まれていてもよい。また、第１テーパ面７１は背面側部材６０の最外周部から形成されなくてもよい。
　図７Ａは、図６に示した実施形態に係るタービンについてのＣＦＤ解析結果を示す図である。図７Ｂは、図７Ａに示すものと同一の解析条件下で行った、図２に示す実施形態に係るタービンについてのＣＦＤ解析結果である。
　図７Ａ及び図７Ｂの比較から明らかなように、背面側部材６０が第１テーパ面７１及び第２テーパ面７２を有する場合、そうでない場合に比べて、凸部６５の上流側における静圧が高くなっている。これは、上述のとおり、第１テーパ面７１によって流路が絞られることによる動圧が上昇するとともに、第１テーパ面７１の下流側の第２テーパ面７２によって流路が拡大することで流れを減速させて静圧が上昇することの結果であると考えられる。
　以下では、スクロール出口部４８の形状に関する幾つかの実施形態について、図２、図３及び図６を参照しながら説明する。
　幾つかの実施形態では、図２、図３及び図６に示すように、スクロール出口部４８におけるハブ側壁面５３は、少なくとも一部の径方向領域において、径方向内側に向かってシュラウド側壁面５１から軸方向に離れるように径方向に対して斜めに形成された第３テーパ面７３を有する。
　本実施形態によれば、第３テーパ面７３によって、スクロール出口部４８からの排ガスの旋回成分を弱めて排ガスをタービンインペラ４２の背面４９と背面側部材６０との間へスムーズに導くことができる。これにより、背面４９と背面側部材６０との間に流れる排ガスの流量が増え、背面４９側における圧力を高めることができる。
　図８Ａは、スクロール出口部４８のハブ側壁面５３が第３テーパ面７３を具備する場合におけるＣＦＤ解析結果を示す図である。図８Ｂは、比較例のＣＦＤ解析結果を示す図である。
　図８Ａ及び図８Ｂの比較から明らかなように、第３テーパ面７３を設けることで、スクロール出口部４８からの排ガスの旋回流が弱まり、タービンインペラ４２の背面４９と背面側部材６０との間にスクロール出口部４８からの排ガスがスムーズに導かれる結果、インペラ背面側における圧力は高くなる。
　一実施形態では、第３テーパ面７３は、径方向に対してなす角度が１０度以上４０度以下である。本発明者らの検討結果によれば、第３テーパ面７３の径方向に対してなす角度を１０度以上４０度以下とすることによって、タービンインペラ４２の背面４９に働くスラスト力ＦＴを効果的に増大可能である。本実施形態は、本発明者らの上記検討結果を利用したものであり、タービンインペラ４２の背面に４９働くスラスト力ＦＴを効果的に増大させることができる。
　さらに、一実施形態では、第３テーパ面７３は、径方向に対してなす角度θ２が２４度から２６度の範囲であることが望ましく、このような角度範囲とすることでより大きなスラスト力ＦＴを得ることができる。
　図９は、径方向に対する第３テーパ面７３の傾斜角度とスラスト力ＦＴとの関係を示すグラフである。
　同図に示すように、第３テーパ面７３を設けない場合に比べて、第３テーパ面７３を設ける場合の方がスラスト力ＦＴは大きくなる。また、第３テーパ面７３の傾斜角度が異なる３つの場合（１２度、２４度、４２度）で比べると、第３テーパ面７３の傾斜角度が２４度の場合にスラスト力ＦＴが最大である。
　幾つかの実施形態では、第１テーパ面７１の最外周部７５は、第３テーパ面７３の径方向内側端を通るハブ側壁面５３の接線をシュラウド側壁面５１から軸方向に離れる方向に１０度傾けた第１直線Ｌ１と、第３テーパ面７３の接線をシュラウド側壁面５１へ軸方向に近づく方向に１０度傾けた第２直線Ｌ２とで挟まれた領域Ｚに含まれる。
　図１０Ａは、第１テーパ面７１の最外周部７５が領域Ｚに含まれる場合の排ガス流れを示す図である。図１０Ｂは、第１テーパ面７１の最外周部７５が領域Ｚよりも径方向外側に第１テーパ面７１の最外周部７５が存在する場合の排ガス流れを示す図である。図１０Ｃは、第１テーパ面７１の最外周部７５が領域Ｚよりも径方向内側に第１テーパ面７１の最外周部７５が存在する場合の排ガス流れを示す図である。
　図１０Ｂに示すように、第１テーパ面７１の最外周部７５がＬ１を挟んで領域Ｚの反対側（領域Ｚの径方向外側）にある場合、第１テーパ面７１の最外周部７５付近に形成されて排ガスがほとんど流れない領域（死水域）Ｓが大きくなる。このため、スクロール出口部４８からの排ガス流れのうち死水域Ｓで滞る排ガス流れが増え、第１テーパ面７１によって得られる圧力増加効果が小さくなってしまう。一方、図１０Ｃに示すように、第１テーパ面７１の最外周部７５がＬ２を挟んで領域Ｚの反対側（径方向内側）にある場合、排ガスの流路内に飛び出した最外周部７５によって排ガス流れが妨げられ、圧力損失を生じる可能性がある。
