开关阀装置及旋转机械的制作方法

本发明涉及一种设置于旋转机械并调整工作流体的流量的开关阀装置及具备该开关阀装置的旋转机械。

背景技术：

例如，已知有能够将流体的动能作为机械能而取出的旋转机械。

作为旋转机械，已知有涡轮增压器、膨胀机及燃气轮机等，这些设有辐流式涡轮机及斜流式涡轮机等。

涡轮增压器一般使用具有根据引擎的输出变化来调整成为工作流体的排气的流量的功能的可变容量式涡轮机。

并且，当膨胀机用于将排气能量转换成电能的设备时，为了将发电频率保持为恒定，需要一边将转速保持为恒定一边改变输出。为了应对这种状况，膨胀机具有上述可变容量的功能。

另外，喷气式引擎等中使用的燃气轮机为了航空器的加减速等而也具有可变容量的功能。

然而，为了实现涡轮增压器的可变容量功能，目前已知有各种技术，例如可举出通过调整喷嘴的安装角度来改变喉部面积的涡轮增压器(例如专利文献1)、及使用流量调整阀或旁通阀的涡轮增压器等。

在此，将现有技术中的使用了喷嘴且具有可变容量功能的涡轮机示于图21。该涡轮机200中，作为发挥可变容量功能的结构，具有开关阀201，所述开关阀201设置于涡旋流路C0a及吸入流路C0b的分割壁202的上游端部，并通过以该上游端为支点转动来调整流入到涡轮机动叶片203的工作流体F0的流量。

以往技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2012-102745号公报

技术实现要素：

发明要解决的技术课题

然而，在作为上述现有例的图21所示的结构中，若开关阀相对于工作流体的流动方向的角度变大，则由于扩散器效果在下游侧工作流体剥离而产生回流(参考图21的虚线Y所示的速度分布)，压力损失增大而有可能导致涡轮机的运行效率降低。

尤其在涡轮增压器及小型燃气轮机中，开关阀处于暴露在1000℃程度的高温气体中的状态，因此需要避免产生开关阀的驱动机构中的热应力、热变形、磨耗等。因此，需要设置如保护驱动机构的机构，或者确保开关阀与壳体的间隙。并且，还有可能因这种保护机构或来自间隙的泄漏流而导致运行效率降低。

本发明提供一种能够以简单的结构提高运行效率的开关阀装置及具备该开关阀装置的旋转机械。

用于解决技术课题的手段

本发明的第一方式的开关阀装置具备如下阀主体：从覆盖涡轮机动叶片的壳体的流入口至呈涡旋状且流路面积随着到达流体的流动的下游逐渐变小的涡旋流路的范围内，单一构成或者被分割成多个而构成，并且配置于将第一壁面及与该第一壁面对置的第二壁面作为其一部分而形成有内表面并向所述涡轮机动叶片供给流体的吸入流路内，从流体的流动的上游朝向下游延伸，并以能够在相对于所述第一壁面及所述第二壁面靠近分离的方向上转动的方式设置于所述壳体，在所述上游侧的端部于与所述第一壁面之间形成上游侧节流流路，且在所述下游侧的端部于与所述第二壁面之间形成下游侧节流流路，所述阀主体中，所述上游侧的端部为与所述第一壁面对置的端部，该上游侧的端部由第一面形成，所述第一面从所述上游侧朝向下游侧与该第一壁面逐渐靠近之后逐渐分离，在所述下游侧的端部具有与所述第二壁面对置的第二面。

根据这种开关阀装置，通过使阀主体转动，能够调整壳体与第一壁面之间的间隙即上游侧节流流路的流路宽度，并能够改变流入到涡轮机动叶片的流体的流量。

并且，在上游侧节流流路中，沿着阀主体的第一面的形状，流路宽度逐渐变小之后，流路宽度逐渐变大。因此，可抑制通过上游侧节流流路的流体从第一面剥离的同时，通过扩散器效果恢复压力。

另外，若流体通过下游侧节流流路，则流体被加速，因此下游侧节流流路周边的静压降低。因此，在第一壁面与阀主体之间的流路中流通的流体朝向由下游侧节流流路形成的静压降低区域被加速。因此，能够抑制流体从第一面剥离。即，在阀主体的下游侧，流体的速度分布朝向均匀化方向而能够抑制压力损失，并能够抑制总压降低。

并且，本发明的第二方式所涉及的开关阀装置可设为如下，即，上述第一方式中的所述阀主体中可以形成有：上游侧开口，向所述第二面开口；下游侧开口，在比该上游侧开口更靠所述下游侧向所述第一面开口；及贯穿孔部，连接这些上游侧开口和下游侧开口，并且贯穿所述第一面与所述第二面之间。

如此，通过在阀主体形成贯穿孔部，流体从上游侧开口流入到贯穿孔部，并从下游侧开口流出。其结果，在下游侧开口的出口周边，流体的流速增大而静压降低，因此能够使沿着第一面流动的流体朝向下游侧加速。因此，在阀主体的下游侧，流体的速度分布朝向均匀化方向而能够抑制压力损失，并能够进一步抑制总压降低。

并且，本发明的第三方式所涉及的开关阀装置可设为如下：上述第一或第二方式中的所述阀主体可以具有朝向所述下游侧逐渐靠近该第一壁面的凸面、与该凸面的下游侧延续并朝向所述第二面凹状弯曲的第一凹面及与该第一凹面的下游侧延续且以比该第一凹面大的曲率半径朝向所述第二面凹状弯曲的第二凹面来作为所述第一面，且具有朝向与所述第一面分离的一侧凸状弯曲的凸面来作为所述第二面。

