JP6064310B2 - Turbine and vehicle turbocharger - Google Patents
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Description
本発明は、排気ガス等のガスの圧力エネルギーを利用して回転力を発生させるタービン等に関する。 The present invention relates to a turbine that generates a rotational force using pressure energy of a gas such as exhaust gas.
従来から、車両用過給機に用いられるタービンについて種々の開発がなされており、一般的なタービンの構成について図４を参照して説明すると、次のようになる。ここで、図４は、一般的なタービンを示す側断面図である。なお、図面中において、「ＦＦ」は、前方向、「ＦＲ」は、後方向をそれぞれ指してある。 Conventionally, various developments have been made on turbines used in vehicle superchargers. A typical turbine configuration will be described with reference to FIG. Here, FIG. 4 is a side sectional view showing a general turbine. In the drawings, “FF” indicates the forward direction, and “FR” indicates the backward direction.
図４に示すように、一般的なタービン１０１は、タービンハウジング１０３を具備しており、このタービンハウジング１０３は、内側に、シュラウド（内壁）１０３ｓを有している。また、タービンハウジング１０３内には、タービンインペラ１０５が回転可能に設けられており、このタービンインペラ１０５は、軸心（タービンインペラ１０５の軸心）ＳＣ周り回転可能なタービンホイール１０７、及びタービンホイール１０７の外周面１０７ｈに間隔を置いて設けられた複数枚（１枚のみ図示）のタービンブレード１０９を備えている。ここで、タービンホイール１０７の外周面１０７ｈは、タービンインペラ１０５の軸方向（換言すれば、タービンホイール１０７の軸方向）から径方向外側へ延びており、各タービンブレード１０９の先端縁（外縁）１０９ｔは、タービンハウジング１０３のシュラウド１０３ｓに沿うように延びている。 As shown in FIG. 4, a general turbine 101 includes a turbine housing 103, and the turbine housing 103 has a shroud (inner wall) 103 s inside. A turbine impeller 105 is rotatably provided in the turbine housing 103. The turbine impeller 105 is configured to rotate around an axis (an axis of the turbine impeller 105) SC and a turbine wheel 107. A plurality of turbine blades 109 (only one is shown) are provided on the outer peripheral surface 107h at intervals. Here, the outer peripheral surface 107 h of the turbine wheel 107 extends radially outward from the axial direction of the turbine impeller 105 (in other words, the axial direction of the turbine wheel 107), and the tip edge (outer edge) 109 t of each turbine blade 109. Extends along the shroud 103 s of the turbine housing 103.
タービンハウジング１０３の内部におけるタービンインペラ１０５の入口側には、排気ガス（ガスの一例）を取入れ可能な渦巻き状（環状）のタービンスクロール流路１１１が形成されており、このタービンスクロール流路１１１は、排気ガスを取入れ可能である。また、タービンハウジング１０３におけるタービンインペラ１０５の出口側には、排気ガスを排出するガス排出口１１３が形成されている。 On the inlet side of the turbine impeller 105 inside the turbine housing 103, a spiral (annular) turbine scroll passage 111 capable of taking in exhaust gas (an example of gas) is formed. The exhaust gas can be taken in. Further, a gas discharge port 113 for discharging exhaust gas is formed on the outlet side of the turbine impeller 105 in the turbine housing 103.
なお、本発明に関連する先行技術として特許文献１に示すものがある。 In addition, there exists a thing shown to patent document 1 as a prior art relevant to this invention.