　この点、第１テーパ面７１の最外周部７５が領域Ｚに含まれる場合、図１０Ａに示すように、スクロール出口部４８からの排ガス流れをスムーズにタービンインペラ４２の背面４９に導くことができ、背面４９における圧力増加効果を効果的に享受することができる。
　一実施形態では、第３テーパ面７３の径方向内側端を通るハブ側壁面５３の接線を延長した線Ｌ３は、第１テーパ面７１の最外周部７５と交わることが望ましい。このような実施形態によれば、スクロール出口部４８からタービンインペラ４２の背面４９側に至る排ガス流路において、排ガス流路内の阻害構造や死水域の形成を効果的に抑制できるため、上記の圧力増加効果を高めることができる。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上述した実施形態に限定されることはなく、上述した実施形態に変形を加えた形態や、これらの形態を適宜組み合わせた形態も含む。
　本明細書において、「ある方向に」、「ある方向に沿って」、「平行」、「直交」、「中心」、「同心」或いは「同軸」等の相対的或いは絶対的な配置を表す表現は、厳密にそのような配置を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の角度や距離をもって相対的に変位している状態も表すものとする。
　例えば、「同一」、「等しい」及び「均質」等の物事が等しい状態であることを表す表現は、厳密に等しい状態を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の差が存在している状態も表すものとする。
　また、本明細書において、四角形状や円筒形状等の形状を表す表現は、幾何学的に厳密な意味での四角形状や円筒形状等の形状を表すのみならず、同じ効果が得られる範囲で、凹凸部や面取り部等を含む形状も表すものとする。
　また、本明細書において、一の構成要素を「備える」、「含む」、又は、「有する」という表現は、他の構成要素の存在を除外する排他的な表現ではない。
１０　　ターボチャージャ
２０　　軸受ケーシング
２２　　回転軸
２４　　ラジアル軸受
２６　　スラスト軸受
３０　　コンプレッサケーシング
３１　　コンプレッサ
３２　　コンプレッサインペラ
３４　　空気入口部
３６　　ディフューザ流路
３７　　スクロール流路（コンプレッサ）
３９　　背面（コンプレッサ）
４０　　タービンケーシング
４１　　タービン
４２　　タービンインペラ
４６　　スクロール流路（タービン）
４８　　スクロール出口部
４９　　背面（タービン）
５１　　シュラウド側壁面
５３　　ハブ側壁面
５５　　ガス排出部
６０　　背面側部材
６１　　第１領域
６２　　第２領域
６３　　第３領域
６４　　インペラ対向面
６５　　凸部
６７　　先端
６９　　最外周部（凸部）
７１　　第１テーパ面
７２　　第２テーパ面
７３　　第３テーパ面
７５　　最外周部（第１テーパ面）

Claims (12)

  1. 　コンプレッサインペラと回転軸を介して連結されるタービンインペラと、
    　前記タービンインペラを覆うように設けられ、スクロール流路および該スクロール流路の径方向内側に設けられて前記スクロール流路からの排ガスを前記タービンインペラへと導くためのスクロール出口部を含むタービンケーシングと、
    　前記タービンインペラの背面に対向するように設けられる背面側部材と
    を備え、
    　前記背面側部材は、前記タービンインペラの前記背面と対向するインペラ対向面に、前記背面に向かって突出するとともに周方向に延在する凸部を有する
    ことを特徴とするターボチャージャ用タービン。
  2. 　前記背面側部材の前記インペラ対向面は、
    　　前記凸部の径方向外側に位置して径方向に沿って延在する第１領域と、
    　　前記第１領域から前記背面に向かって軸方向に沿って延在し、前記凸部の外表面の一部を形成する第２領域と、
    　　前記第２領域の前記径方向内側に位置し、前記凸部の前記外表面の他の一部を形成する第３領域と、
    を含むことを特徴とする請求項１に記載のターボチャージャ用タービン。
  3. 　前記凸部の先端の半径方向位置において前記タービンインペラの前記背面と前記凸部との距離が最も小さくなるように形成されることを特徴とする請求項１又は２に記載のターボチャージャ用タービン。
  4. 　前記凸部の最外周部は、前記タービンインペラの半径をｒとしたとき、０．６ｒ以上０．８ｒ以下の径方向位置範囲内に含まれることを特徴とする請求項１乃至３の何れか一項に記載のターボチャージャ用タービン。
  5. 　前記背面側部材は、前記凸部の径方向外側に位置し、前記径方向内側に向かって前記タービンインペラの前記背面に近づくように前記径方向に対して斜めに形成された第１テーパ面を有する
    ことを特徴とする請求項１乃至４の何れか一項に記載のターボチャージャ用タービン。