如此，通过了上游侧节流流路的流体在沿着凸面流通之后，沿着第一凹面和第二凹面向下游侧流通。此时，首先，能够通过第一凹面加大与第一壁面之间的流路宽度的增加率的同时，使流体流通。然后，能够通过第二凹面将流路宽度的增加率抑制为较小的同时，使流体流通。即，通过在流速更快且边界层容易发展的下游侧设置曲率半径更大的第二凹面，能够更有效地抑制流体从第一面剥离。

另外，通过在第二壁面侧设置作为第二面的凸面，在上游侧，与第二壁面之间的流路宽度的减小率急剧变大之后，流路宽度的减小率逐渐变小。即，朝向下游侧节流流路，沿着第二面流通的流体被加速，下游侧节流流路周边的静压降低。因此，在第一壁面与阀主体之间的流路中流通的流体朝向由下游侧节流流路形成的静压降低区域被加速，能够抑制流体从第一面剥离。

因此，能够抑制压力损失，并能够抑制总压降低。

本发明的第四方式所涉及的开关阀装置可设为如下：上述第一或第二方式中的所述阀主体具有：第一部分，位于所述上游侧且朝向所述下游延伸；及第二部分，与所述第一部分的所述下游侧平滑地延续而形成，并位于比该第一部分更靠所述第二壁面侧，且沿着第一部分的延伸方向向所述下游延伸，作为所述第一面，朝向所述下游侧逐渐靠近该第一壁面的凸面及与该凸面的下游侧延续并朝向所述第二面凹状弯曲的凹面以横跨所述第一部分和所述第二部分的方式形成。

如此，通过阀主体具有第一部分及第二部分，阀主体的形状呈如在第一部分与第二部分之间折弯或弯曲的形状。因此，通过将具有这种形状的阀主体设置于涡轮增压器，在第一壁面侧，流体通过第一面的凸面向下游侧被引导之后，通过第一面的凹面进一步向下游侧被引导，并通过形成于上游侧节流流路的下游侧的下游侧扩大流路。因此，在阀主体的第一壁面侧，流路面积朝向下游侧扩大时，在上游侧面积扩大率变大，在下游侧面积扩大率变小。因此，通过了上游侧节流流路的流体从上游侧朝向下游侧而速度的减小率逐渐变小。因此，能够抑制流体的急剧减速，并能够减少压力损失。

另外，若以第一部分的中心线沿吸入流路的宽度方向的中心线的方式设置阀主体，则从吸入流路到达涡旋流路的流体与吸入流路的宽度方向的中心线平行地流通。因此，朝向涡旋流路的旋绕起点(吸入流路的终点)，流体能够减速的同时平滑地到达，能够使流体有效地流入到涡旋流路。

另外，阀主体中，第二部分偏靠第二壁面侧。因此，在改变阀主体的开度时，即使在上游侧的端部(前缘部)将流体的入射角(流入角)抑制为较小，也能够减小下游侧节流流路的流路面积，并能够使通过下游侧节流流路的流体的流速增大。另一方面，在第一壁面与阀主体之间，在上游侧节流流路的下游侧如上所述那样流路面积的扩大率变小，因此能够抑制流体从第一面剥离。因此，即使减小前缘部的入射角也不成问题，能够进一步减少流体的压力损失。

并且，本发明的第五方式所涉及的开关阀装置可设为如下：与所述壳体分体地具备使上述第一至第四中任一方式中的所述阀主体转动的转动部。

如此，通过分体具备转动部，能够利用与壳体的制造不同的工序另行加工转动部，能够提高加工精确度。因此，可进行能够尽量减小第一壁面及第二壁面与阀主体的间隙的准确的加工，能够抑制由来自间隙的泄漏流引起的运行效率的降低。

并且，容易提高转动部和阀主体的安装部分的加工精确度，能够提高安装部分的刚性，且能够提高安装部分的耐久性，从而提高开关阀装置的可靠性。

并且，本发明的第六方式所涉及的开关阀装置可设为如下：以从上游侧朝向下游侧成列的方式具备多个上述第一至第五中任一方式中的所述阀主体，并具备使各个所述阀主体单独转动的转动部。

如此，通过设置多个阀主体并使各自转动，能够在位于最上游侧的阀主体与第一壁面之间形成上游侧节流流路，并在位于最下游侧的阀主体与第二壁面之间形成下游侧节流流路。另外，通过使这些阀主体单独转动，能够任意改变上游侧节流流路及下游侧节流流路的流路宽度。并且，通过使这些阀主体单独转动，能够在阀主体彼此之间使流体从上游朝向下游流通。即，流体在阀主体彼此之间流通，并向阀主体的第一面侧流出。其结果，在该流体流出的位置，静压降低。因此，能够使沿着第一面流动的流体朝向下游侧加速。因此，在阀主体的下游侧，流体的速度分布朝向均匀化方向而能够抑制压力损失，并能够抑制总压降低。

并且，通过选择各个阀主体的转动角，作为成列的多个阀主体整体，能够设为朝向第二壁面呈凸状的形状，或者设为朝向第一壁面呈凸状的形状等，选择任意形状的阀主体。因此，通过根据流体的流场的状况使各个阀主体转动，能够有效地抑制剥离等。