ところで、タービン１０１の運転中におけるタービンインペラ１０５の入口側から出口側にかけてのガスの流線（流線分布）について、３次元定常粘性ＣＦＤ（Computational Fluid Dynamics）解析を行うと、図５（ａ）（ｂ）及び図４に示すように、タービン１０１の作動点（運転状態）が高回転域（高回転状態）にある場合には、タービンインペラ１０５の入口側から出口側にかけて逆流領域（逆流）が生成されないものの、タービン１０１の作動点が低回転域（低回転状態）にある場合には、タービンインペラ１０５の途中から出口側にかけてタービンハウジング１０３のシュラウド１０３ｓ付近に逆流領域が生成されることが判明した。これは、タービンインペラ１０５の回転による遠心力がタービンハウジング１０３のシュラウド１０３ｓの曲率（子午面曲率）による遠心力に比べて過小となることによるものと考えられる。また、タービンインペラ１０５の途中から出口側にかけての逆流領域が増大すると、タービン１０１のタービン効率の低下を招くことになる。ここで、図５（ａ）は、一般的なタービンの作動点が高回転域にある場合におけるタービンインペラの入口側から出口側にかけてのガスの流線の解析結果を示す図、図５（ｂ）は、一般的なタービンの作動点が低回転域にある場合におけるタービンインペラの入口側から出口側にかけてのガスの流線の解析結果を示す図である。 By the way, when a three-dimensional steady viscosity CFD (Computational Fluid Dynamics) analysis is performed on a gas flow line (stream line distribution) from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller 105 during operation of the turbine 101, FIG. As shown in FIG. 4B and FIG. 4, when the operating point (operating state) of the turbine 101 is in a high rotation range (high rotation state), a reverse flow region (back flow) from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller 105. However, when the operating point of the turbine 101 is in a low rotation range (low rotation state), a backflow region may be generated near the shroud 103s of the turbine housing 103 from the middle of the turbine impeller 105 to the outlet side. found. This is considered to be because the centrifugal force due to the rotation of the turbine impeller 105 is smaller than the centrifugal force due to the curvature (meridional curvature) of the shroud 103 s of the turbine housing 103. Moreover, if the backflow area | region from the middle of the turbine impeller 105 to an exit side increases, the turbine efficiency of the turbine 101 will fall. Here, FIG. 5A is a diagram showing an analysis result of gas flow lines from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller when the operating point of a general turbine is in a high rotation region, and FIG. (A) is a figure which shows the analysis result of the streamline of the gas from the inlet side of a turbine impeller to the outlet side in case the operating point of a general turbine exists in a low rotation area.
一方、近年、環境保全及び燃費向上を考慮した所謂アイドリングストップ機能を有した車両が普及しており、それに伴い、エンジン始動後の低回転域におけるタービン効率の向上を図ることが急務になってきている。 On the other hand, in recent years, vehicles having a so-called idling stop function in consideration of environmental conservation and fuel efficiency have become widespread, and accordingly, it has become an urgent task to improve turbine efficiency in a low rotation range after engine start. Yes.
そこで、作動点が高回転域にある場合だけでなく、低回転域にある場合においても、タービン効率を向上させることができる、新規な構成のタービン等を提供することを目的とする。 Accordingly, an object of the present invention is to provide a turbine or the like having a novel configuration that can improve turbine efficiency not only when the operating point is in the high rotation range but also in the low rotation range.
本発明の発明者は、前述の課題を解決するために、試行錯誤を繰り返した結果、タービンハウジングのシュラウドにおけるタービンインペラの直下流側に下流方向に向かって内径を徐々に縮径した絞り部（図４の仮想線部分参照）を形成することにより、図６（ａ）（ｂ）に示すように、作動点が高回転域にある場合に、タービンインペラの入口側から出口側にかけて逆流領域を生成させないようにした上で、作動点が低回転域にある場合には、絞り部を有していない一般的なタービン（図４及び図５（ｂ）参照）に比べて、タービンインペラの途中から出口側にかけて生成される逆流領域を十分に低減できるという、新規な知見を得ることができ、本発明を完成するに至った。ここで、図６（ａ）は、発明例に係るタービン（絞り部を有したタービン）の作動点が高回転域にある場合におけるタービンインペラの入口側から出口側にかけてのガスの流線の解析結果（３次元定常粘性ＣＦＤの結果）を示す図、図６（ｂ）は、発明例に係るタービンの作動点が低回転域にある場合におけるタービンインペラの入口側から出口側にかけてのガスの流線の解析結果（３次元定常粘性ＣＦＤの結果）を示す図である。 As a result of repeating trial and error in order to solve the above-described problems, the inventor of the present invention has reduced the inner diameter gradually toward the downstream side of the turbine impeller in the shroud of the turbine housing. By forming the phantom line portion in FIG. 4, as shown in FIGS. 6 (a) and 6 (b), when the operating point is in the high rotation range, the reverse flow region is formed from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller. When the operating point is in the low rotation range after being prevented from being generated, it is in the middle of the turbine impeller compared to a general turbine (see FIGS. 4 and 5B) that does not have a throttle portion. The present inventors have been able to obtain a new finding that the backflow region generated from the outlet to the outlet side can be sufficiently reduced, thereby completing the present invention. Here, FIG. 6A is an analysis of gas flow lines from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller when the operating point of the turbine according to the invention (turbine having a throttle portion) is in a high rotation range. FIG. 6B is a diagram showing the results (results of three-dimensional steady viscosity CFD), and FIG. 6B shows the gas flow from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller when the operating point of the turbine according to the example of the invention is in the low rotation range. It is a figure which shows the analysis result (result of three-dimensional steady viscosity CFD) of a line.