  6. 　前記背面側部材は、前記第１テーパ面の径方向内側かつ前記凸部の径方向外側に位置し、前記径方向内側に向かって前記タービンインペラの前記背面から離れるように前記径方向に対して斜めに形成された第２テーパ面を有することを特徴とする請求項５に記載のターボチャージャ用タービン。
  7. 　前記スクロール出口部は、
    　　シュラウド側壁面と、
    　　前記シュラウド側壁面に対向するように前記タービンインペラのハブ側に位置するハブ側壁面と、
    を有し、
    　前記ハブ側壁面は、少なくとも一部の径方向領域において、前記径方向内側に向かって前記シュラウド側壁面から軸方向に離れるように前記径方向に対して斜めに形成された第３テーパ面を有する
    ことを特徴とする請求項１乃至６の何れか一項に記載のターボチャージャ用タービン。
  8. 　前記第３テーパ面は、前記径方向に対してなす角度が１０度以上４０度以下であることを特徴とする請求項７に記載のターボチャージャ用タービン。
  9. 　前記背面側部材は、前記径方向内側に向かって前記タービンインペラの前記背面に近づくように前記径方向に対して斜めに形成された第１テーパ面を有するとともに、
    　前記第１テーパ面の最外周部は、前記第３テーパ面の径方向内側端を通る前記ハブ側壁面の接線を前記シュラウド側壁面から前記軸方向に離れる方向に１０度傾けた第１直線と、前記第３テーパ面の接線を前記シュラウド側壁面へ前記軸方向に近づく方向に１０度傾けた第２直線とで挟まれた領域に含まれることを特徴とする請求項７又は８に記載のターボチャージャ用タービン。
  10. 　前記第１テーパ面は、前記径方向に対してなす角度が５度以上４５度以下である平坦面であることを特徴とする請求項５、６及び９の何れか一項に記載のターボチャージャ用タービン。
  11. 　前記背面側部材は、前記タービンインペラの前記背面に対向して設けられる遮熱板を含むことを特徴とする請求項１乃至１０の何れか一項に記載のターボチャージャ用タービン。
  12. 　請求項１乃至１１の何れか一項に記載のタービンと、
    　前記コンプレッサインペラを有し、前記タービンによって駆動されるように構成されたコンプレッサと、
    を備えることを特徴とするターボチャージャ。
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Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6194242U (ja) * 1984-11-27 1986-06-18
WO2011067259A1 (de) * 2009-12-02 2011-06-09 Continental Automotive Gmbh Turbolader
JP2013015120A (ja) * 2011-07-06 2013-01-24 Ihi Corp ターボチャージャ
JP2014234713A (ja) 2013-05-31 2014-12-15 株式会社Ihi ラジアルタービン及び過給機
JP2016020652A (ja) * 2014-07-14 2016-02-04 株式会社Ihi 過給機及び遮熱板の製造方法

Family Cites Families (25)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3411706A (en) * 1966-08-24 1968-11-19 Wallace Murray Corp Bearing durability enhancement device for turbocharger
US4101241A (en) * 1976-05-19 1978-07-18 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho Super charger with fluid biased heat shroud
DE2735034C2 (de) * 1976-08-19 1981-09-24 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho, Tokyo Abgasturbolader
DE2829150A1 (de) * 1978-07-03 1980-01-24 Barmag Barmer Maschf Abgasturbolader
CH638867A5 (de) * 1979-03-16 1983-10-14 Bbc Brown Boveri & Cie Turbolader mit einer einrichtung zur regelung des schluckvermoegens der turbine.