本发明的第七方式所涉及的开关阀装置可设为如下：还具备多个引导部，所述引导部在上述第一至第六中任一方式中的所述涡旋流路内，在比所述涡轮机动叶片更靠该涡轮机动叶片的旋转轴的径向的外侧以沿该涡轮机动叶片的旋转轴的周向相互分离的方式配置有多个，并且具有面向所述径向的内侧的引导面，位于所述流体的流动的上游侧的所述引导部中的所述引导面设置成能够朝向位于下游侧的引导部中的所述引导面引导所述流体。

若阀主体的开度变小从而下游侧节流流路的面积变小，则产生通过了下游侧节流流路的流体的流速变大的流速分布。涡旋流路呈涡旋状，由通过了下游侧节流流路的流体产生的高速流通过其惯性力直线状流动并朝向涡旋流路的壁部以朝径向外侧的方式流动。在此，通过设置多个引导部，将该高速流通过配置于最上游侧的引导部的引导面改变方向，使其沿周向流动。并且，能够依次引导至下游侧的引导部的引导面。因此，能够沿周向引导高速流，并能够将该高速流导入涡轮机动叶片中，因此可提高运行效率。另外，通过这种多个引导部，可得到如减小涡旋流路的流路面积的效果。因此，如具有流路面积可变的涡旋流路的可变容量式涡轮机那样，能够实现高效率化。

本发明的第八方式所涉及的开关阀装置可设为如下：上述第七方式中的各个所述引导部可以呈朝向所述周向延伸的板状，所述引导面呈沿所述周向的曲面状，在周向上相邻的引导部中，所述上游侧的引导部中成为所述下游侧的端部的后缘部的所述引导面以该引导面中的与所述旋转轴正交的截面上的切线的延长线通过所述下游侧的引导部中的引导面的方式配置。

如此，通过设置引导部，能够将流体以与下游侧的引导部的引导面接触的方式引导，从而能够将流体依次引导至下游侧的引导部。因此，能够沿周向引导上述高速流，并能够将该高速流导入涡轮机动叶片中，因此可进一步提高运行效率。

本发明的第九方式所涉及的开关阀装置可设为如下：上述第七或第八方式中的各个所述引导部从成为所述上游侧的端部的前缘部朝向成为所述下游侧的端部的后缘部，沿所述径向的厚度尺寸逐渐变大之后变小，由此从所述涡轮机动叶片的旋转轴延伸的方向观察时呈叶片形状。

如此，通过引导部呈截面叶片形状，能够减少由引导面引起的流体的摩擦损失的同时，沿旋转轴的周向平滑地引导流体，可提高运行效率。

本发明的第十方式所涉及的开关阀装置可设为如下：上述第七至第九中任一方式中的所述涡旋流路呈流路面积朝向所述流体流动的方向变小的形状，各个所述引导部呈朝向所述周向延伸的板状，在所述周向上相邻的所述引导部中，位于所述下游侧的引导部中成为所述上游侧的端部的前缘部较位于所述上游侧的引导部中的前缘部，位于所述径向的内侧。

涡旋流路的流路面积从上游朝向下游侧逐渐变小。在此，若在现有的涡旋流路中新设置引导部，则引导部占据流路截面的一部分区域，因此会发生堵塞。尤其在涡旋流路的下游侧，流路截面积小于上游部的流路截面积，若设置与涡旋流路的上游侧相同的引导部，则该引导部的截面积在涡旋截面积中所占的比例变大。因此，下游产生所谓的尾涡(尾流)，成为损失的原因，但通过将多个引导部的前缘部的位置朝向下游侧逐渐配置于径向的内侧，能够减少由堵塞引起的压力损失。由此，不会增加损失而能够将通过了下游侧节流流路的流体的流动沿着涡旋流路的形状沿周向引导。

本发明的第十一方式所涉及的开关阀装置可设为如下：上述第七至第十中任一方式中的所述涡旋流路呈流路面积朝向所述流体流动的方向变小的形状，各个所述引导部呈朝向所述周向延伸的板状，在所述周向上相邻的所述引导部中，位于所述下游侧的引导部中成为所述下游侧的端部的后缘部较位于所述上游侧的引导部中的后缘部，位于所述径向的内侧。

涡旋流路的流路面积从上游朝向下游侧逐渐变小。在此，若在现有的涡旋流路中新设置引导部，则会发生上述堵塞，下游产生所谓的尾涡(尾流)，成为损失的原因。因此，通过将多个引导部的后缘部的位置朝向下游侧逐渐配置于径向的内侧，能够减少由堵塞引起的压力损失。由此，不会增加损失而能够将通过了下游侧节流流路的流体的流动沿着涡旋流路的形状沿周向引导。

本发明的第十二方式所涉及的开关阀装置可设为如下：上述第七至第十一中任一方式中的所述涡旋流路呈流路面积朝向所述流体流动的方向变小的形状，各个所述引导部呈朝向所述周向延伸的板状，在所述周向上相邻的所述引导部中，位于所述下游侧的引导部的沿所述周向的长度方向的尺寸较小。

涡旋流路的流路面积朝向下游侧逐渐变小。因此，通过使引导部的厚度尺寸朝向下游侧逐渐变小，能够抑制引导部在吸入流路内所占的体积比增加。其结果，能够减小来自引导部的尾流在吸入流路内所占的比例，并能够减少由尾流引起的压力损失，从而不会增加损失而能够将通过了下游节流流路的流体的流动沿着涡旋流路的形状沿周向引导。并且，能够抑制由尾流产生的涡轮机动叶片的激振力。