なお、３次元定常粘性ＣＦＤの対象となる発明例に係るタービンにあっては、タービンハウジングのシュラウドにおける絞り部の直下流側には下流方向に向かって内径を徐々に拡径した拡張部が形成してある。 Note that, in the turbine according to the invention example that is the object of the three-dimensional steady viscosity CFD, an expansion portion whose inner diameter is gradually increased in the downstream direction is formed immediately downstream of the throttle portion in the shroud of the turbine housing. It is.
第１の本発明は、ガスの圧力エネルギーを利用して回転力を発生させるタービンにおいて、内側にシュラウド（内壁）を有したタービンハウジングと、前記タービンハウジング内に回転可能に設けられ、軸心周りに回転可能かつ外周面が軸方向から径方向外側に向かって延びたタービンホイール、及び前記タービンホイールの外周面に間隔を置いて設けられた複数枚のタービンブレードを備えたタービンインペラと、を具備し、前記タービンハウジングの内部における前記タービンインペラの入口側（上流側）にガスを取入れ可能な渦巻き状のタービンスクロール流路が形成され、前記タービンハウジングにおける前記タービンインペラの出口側（下流側）にガスを排出するガス排出口が形成され、前記タービンハウジングの前記シュラウドにおける前記タービンインペラの直下流側（下流側直後）に下流方向に向かって内径を徐々に縮径した絞り部が形成され、前記タービンブレードの後縁のチップ端の回転半径に対する前記絞り部の下流端の内半径の割合は、０．９０〜０．９５に設定され、前記タービンブレードの前縁のハブ端から後縁のチップ端までの軸方向の長さに対する前記タービンブレードの前縁のハブ端から前記絞り部の下流端までの軸方向の長さの割合は、１．２０〜１．３５に設定されている。
第２の本発明は、シュラウドを含むタービンハウジングと、前記タービンハウジング内に設けられ、タービンブレードを有するタービンインペラと、を有し、前記タービンハウジングには、前記シュラウドにおける前記タービンインペラの直下流側に下流方向に向かって内径を徐々に縮径した絞り部が設けられ、前記タービンブレードの後縁のチップ端の回転半径に対する前記絞り部の下流端の内半径の割合は、０．９０〜０．９５であり、前記タービンブレードの前縁のハブ端から後縁のチップ端までの軸方向の長さに対する前記タービンブレードの前縁のハブ端から前記絞り部の下流端までの軸方向の長さの割合は、１．２０〜１．３５である。
第３の本発明は、シュラウドを含むタービンハウジングと、前記タービンハウジング内に設けられたタービンインペラと、を有し、前記タービンハウジングには、前記シュラウドにおける前記タービンインペラの直下流側に下流方向に向かって内径を徐々に縮径した絞り部が設けられ、さらに前記絞り部の直下流側には下流方向に向かって内径を徐々に拡大した拡張部が設けられている。
According to a first aspect of the present invention, there is provided a turbine for generating a rotational force using pressure energy of a gas, a turbine housing having a shroud (inner wall) on the inner side, a turbine housing rotatably provided in the turbine housing, And a turbine wheel having a plurality of turbine blades provided at intervals on the outer circumferential surface of the turbine wheel, and a turbine wheel having an outer circumferential surface extending radially outward from the axial direction. In addition, a spiral turbine scroll passage capable of taking in gas is formed on the inlet side (upstream side) of the turbine impeller inside the turbine housing, and on the outlet side (downstream side) of the turbine impeller in the turbine housing. A gas outlet for discharging gas is formed and the shroud of the turbine housing Definitive the narrowed portion which gradually reduced in diameter to an inner diameter toward the downstream direction immediately downstream of the turbine impeller (immediately downstream side) is formed, downstream of the narrowed portion with respect to the rotation radius of the tip end of the trailing edge of the turbine blade The ratio of the inner radius of the end is set to 0.90 to 0.95, and the turbine blade leading edge hub to the axial length from the turbine blade leading edge hub end to the trailing edge tip end The ratio of the length in the axial direction from the end to the downstream end of the throttle portion is set to 1.20 to 1.35 .
The second of the present invention, a turbine housing including a shroud provided within said turbine housing includes a turbine impeller having a turbine blade, a, before Symbol turbine housing, immediately downstream of the turbine impeller in the shroud A throttle portion having an inner diameter gradually reduced toward the downstream side is provided, and the ratio of the inner radius of the downstream end of the throttle portion to the rotational radius of the tip end of the trailing edge of the turbine blade is 0.90. 0.95, the axial length from the hub end of the turbine blade leading edge to the downstream end of the throttle relative to the axial length from the hub edge of the leading edge of the turbine blade to the tip end of the trailing edge The ratio of the length is 1.20 to 1.35.