JPS56141022A (en) * 1980-04-07 1981-11-04 Toyota Motor Corp Fixing mechanism for hermetically fitting of composing member in turbocharger
JPS56148620A (en) * 1980-04-17 1981-11-18 Toyota Motor Corp Turbo charger
US4460284A (en) * 1981-12-31 1984-07-17 Cummins Engine Company, Inc. Turbocharger assembly including a flexible anti-friction bearing support
US4786238A (en) * 1984-12-20 1988-11-22 Allied-Signal Inc. Thermal isolation system for turbochargers and like machines
US4725206A (en) * 1984-12-20 1988-02-16 The Garrett Corporation Thermal isolation system for turbochargers and like machines
JPS62214232A (ja) * 1986-03-17 1987-09-21 Hitachi Ltd 内燃機関の排気ガスによつて駆動されるタ−ビン
JPS62282126A (ja) * 1986-05-30 1987-12-08 Honda Motor Co Ltd タ−ビンの可変ノズル構造
US4880351A (en) * 1986-05-30 1989-11-14 Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha Variable capacity turbine
US5028208A (en) * 1989-01-10 1991-07-02 Ishikawajima-Harima Jukogyo Kabushiki Kaisha Nozzle blade angle adjustment device for variable geometry turbocharger
JP4468286B2 (ja) * 2005-10-21 2010-05-26 三菱重工業株式会社 排気ターボ式過給機
JP4826417B2 (ja) * 2006-09-29 2011-11-30 株式会社ジェイテクト 過給器
JP2010270732A (ja) * 2009-05-25 2010-12-02 Ihi Corp インペラ及び過給機
JP2013174129A (ja) 2012-02-23 2013-09-05 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ターボチャージャ
CN104870775B (zh) * 2012-12-27 2017-07-28 三菱重工业株式会社 可变容量型排气涡轮增压器
JP2014234803A (ja) * 2013-06-05 2014-12-15 株式会社Ihi 可変容量型タービン及び可変容量型過給機
US9840926B2 (en) * 2013-07-10 2017-12-12 United Technologies Corporation Abrasive flow media fixture with end contour
JP6126246B2 (ja) * 2013-12-27 2017-05-10 三菱重工業株式会社 タービンハウジング
EP3102805A4 (en) * 2014-02-04 2018-02-21 Borgwarner Inc. Heat shield for mixed flow turbine wheel turbochargers
JP6177421B2 (ja) * 2014-02-25 2017-08-09 三菱重工業株式会社 シール構造及び該シール構造を備える過給機
WO2016071959A1 (ja) * 2014-11-04 2016-05-12 三菱重工業株式会社 タービンハウジングおよびタービンハウジングの製造方法

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6194242U (ja) * 1984-11-27 1986-06-18
WO2011067259A1 (de) * 2009-12-02 2011-06-09 Continental Automotive Gmbh Turbolader
JP2013015120A (ja) * 2011-07-06 2013-01-24 Ihi Corp ターボチャージャ
JP2014234713A (ja) 2013-05-31 2014-12-15 株式会社Ihi ラジアルタービン及び過給機
JP2016020652A (ja) * 2014-07-14 2016-02-04 株式会社Ihi 過給機及び遮熱板の製造方法

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3617476A4

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JP6759463B2 (ja) 2020-09-23
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EP3617476A4 (en) 2020-05-06
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