本发明的第十三方式所涉及的开关阀装置可设为如下：上述第七至第十二中任一方式中的所述壳体沿所述涡轮机动叶片的旋转轴延伸的方向被分割而形成，所述引导部与所述分割的壳体中的一个一体地形成。

例如通过铸造形成壳体时，如该壳体在内部具有吸入流路及涡旋流路那样一体地形成的情况下，引导部需要使用型芯来形成。在此，通过将壳体分割而形成，无需使用型芯便能够形成引导部来作为立设于分割的一个壳体上的部件。因此，能够高精确度地形成引导部。并且，也能够制得平滑的引导部的引导面。进而，也能够制得平滑的吸入流路及涡旋流路的内表面，因此能够抑制流体在吸入流路及涡旋流路中流动时的流动损失的增加。

并且，本发明的第十四方式所涉及的旋转机械具备：旋转轴，以轴线为中心旋转；涡轮机动叶片，与所述旋转轴一同旋转；壳体，覆盖所述旋转轴及所述涡轮机动叶片，并且形成有向该涡轮机动叶片供给流体的吸入流路和涡旋流路；及上述第一至第十三中任一方式所述的开关阀装置，以所述阀主体配置于所述吸入流路内的方式设置于所述壳体。

根据这种旋转机械，通过具备开关阀装置，在上游侧节流流路中，沿着阀主体的第一面的形状，流路宽度逐渐变小之后，流路宽度逐渐变大。因此，可抑制通过上游侧节流流路的流体从第一面剥离的同时，通过扩散器效果恢复压力。另外，若流体通过下游侧节流流路，则流体被加速，因此下游侧节流流路周边的静压降低。因此，在第一壁面与阀主体之间的流路中流通的流体朝向由下游侧节流流路形成的静压降低区域被加速。因此，能够抑制流体从第一面剥离，即，在阀主体的下游侧，流体的速度分布朝向均匀化方向。其结果，能够抑制压力损失，并能够抑制总压降低。

并且，本发明的第十五方式所涉及的旋转机械可如下：上述第十四方式中的所述壳体中，所述第二壁面作为将所述涡旋流路沿与所述流体的流通方向交叉的方向分割成两个的分割壁面而形成。

如此，即使是涡旋流路被分割成两个的旋转机械，在阀主体的下游侧，流体的速度分布也朝向均匀化方向而能够抑制压力损失，并能够抑制总压降低。

本发明的第十六方式所涉及的旋转机械具备：旋转轴，以轴线为中心旋转；涡轮机动叶片，与所述旋转轴一同旋转；壳体，覆盖所述旋转轴及所述涡轮机动叶片，并且形成有向该涡轮机动叶片供给流体的吸入流路和涡旋流路；及多个引导部，在所述涡旋流路内，在比所述涡轮机动叶片更靠该涡轮机动叶片的径向的外侧以沿该涡轮机动叶片的旋转轴的周向相互分离的方式设有多个，并且具有面向所述径向的内侧的引导面，位于所述流体的流动的上游侧的所述引导部中的所述引导面设置成能够朝向位于下游侧的引导部中的所述引导面引导所述流体。

从流入口流入的流体有时在涡旋流路的壁面(吸入流路的内表面)被反射而产生朝向径向内侧的二次流。在此，通过设置引导部，不会使来自入口部的流体朝向涡旋流路的壁面而能够在涡旋流路中沿周向引导。因此，能够抑制这种二次流的产生。因此，通过抑制二次流，能够实现压力损失的减少，并能够使流入到涡轮机动叶片时的流体的流动成为一致的流动。其结果，通过将向涡轮机动叶片流入的流体的入射角(流入角)保持为最佳状态，并减少入射损失，由此能够提高运行效率。另外，通过这种多个引导部，可得到如减小涡旋流路的流路面积的效果。因此，如具有流路面积可变的涡旋流路的可变容量式涡轮机那样，能够实现高效率化。

发明效果

根据上述开关阀装置及旋转机械，通过形成上游侧节流流路及下游侧节流流路并且设置具有第一面的阀主体，能够以简单的结构提高运行效率。

附图说明

图1是表示本发明的第一实施方式所涉及的涡轮增压器整体的包含旋转轴的轴线的剖视图。

图2是表示本发明的第一实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图。

图3A是表示本发明的第一实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图，表示全开时的开关阀装置。

图3B是表示本发明的第一实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图，表示中间开度的开关阀装置。

图3C是表示本发明的第一实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图，表示全关时的开关阀装置。

图4是表示本发明的第二实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图。

图5是表示本发明的第三实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图。

图6是表示本发明的第四实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图。

图7A是表示本发明的第五实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图。

图7B是表示本发明的第五实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的剖视图，表示图7A的X-X剖视图。

图8是表示本发明的第六实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图。

图9是表示本发明的第一至第六实施方式的第一变形例所涉及的涡轮增压器的主要部分的与旋转轴的轴线正交的剖视图。

图10是表示本发明的第一至第六实施方式的第二变形例所涉及的涡轮增压器的主要部分的与旋转轴的轴线正交的剖视图。

图11是表示本发明的第一至第六实施方式的第三变形例所涉及的涡轮增压器的主要部分的与旋转轴的轴线正交的剖视图。

图12是表示本发明的第七实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的与旋转轴的轴线正交的剖视图。