A third aspect of the present invention includes a turbine housing including a shroud, and a turbine impeller provided in the turbine housing, and the turbine housing has a downstream side downstream of the turbine impeller in the shroud. A throttle part with a gradually reduced inner diameter is provided, and an expansion part with a gradually increased inner diameter is provided immediately downstream of the throttle part.
なお、本願の明細書及び特許請求の範囲において、「上流」とは、主流の流れ方向から見て上流のことをいい、「下流」とは、主流の流れ方向から見て下流のことをいう。 In the specification and claims of the present application, “upstream” means upstream when viewed from the mainstream flow direction, and “downstream” means downstream when viewed from the mainstream flow direction. .
本発明の構成によると、前記タービンスクロール流路に取入れたガスを前記タービンインペラの入口側から出口側へ流通させる。これにより、ガスの圧力エネルギーを利用して回転力（回転トルク）を発生させることができる。 According to the configuration of the present invention, the gas taken into the turbine scroll passage is circulated from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller. Thereby, a rotational force (rotational torque) can be generated using the pressure energy of the gas.
そして、前記タービンハウジングの前記シュラウドにおける前記タービンインペラの直下流側に下流方向に向かって内径を徐々に縮径した前記絞り部が形成されているため、前述の新規な知見を適用すると、前記タービンの作動点が高回転域にある場合に、前記タービンインペラの入口側から出口側にかけて逆流領域を生成させないようにした上で、前記タービンの作動点が低回転域にある場合には、前記絞り部を有していない一般的なタービンに比べて、前記タービンインペラの途中から出口側にかけて生成される逆流領域を十分に低減できる。 And since the said throttle part which reduced the internal diameter gradually toward the downstream direction is formed in the immediately downstream side of the said turbine impeller in the said shroud of the said turbine housing, when the above-mentioned novel knowledge is applied, the said turbine When the operating point of the turbine is in the low rotation range, the counter flow region is not generated from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller. Compared with a general turbine that does not have a section, the backflow region generated from the middle of the turbine impeller to the outlet side can be sufficiently reduced.
第４の本発明は、第１の本発明から第３の本発明のいずれかの構成からなるタービンを具備した。 The fourth aspect of the present invention includes a turbine having any one of the first to third aspects of the present invention .
第４の本発明の構成によると、第１の本発明から第３の本発明のいずれかの構成による作用と同様の作用を奏する。 According to the configuration of the fourth aspect of the present invention , the same effect as the effect of any one of the configurations of the first to third aspects of the present invention is achieved.
本発明によれば、前記タービンの作動点が高回転域にある場合に、前記タービンインペラの入口側から出口側にかけて逆流領域を生成させないようにした上で、前記タービンの作動点が低回転域にある場合には、前記タービンインペラの途中から出口側にかけて生成される逆流領域を十分に低減できるため、前記タービンの作動点が高回転域にある場合だけでなく、低回転域にある場合においても、前記タービンのタービン効率を十分に向上させることができる。 According to the present invention, when the operating point of the turbine is in a high rotation region, a backflow region is not generated from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller, and then the operating point of the turbine is set in a low rotation region. In this case, since the backflow region generated from the middle of the turbine impeller to the outlet side can be sufficiently reduced, not only when the operating point of the turbine is in the high rotation region but also in the low rotation region In addition, the turbine efficiency of the turbine can be sufficiently improved.
本発明の実施形態について図１から図３を参照して説明する。なお、図面中、「ＦＦ」は、前方向を指し、「ＦＲ」は、後方向を指してある。 An embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 3. In the drawings, “FF” indicates the forward direction, and “FR” indicates the backward direction.
図２に示すように、本発明の実施形態に係る車両用過給機１は、エンジン（図示省略）からの排気ガス（ガスの一例）の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）するものである。そして、車両用過給機１の具体的な構成等は、以下のようになる。 As shown in FIG. 2, the vehicle supercharger 1 according to the embodiment of the present invention uses the energy of exhaust gas (an example of gas) from an engine (not shown) to supply air supplied to the engine. Supercharge (compress). And the specific structure of the supercharger 1 for vehicles is as follows.
車両用過給機１は、ベアリングハウジング３を具備しており、ベアリングハウジング３内には、一対の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、前後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おり、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。 The vehicle supercharger 1 includes a bearing housing 3, and a pair of radial bearings 5 and a pair of thrust bearings 7 are provided in the bearing housing 3. Further, the plurality of bearings 5 and 7 are provided with a rotor shaft (turbine shaft) 9 extending in the front-rear direction so as to be rotatable. In other words, the rotor shaft 9 is provided in the bearing housing 3 with the plurality of bearings 5. , 7 are rotatably provided.
ベアリングハウジング３の前側には、遠心力を利用して空気を圧縮するコンプレッサ１１が配設されており、コンプレッサ１１の具体的な構成は、次のようになる。 A compressor 11 that compresses air using centrifugal force is disposed on the front side of the bearing housing 3, and the specific configuration of the compressor 11 is as follows.
ベアリングハウジング３の前側には、コンプレッサハウジング１３が設けられており、この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が回転可能に設けられている。そして、コンプレッサインペラ１５の構成要素について説明すると、コンプレッサハウジング１３内には、コンプレッサホイール１７が設けられており、このコンプレッサホイール１７は、ロータ軸９の前端部に連結してあって、コンプレッサインペラ１５の軸心（換言すれば、ロータ軸９の軸心）ＳＣ周りに回転可能である。また、コンプレッサホイール１７の外周面１７ｈには、複数枚のコンプレッサブレード１９が周方向に間隔を置いて設けられている。 A compressor housing 13 is provided on the front side of the bearing housing 3, and a compressor impeller 15 is rotatably provided in the compressor housing 13. The components of the compressor impeller 15 will be described. A compressor wheel 17 is provided in the compressor housing 13. The compressor wheel 17 is connected to the front end of the rotor shaft 9. (In other words, the axis of the rotor shaft 9) SC. A plurality of compressor blades 19 are provided on the outer peripheral surface 17 h of the compressor wheel 17 at intervals in the circumferential direction.
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（コンプレッサハウジング１３の前側）には、空気を取入れる空気取入口２１が形成されており、この空気取入口２１は、空気を浄化するエアクリーナー（図示省略）に接続可能である。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が形成されており、このディフューザ流路２３は、空気取入口２１に連通してある。更に、コンプレッサハウジング１３の内部には、コンプレッサスクロール流路２５がコンプレッサインペラ１５を囲むように形成されており、コンプレッサスクロール流路２５は、ディフューザ流路２３に連通してある。そして、コンプレッサハウジング１３の適宜位置には、圧縮された空気を排出する空気排出口２７が形成されており、この空気排出口２７は、コンプレッサスクロール流路２５に連通してあって、エンジンの給気マニホールド（図示省略）に接続可能である。 An air intake 21 for taking in air is formed on the inlet side of the compressor impeller 15 in the compressor housing 13 (the front side of the compressor housing 13). This air intake 21 is an air cleaner (not shown) for purifying air. ) Can be connected. An annular diffuser flow path 23 that pressurizes the compressed air is formed on the outlet side of the compressor impeller 15 between the bearing housing 3 and the compressor housing 13. It communicates with the inlet 21. Further, a compressor scroll passage 25 is formed inside the compressor housing 13 so as to surround the compressor impeller 15, and the compressor scroll passage 25 communicates with the diffuser passage 23. An air discharge port 27 for discharging the compressed air is formed at an appropriate position of the compressor housing 13, and this air discharge port 27 communicates with the compressor scroll flow path 25 to supply the engine. It can be connected to an air manifold (not shown).
ベアリングハウジング３の後側には、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）を発生させるタービン２９が配設されており、このタービン２９の具体的な構成は、次のようになる。 A turbine 29 that generates rotational force (rotational torque) using the pressure energy of the exhaust gas is disposed on the rear side of the bearing housing 3. The specific configuration of the turbine 29 is as follows. Become.
図１及び図２に示すように、ベアリングハウジング３の後側には、タービンハウジング３１が設けられており、このタービンハウジング３１は、内側に、シュラウド３１ｓを有してあって、タービンハウジング３１内には、タービンインペラ３３が回転可能に設けられている。そして、タービンインペラ３３の構成要素について説明すると、タービンハウジング３１内には、タービンホイール３５が設けられており、このタービンホイール３５は、ロータ軸９の後端部に一体的に連結してあって、タービンインペラ３３の軸心（換言すれば、ロータ軸９の軸心）ＳＣ周りに回転可能である。また、タービンホイール３５の外周面３５ｈは、タービンインペラ３３の軸方向から径方向外側に向かって延びている。更に、タービンホイール３５の外周面３５ｈには、複数枚のタービンブレード３７が周方向に間隔を置いて設けられており、各タービンブレード３７の先端縁（外縁）３７ｔは、タービンハウジング３１のシュラウド３１ｓに沿うように延びている。 As shown in FIGS. 1 and 2, a turbine housing 31 is provided on the rear side of the bearing housing 3, and the turbine housing 31 has a shroud 31 s on the inner side. The turbine impeller 33 is rotatably provided. The components of the turbine impeller 33 will be described. A turbine wheel 35 is provided in the turbine housing 31, and the turbine wheel 35 is integrally connected to the rear end portion of the rotor shaft 9. The turbine impeller 33 is rotatable about the axis SC (in other words, the axis of the rotor shaft 9) SC. Further, the outer peripheral surface 35 h of the turbine wheel 35 extends radially outward from the axial direction of the turbine impeller 33. Further, a plurality of turbine blades 37 are provided on the outer peripheral surface 35 h of the turbine wheel 35 at intervals in the circumferential direction, and a tip edge (outer edge) 37 t of each turbine blade 37 is a shroud 31 s of the turbine housing 31. It extends so that.