图13是表示本发明的第七实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图。

图14是表示假设未设有涡旋引导叶片时的涡轮增压器的主要部分的与旋转轴的轴线正交的剖视图。

图15是表示本发明的第七实施方式的第一变形例所涉及的涡轮增压器的主要部分的与旋转轴的轴线正交的剖视图。

图16是表示本发明的第七实施方式的第二变形例所涉及的涡轮增压器的主要部分的与旋转轴的轴线正交的剖视图。

图17是表示本发明的第七实施方式的第三变形例所涉及的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图。

图18是表示本发明的第八实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图。

图19是表示本发明的第九实施方式所涉及的涡轮增压器的主要部分的与旋转轴的轴线正交的剖视图。

图20是表示本发明的第九实施方式的变形例所涉及的涡轮增压器的主要部分的与旋转轴的轴线正交的剖视图。

图21是表示现有的涡轮增压器的主要部分的以与旋转轴的轴线平行的面切割的剖视图。

具体实施方式

〔第一实施方式〕

以下，参考附图对本发明的第一实施方式所涉及的涡轮增压器1进行说明。

如图1所示，涡轮增压器1(旋转机械)具备：以轴线O1为中心旋转的旋转轴5；与旋转轴5一同旋转的涡轮机2及压缩机3；覆盖旋转轴5的壳体4；以及设置于壳体4并支撑旋转轴5的轴承装置7。

轴承装置7具有：承受旋转轴5的径向方向的载荷的径向轴承7a；及承受推力方向的载荷的推力轴承7b。

该涡轮增压器1中，涡轮机2利用来自未图示的引擎的排气G(流体)来旋转，伴随该旋转，将压缩机3所压缩的空气AR供给至引擎。

如图2所示，涡轮机2具备：涡轮机旋转轴5a；安装于涡轮机旋转轴5a的涡轮机动叶片6；覆盖涡轮机动叶片6的涡轮机壳体4a；及设置于涡轮机壳体4a的开关阀装置8。

涡轮机旋转轴5a为上述旋转轴5中的涡轮机2侧的部分。涡轮机旋转轴5a与压缩机3侧的压缩机旋转轴5b成为一体而构成旋转轴5。

涡轮机壳体4a与覆盖压缩机3的压缩机壳体4b成为一体而构成壳体4。

并且，该涡轮机壳体4a中形成有将排气G吸入涡轮机动叶片6的流路C。

流路C形成于入口部14和涡旋部15(将涡轮机壳体4a视为整体时看似涡旋状的部分)的内部，所述入口部14设置于涡轮机壳体4a且设有朝向轴线O1的径向外侧延伸而开口的流入口，所述涡旋部15与入口部14延续而设置于涡轮机壳体4a，且在周向上以涡旋状朝向涡轮机动叶片6延伸。

即，流路C由形成于涡旋部15内部的涡旋流路Ca和形成于入口部14内部的吸入流路Cb构成。

并且，涡旋流路Ca随着到达排气G的流动的下游而流路面积逐渐变小。

入口部14中形成有：形成吸入流路Cb的内表面的壁面17(第一壁面)；及以在轴线O1的方向上与该壁面17对置的方式配置并从通向涡轮机动叶片6的入口朝向径向外侧延伸的分割壁面18(第二壁面)。由此，吸入流路Cb(及涡旋流路Ca)在轴线O1的方向上被分割成两个。即，本实施方式的涡轮增压器1为所谓的双涡流涡轮机。

以下，隔着分割壁面18，将流路C中的涡轮机动叶片6侧部分设为第一流路C1，将压缩机3侧部分设为第二流路C2。

开关阀装置8具备：在壁面17与分割壁面18之间设置于涡轮机壳体4a的阀主体10；及将阀主体10安装于涡轮机壳体4a的转动部11。

阀主体10为从排气G的流动的上游侧朝向下游侧即沿着旋转轴5的径向延伸的部件。该阀主体10具有：面向涡轮机壳体4a的壁面17侧的第一面21；及面向分割壁面18侧的第二面22，从旋转轴5的周向观察的形状呈叶片形状。

阀主体10设置成在上游侧的端部(径向外侧的端部(前缘部10a))于与壁面17之间形成上游侧节流流路F1，并在下游侧的端部(径向内侧(后缘部10b))于与分割壁面18之间形成下游侧节流流路F2。上游侧节流流路F1及下游侧节流流路F2为排气G的流路宽度变小的节流部。

并且，阀主体10的下游侧的端部延伸至分割壁面18的前端部18a在旋转轴5的径向上重叠的位置。换言之，阀主体10的下游侧的端部与旋转轴5的轴线O1的距离小于前端部18a与旋转轴5的轴线O1的距离。

阀主体10中的第一面21在成为上游侧的端部位置的前缘部10a朝向后缘部10b侧平滑地弯曲而逐渐靠近壁面17之后，以朝向下游侧与壁面17逐渐分离的方式直线状形成。即，第一面21在轴线O1的方向上朝向壁面17侧呈凸形状。