タービンハウジング３１の適宜位置には、排気ガスを取入れるガス取入口３９が形成されており、このガス取入口３９は、エンジンの排気マニホールド（図示省略）に接続可能である。また、タービンハウジング３１の内部におけるタービンインペラ３３の入口側には、渦巻き状（環状）のタービンスクロール流路４１が形成されており、このタービンスクロール流路４１は、ガス取入口３９に連通してあって、排気ガスを取入れ可能である。更に、タービンハウジング３１におけるタービンインペラ３３の出口側（タービンハウジング３１の後側）には、排気ガスを排出するガス排出口４３が形成されており、このガス排出口４３は、タービンスクロール流路４１に連通してあって、接続管（図示省略）を介して排気ガス浄化装置（図示省略）に接続可能である。 A gas intake port 39 for taking in exhaust gas is formed at an appropriate position of the turbine housing 31, and this gas intake port 39 can be connected to an exhaust manifold (not shown) of the engine. Further, a spiral (annular) turbine scroll passage 41 is formed on the inlet side of the turbine impeller 33 inside the turbine housing 31, and the turbine scroll passage 41 communicates with the gas inlet 39. Therefore, exhaust gas can be taken in. Further, a gas discharge port 43 for discharging exhaust gas is formed at the outlet side of the turbine impeller 33 in the turbine housing 31 (the rear side of the turbine housing 31). The gas discharge port 43 is connected to the turbine scroll passage 41. And can be connected to an exhaust gas purification device (not shown) via a connecting pipe (not shown).
タービンハウジング３１のシュラウド３１ｓにおけるタービンインペラ３３の直下流側（下流側直後）には、下流方向に向かって内径を徐々に縮径した絞り部４５が形成されている。また、タービンハウジング３１のシュラウド３１ｓにおける絞り部４５の直下流側には、下流方向に向かって内径を徐々に拡径した拡張部４７が連続して形成されている。 In the shroud 31 s of the turbine housing 31, a throttle portion 45 having an inner diameter gradually reduced in the downstream direction is formed immediately downstream (immediately after the downstream side) of the turbine impeller 33. In addition, an expansion portion 47 having an inner diameter that gradually increases in the downstream direction is formed continuously on the downstream side of the throttle portion 45 in the shroud 31 s of the turbine housing 31.
ここで、タービンブレード３７の後縁３７ｐのチップ端の回転半径Ｒ１に対する絞り部４５の下流端の内半径Ｒ２の割合（Ｒ２／Ｒ１）は、０．９０〜０．９５に設定されている。また、タービンブレード３７の前縁３７ｆのハブ端から後縁３７ｐのチップ端までの軸方向の長さＬ１に対するタービンブレード３７の前縁３７ｆのハブ端から絞り部４５の下流端までの軸方向の長さＬ２の割合（Ｌ２／Ｌ１）は、１．２０〜１．３５に設定されている。ここで、割合（Ｒ２／Ｒ１）を０．９０以上に設定されかつ割合（Ｌ２／Ｌ１）を１．３５以下に設定されるようにしたのは、割合（Ｒ２／Ｒ１）が０．９０未満に設定されたり、割合（Ｌ２／Ｌ１）が１．３５越えて設定されたりすると、後述のタービン２９の作動点が低回転域にある場合における逆流領域の低減作用が十分に発揮されないからである。一方、割合（Ｒ２／Ｒ１）を０．９５以下に設定されかつ割合（Ｌ２／Ｌ１）を１．２０以上に設定されるようにしたのは、割合（Ｌ２／Ｌ１）が１．３５越えて設定されたり、割合（Ｌ２／Ｌ１）が１．２０未満に設定されたりすると、絞り部４５の絞り比が高くなって、作動点が低回転域以外にある場合において新たな逆流領域が生成されることが懸念されるからである。 Here, the ratio (R2 / R1) of the inner radius R2 of the downstream end of the throttle portion 45 to the rotation radius R1 of the tip end of the trailing edge 37p of the turbine blade 37 is set to 0.90 to 0.95. Further, the axial length from the hub end of the front edge 37f of the turbine blade 37 to the downstream end of the throttle portion 45 with respect to the axial length L1 from the hub end of the front edge 37f of the turbine blade 37 to the tip end of the rear edge 37p. The ratio of the length L2 (L2 / L1) is set to 1.20 to 1.35. Here, the ratio (R2 / R1) is set to 0.90 or more and the ratio (L2 / L1) is set to 1.35 or less because the ratio (R2 / R1) is less than 0.90. If the ratio (L2 / L1) is set to exceed 1.35, the effect of reducing the backflow region when the operating point of the turbine 29 described later is in the low rotation range is not sufficiently exhibited. . On the other hand, when the ratio (R2 / R1) is set to 0.95 or less and the ratio (L2 / L1) is set to 1.20 or more, the ratio (L2 / L1) exceeds 1.35. If the ratio is set or the ratio (L2 / L1) is set to less than 1.20, the throttle ratio of the throttle unit 45 increases, and a new backflow region is generated when the operating point is outside the low rotation range. This is because there is a concern about this.