阀主体10中的第二面22呈与第一面21相同的形状。即，第二面22朝向分割壁面18侧呈凸形状，并向后缘部10b侧直线状延伸而形成。

即，第一面21和第二面22朝向后缘部10b侧相互分离之后靠近。因此，阀主体10的沿轴线O1方向的方向的厚度从前缘部10a朝向后缘部10b侧逐渐增大之后厚度逐渐减小，与前缘部10a相比，在后缘部10b中厚度变小而呈锥形形状。

转动部11在入口部14设置于涡轮机壳体4a且安装有阀主体10。如图2所示，转动部11使得阀主体10能够以沿着与壁面17及分割壁面18靠近分离的方向即旋转轴5的周向延伸的轴线O2为中心转动。该转动部11通过未图示的控制部而使阀主体10转动规定的角度。

另外，该转动部11中，成为阀主体10的转动中心的轴线O2位于阀主体10的外部。即，阀主体10的转动中心在旋转轴5的轴线O1的方向上以与阀主体10分离的方式配置于压缩机3侧。

接着，参考图3A至图3C对阀主体10的动作进行说明。

具体而言，如图3A所示，全开时，配置成阀主体10的前缘部10a与壁面17分离，且第一面21沿壁面17。并且，配置成后缘部10b与分割壁面18分离，且第二面22沿分割壁面18。

本实施方式中，第一面21与壁面17大致平行的状态为全开时，通过第一流路C1流入到涡轮机动叶片6的排气G的流量最大。

另外，如图3B所示，在中间开度的情况下，从全开时状态成为开度θ(阀主体10的后缘部10b的从壁面17朝向分割壁面18的方向的倾斜角)，阀主体10的前缘部10a靠近壁面17，且后缘部10b靠近分割壁面18。此时，在阀主体10的前缘部10a与壁面17之间形成间隙，该间隙成为上游侧节流流路F1。并且，在后缘部10b与分割壁面18之间也形成间隙，该间隙成为下游侧节流流路F2。

并且，如图3C所示，全关时，阀主体10的前缘部10a与壁面17接触，并且后缘部10b与分割壁面18的前端部接触，从而封闭第一流路C1。

在此，实际上，全关时不仅表示阀主体10与壁面17及分割壁面18完全接触的状态，还包括在阀主体10与壁面17及与分割壁面18之间形成有微小间隙的情况。

然而，通过加大开度θ，能够减小阀主体10的叶片弦长(前缘部10a至后缘部10b的长度尺寸)。在该情况下，阀主体10暴露于高温的排气G中的表面积减小。因此，优选开度θ大于10度。并且，进一步优选该开度θ设定在15度至45度的范围。

根据这种涡轮增压器1，通过转动部11使阀主体10转动，由此能够调整上游侧节流流路F1的流路宽度，并能够改变通过第一流路C1及涡旋流路Ca流入到涡轮机动叶片6的排气G的流量。

并且，在中间开度的情况下，上游侧节流流路F1的形状沿着阀主体10的第一面21的形状，流路宽度逐渐变小之后，流路宽度逐渐变大。因此，可抑制通过上游侧节流流路F1的排气G从第一面21剥离，同时通过扩散器效果恢复压力。

另外，若排气G通过下游侧节流流路F2，则排气G被加速，因此下游侧节流流路F2周边的静压降低。因此，在阀主体10的第一面21与壁面17之间流通的排气G朝向由下游侧节流流路F2形成的上述静压降低区域S1(参考图2)被加速。

因此，能够抑制排气G从第一面21剥离。即，如图2的虚线A所示，在阀主体10的下游侧，流体的速度分布朝向均匀化方向而能够抑制压力损失，并能够抑制第一流路C1中的总压降低。

根据本实施方式的涡轮增压器1，通过形成上游侧节流流路F1及下游侧节流流路F2，并且设置呈叶片形状的阀主体10，由此能够以简单的结构提高运行效率。

在此，本实施方式中，阀主体10呈截面叶片形状，但代替此，也可以呈例如截面椭圆形状、或以前缘部、后缘部为顶点的截面菱形。即，以从前缘部朝向后缘部侧第一面逐渐靠近之后逐渐分离的方式形成即可。因此，第二面无需一定要朝向分割壁面18侧呈凸形状，例如从周向观察可以呈直线状。

〔第二实施方式〕

接着，参考图4对本发明的第二实施方式所涉及的涡轮增压器31进行说明。

另外，对于与第一实施方式相同的构成要件标注相同的符号并省略详细说明。

本实施方式中，开关阀装置30的阀主体32与第一实施方式不同。

阀主体32与第一实施方式同样地呈截面叶片形状。进而，阀主体32中形成有：向第二面34开口的上游侧开口36；向第一面33开口的下游侧开口37；及连接上游侧开口36和下游侧开口37并贯穿阀主体32的贯穿孔部38。

上游侧开口36以从旋转轴5的径向内外两侧夹住成为阀主体32的转动中心的轴线O2的方式扩开，并向第二面34开口。

下游侧开口37在比轴线O2更靠旋转轴5的径向内侧的位置向第一面33开口。下游侧开口37的开口面积小于上游侧开口36的开口面积。

即，相对于连结阀主体32的前缘部32a和后缘部32b的直线，上游侧开口36比下游侧开口37更靠近前缘部32a而向第二面34开口，下游侧开口37更靠近后缘部32b而向第一面33开口。

贯穿孔部38的孔径从上游侧开口36逐渐变小。并且，在贯穿孔部38的内表面中，位于阀主体32的后缘部32b侧的内表面38a以向前缘部32a侧成为凸状的方式以圆弧状平滑地弯曲并与下游侧开口37连接。换言之，贯穿孔部38在上游侧开口36侧形成为朝向阀主体32的外方扩径的喇叭口状。