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。 Then, the effect | action and effect of embodiment of this invention are demonstrated.
ガス取入口３９から取入れた排気ガスをタービンスクロール流路４１を経由してタービンインペラ３３の入口側から出口側へ流通させることにより、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３３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することができる。 By causing the exhaust gas taken in from the gas intake port 39 to flow from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller 33 via the turbine scroll flow path 41, a rotational force (rotational torque) is generated using the pressure energy of the exhaust gas. Thus, the rotor shaft 9 and the compressor impeller 15 can be rotated integrally with the turbine impeller 33. Thereby, 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. can do.
タービンハウジング３１のシュラウド３１ｓにおけるタービンインペラ３３の直下流側に下流方向に向かって内径を徐々に縮径した絞り部４５が形成されているため、前述の新規な知見を適用すると、タービン２９の作動点が高回転域にある場合に、タービンインペラ３３の入口側から出口側にかけて逆流領域を生成させないようにした上で、タービン２９の作動点が低回転域にある場合には、絞り部４５を有していない一般的なタービン１０１（図４参照）に比べて、タービンインペラ３３の途中から出口側にかけて生成される逆流領域を十分に低減できる。 Since the throttle portion 45 having an inner diameter gradually reduced in the downstream direction is formed immediately downstream of the turbine impeller 33 in the shroud 31 s of the turbine housing 31, the operation of the turbine 29 is performed by applying the above-described new knowledge. When the point is in the high rotation range, the counter flow region is not generated from the inlet side to the outlet side of the turbine impeller 33, and when the operating point of the turbine 29 is in the low rotation range, the throttle unit 45 is Compared to a general turbine 101 that does not have (see FIG. 4), the backflow region generated from the middle of the turbine impeller 33 to the outlet side can be sufficiently reduced.
従って、本発明の実施形態によれば、タービン２９の作動点が高回転域にある場合だけでなく、低回転域にある場合においても、タービン２９のタービン効率を十分に向上させることができる。 Therefore, according to the embodiment of the present invention, the turbine efficiency of the turbine 29 can be sufficiently improved not only when the operating point of the turbine 29 is in the high rotation range but also in the low rotation range.
具体的には、本発明の実施形態に係るタービン２９を発明例に係るタービンとし、絞り部４５を有していない一般的なタービン１０１（図４参照）を比較例に係るタービンとして、発明例及び比較例に係るタービンのタービン回転数とタービン効率について３次元定常粘性ＣＦＤ解析を行い、その結果をまとめると、図３に示すようになる。即ち、図３に示すように、低回転域から高回転域にかけての広い作動範囲に亘って、発明例に係るタービンのタービン効率を比較例に係るタービンのタービン効率よりも十分に向上させたことが確認された。 Specifically, the turbine 29 according to the embodiment of the present invention is the turbine according to the invention example, and the general turbine 101 (see FIG. 4) that does not have the throttle portion 45 is the turbine according to the comparative example. A three-dimensional steady viscosity CFD analysis is performed on the turbine rotation speed and turbine efficiency of the turbine according to the comparative example, and the results are summarized as shown in FIG. That is, as shown in FIG. 3, the turbine efficiency of the turbine according to the invention example was sufficiently improved over the wide operation range from the low rotation range to the high rotation range than the turbine efficiency of the turbine according to the comparative example. Was confirmed.
なお、本発明は、前述の実施形態の説明に限られるものではなく、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。 In addition, this invention is not restricted to description of the above-mentioned embodiment, It can implement in a various aspect. Further, the scope of rights encompassed by the present invention is not limited to these embodiments.
１ 車両用過給機
３ ベアリングハウジング
９ ロータ軸
１１ コンプレッサ
１３ コンプレッサハウジング
１５ コンプレッサインペラ
２９ タービン
３１ タービンハウジング
３１ｓ タービンハウジングのシュラウド
３３ タービンインペラ
３５ タービンホイール
３５ｈ タービンホイールの外周面
３７ タービンブレード
３７ｆ タービンブレードの前縁
３７ｐ タービンブレードの後縁
３９ ガス取入口
４１ タービンスクロール流路
４３ ガス排出口
４５ 絞り部
４７ 拡張部
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Vehicle supercharger 3 Bearing housing 9 Rotor shaft 11 Compressor 13 Compressor housing 15 Compressor impeller 29 Turbine 31 Turbine housing 31s Turbine housing shroud 33 Turbine impeller 35 Turbine wheel 35h Turbine wheel outer peripheral surface 37 Turbine blade 37f Front of turbine blade Edge 37p Trailing edge 39 of turbine blade Gas inlet 41 Turbine scroll passage 43 Gas outlet 45 Restriction part 47 Expansion part
Claims (4)
内側にシュラウドを有したタービンハウジングと、
前記タービンハウジング内に回転可能に設けられ、軸心周りに回転可能かつ外周面が軸方向から径方向外側に向かって延びたタービンホイール、及び前記タービンホイールの外周面に間隔を置いて設けられた複数枚のタービンブレードを備えたタービンインペラと、を具備し、
前記タービンハウジングの内部における前記タービンインペラの入口側にガスを取入れ可能な渦巻き状のタービンスクロール流路が形成され、前記タービンハウジングにおける前記タービンインペラの出口側にガスを排出するガス排出口が形成され、前記タービンハウジングの前記シュラウドにおける前記タービンインペラの直下流側に下流方向に向かって内径を徐々に縮径した絞り部が形成され、
前記タービンブレードの後縁のチップ端の回転半径に対する前記絞り部の下流端の内半径の割合は、０．９０〜０．９５に設定され、前記タービンブレードの前縁のハブ端から後縁のチップ端までの軸方向の長さに対する前記タービンブレードの前縁のハブ端から前記絞り部の下流端までの軸方向の長さの割合は、１．２０〜１．３５に設定されている、タービン。 In a turbine that generates rotational force using the pressure energy of gas,
A turbine housing having an inner shroud;
A turbine wheel rotatably provided in the turbine housing, rotatable around an axial center and having an outer peripheral surface extending radially outward from an axial direction, and an outer peripheral surface of the turbine wheel spaced apart from each other A turbine impeller having a plurality of turbine blades,
A spiral turbine scroll passage capable of taking in gas is formed on the inlet side of the turbine impeller inside the turbine housing, and a gas discharge port for discharging gas is formed on the outlet side of the turbine impeller in the turbine housing. In addition, a throttle portion having an inner diameter gradually reduced toward the downstream direction is formed immediately downstream of the turbine impeller in the shroud of the turbine housing,
The ratio of the inner radius of the downstream end of the throttle to the radius of rotation of the tip end of the trailing edge of the turbine blade is set to 0.90 to 0.95, and the hub edge from the hub end of the turbine blade to the trailing edge is set. The ratio of the axial length from the hub end of the leading edge of the turbine blade to the downstream end of the throttle portion with respect to the axial length to the tip end is set to 1.20 to 1.35. Turbine.
前記タービンハウジング内に設けられ、タービンブレードを有するタービンインペラと、を有し、
前記タービンハウジングには、前記シュラウドにおける前記タービンインペラの直下流側に下流方向に向かって内径を徐々に縮径した絞り部が設けられ、
前記タービンブレードの後縁のチップ端の回転半径に対する前記絞り部の下流端の内半径の割合は、０．９０〜０．９５であり、前記タービンブレードの前縁のハブ端から後縁のチップ端までの軸方向の長さに対する前記タービンブレードの前縁のハブ端から前記絞り部の下流端までの軸方向の長さの割合は、１．２０〜１．３５である、タービン。 A turbine housing including a shroud;
A turbine impeller provided in the turbine housing and having turbine blades,
The turbine housing is provided with a throttle portion that gradually reduces the inner diameter toward the downstream direction on the downstream side of the turbine impeller in the shroud,
The ratio of the inner radius of the downstream end of the throttle portion to the radius of rotation of the tip end of the turbine blade trailing edge is 0.90 to 0.95, and the tip of the turbine blade leading edge to the trailing edge tip The ratio of the axial length from the hub end of the leading edge of the turbine blade to the downstream end of the throttle portion with respect to the axial length to the end is 1.20 to 1.35.
A supercharger for a vehicle, comprising the turbine according to any one of claims 1 to 3 .
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