通过在阀主体32形成贯穿孔部38，排气G从上游侧开口36流入到贯穿孔部38并从下游侧开口37流出。此时，在下游侧开口37的出口周边，排气G的流速增大而静压降低，因此能够使沿着第一面33流动的排气G朝向下游侧加速。

其结果，如图4的虚线B所示，在阀主体32的下游侧排气G的速度分布朝向均匀化方向而能够抑制压力损失，进而能够抑制总压降低。因此，本实施方式的涡轮增压器31中，能够进一步提高运行效率。

在此，贯穿孔部38既可以在成为阀主体32的转动中心的轴线O2的方向上分离形成有多个，也可以仅形成有一个。同样地，也可以在阀主体32的延伸方向(从前缘部32a朝向后缘部32b的方向)上形成有多个。

并且，贯穿孔部38的形状并不一定限定于本实施方式的情况，上游侧开口36侧也可以不呈喇叭口状。例如，可以是从上游侧开口36至下游侧开口37为止截面积一致的简单的孔部。进而，孔部既可以是截面圆形状，也可以是截面矩形。

〔第三实施方式〕

接着，参考图5对本发明的第三实施方式所涉及的涡轮增压器41进行说明。

另外，对于与第一实施方式及第二实施方式相同的构成要件标注相同的符号并省略详细说明。

本实施方式中，开关阀装置40的阀主体42与第一实施方式及第二实施方式不同。

阀主体42具有从前缘部42a延续至后缘部42b的凸面43a、第一凹面43b及第二凹面43c作为第一面43。并且，具有凸面44a作为第二面44。

第一面43的凸面43a形成于阀主体42的前缘部42a，并朝向后缘部42b侧弯曲的同时，逐渐靠近壁面17。

第一凹面43b相对于凸面43a向后缘部42b侧平滑地延续，并朝向第二面44以曲率半径R1凹状弯曲。

第二凹面43c相对于第一凹面43b向后缘部42b侧平滑地延续，并以比第一凹面43b大的曲率半径R2朝向第二面44弯曲。

第二面44的凸面44a从前缘部42a朝向后缘部42b侧延伸，并且朝向与第一面43分离的一侧凸状弯曲。

根据本实施方式的涡轮增压器41，通过了上游侧节流流路F1的排气G在沿着凸面43a流通之后，沿着第一凹面43b和第二凹面43c向下游侧流通。此时，首先，能够通过更小的曲率半径R1的第一凹面43b加大与壁面17之间的流路宽度的增加率的同时，使排气G流通。

然后，能够通过第二凹面43c将流路宽度的增加率抑制为较小的同时，使排气G流通。即，通过在边界层容易发展的下游侧设置更大的曲率半径R2的第二凹面43c，能够更有效地抑制排气G从第一面43剥离。

另外，由于第二面44成为凸面44a，因此若阀主体42接近于全关的情况，则在下游侧节流流路F2中的上游侧，与分割壁面18之间的流路宽度的减小率急剧变大之后，流路宽度的减小率逐渐变小(参考图5的D部)。即，下游侧节流流路F2呈流路面积朝向下游侧扩大的喇叭口形状。

其结果，沿着第二面44的凸面44a流通的排气G在下游侧节流流路F2中朝向下游侧被加速，下游侧节流流路F2周边的静压降低。因此，在壁面17与阀主体42之间流通的排气G朝向由下游侧节流流路F2形成的静压降低区域S2被加速，能够抑制排气G从第一面43剥离。因此，能够抑制第一流路C1中的压力损失，并能够抑制总压降低。

另外，阀主体42的第二面44成为凸面44a，从而与分割壁面18之间的下游侧节流流路F2形成为喇叭口状。因此，若排气G流通，则排气G被加速之后，加速度减少。因此，能够抑制因排气G的急剧加速而扰乱排气G的流动，并扰乱流入到吸入流路Cb中的第二流路C2的排气G的流动而产生损失。

〔第四实施方式〕

接着，参考图6对本发明的第四实施方式所涉及的涡轮增压器51进行说明。

另外，对于与第一实施方式至第三实施方式相同的构成要件标注相同的符号并省略详细说明。

本实施方式中，开关阀装置50的阀主体52与第一实施方式至第三实施方式不同。

阀主体52与第三实施方式的阀主体42同样地具有凸面53a、第一凹面53b及第二凹面53c作为第一面53，并具有凸面54a作为第二面54。进而，阀主体52中，与第二实施方式同样地形成有上游侧开口36、下游侧开口37及贯穿孔部38。

本实施方式中，下游侧开口37形成于第一面53中的第一凹面53b与第二凹面53c的边界位置附近。

根据本实施方式的涡轮增压器51，与第二实施方式同样地，在阀主体52的下游侧，排气G的速度分布朝向均匀化方向，能够抑制压力损失，进而抑制总压降低。因此，能够进一步提高涡轮增压器51的运行效率。

并且，由于第一面53通过第一凹面53b和第二凹面53c而弯曲形成，因此与第一面53以直线形成的情况相比，能够进一步沿着第一面53使排气G加速。

即，存在比下游侧开口37更靠上游侧(前缘部52a侧)的第一面53的切线的倾角与比下游侧开口37更靠下游侧(后缘部52b侧)的第一面53的切线的倾角的角度差α。因此，使从下游侧开口37流出的排气G以按压于第二凹面53c的方式流通，从而能够抑制在第一面53上的边界层流动的剥离。

〔第五实施方式〕

接着，参考图7A及图7B对本发明的第五实施方式所涉及的涡轮增压器61进行说明。

另外，对于与第一实施方式至第四实施方式相同的构成要件标注相同的符号并省略详细说明。

本实施方式中，涡轮增压器61具备与第一实施方式相同的结构，但使阀主体62转动的开关阀装置60的转动部63与第一实施方式至第四实施方式不同。阀主体62呈与第一实施方式的阀主体10相同的形状。

在成为阀主体62的转动中心的轴线O2的方向的一侧(本实施方式中，图7A的纸面深侧)，从向涡轮机壳体4a的入口部14开口的开口孔65插入到吸入流路Cb内而设有转动部63。即，转动部63与涡轮机壳体4a分体制造，并安装于涡轮机壳体4a。

更具体而言，如图7B所示，转动部63具有从涡轮机壳体4a的外侧与开口孔65接触的凸缘部63a，且具有以凸缘部63a与涡轮机壳体4a接触的状态与吸入流路Cb的内表面处于同一平面的转动部主体63b。

并且，转动部63具有：以轴线O2为中心的圆柱状形成并沿轴线O2方向贯穿转动部主体63b的轴部件63c；及介于阀主体62与轴部件63c之间的呈圆盘状的安装板63d。

安装板63d埋设于转动部主体63b中，吸入流路Cb侧的表面和转动部主体63b的表面一同与吸入流路Cb的内表面处于同一平面。

并且，与第一实施方式至第四实施方式同样地，以阀主体62的转动中心位于阀主体62的外部的方式阀主体62安装于安装板63d。

根据本实施方式的涡轮增压器61，通过分体具备转动部63，能够利用与涡轮机壳体4a的制造不同的工序另行加工转动部63。因此，与在涡轮机壳体4a直接形成转动部63的情况相比，容易进行加工，能够提高加工精确度。

因此，可进行能够尽量减小阀主体62与壁面17及阀主体62与分割壁面18的间隙的准确的加工。因此，能够抑制由来自间隙的泄漏流引起的运行效率的降低。

并且，容易提高安装板63d的加工精确度，能够提高安装板63d的刚性，且能够提高安装板63d与阀主体62的安装部分的耐久性，从而提高可靠性。

在此，也可以使用第一实施方式至第四实施方式的转动部11来代替本实施方式中的转动部63。

〔第六实施方式〕

接着，参考图8对本发明的第六实施方式所涉及的涡轮增压器71进行说明。

另外，对于与第一实施方式至第五实施方式相同的构成要件标注相同的符号并省略详细说明。

本实施方式中，开关阀装置70的阀主体72与第一实施方式至第四实施方式不同。

作为阀主体72，以从上游侧朝向下游侧成列的方式设有多个(本实施方式中为两个)呈与第一实施方式的阀主体10相同形状的阀主体。各个阀主体72通过转动部11单独转动。

在此，将上游侧的阀主体72设为第一阀主体72A，将下游侧的阀主体72设为第二阀主体72B。

第一阀主体72A在上游侧的端部(径向外侧的端部(前缘部72Aa))于与涡轮机壳体4a的壁面17之间形成上游侧节流流路F1。

第二阀主体72B在下游侧的端部(径向内侧的端部(后缘部72Bb))于与涡轮机壳体4a的分割壁面18之间形成下游侧节流流路F2。

在此，多个阀主体72成列的状态是指，以与上游侧的第一阀主体72A的后缘部72Ab相邻的方式配置有下游侧的第二阀主体72B的前缘部72Ba的状态。并且，也可以配置为上游侧的第一阀主体72A和下游侧的第二阀主体72B不完全成一列的状态，即例如阀主体72彼此配置于在旋转轴5的轴线O1的方向上稍微偏离的位置。

根据本实施方式的涡轮增压器71，通过使第一阀主体72A及第二阀主体72B分别转动，能够任意改变上游侧节流流路F1及下游侧节流流路F2的流路宽度。并且，通过使这些第一阀主体72A、第二阀主体72B分别转动，能够使排气G在第一阀主体72A与第二阀主体72B之间从上游朝向下游流通。

通过使排气G在阀主体72彼此之间流通并向第一阀主体72A及第二阀主体72B的第一面73侧流出，在该流出的位置静压降低。因此，能够使沿着第一面73流动的排气G朝向下游侧加速。其结果，如图8的虚线E所示，在位于下游侧的第二阀主体72B的下游侧，排气G的速度分布朝向均匀化的方向，能够抑制压力损失，并能够进一步抑制总压降低。

并且，通过选择各个阀主体72的转动角，作为成列的多个阀主体72整体，能够设为朝向分割壁面18呈凸状的形状，或者设为朝向壁面17呈凸状的形状等，将阀主体72整体设为任意的形状。因此，通过根据排气G的流场的状况使各个阀主体72转动，能够有效地抑制剥离等。

〔第一至第六实施方式的变形例〕

例如，如图9(第一变形例)所示，也可以将开关阀装置8(30、40、50、60、70)适用于流路C3中的涡旋流路C3a及吸入流路C3b在与轴线O1正交的截面上沿半径方向被分割成两个的结构的涡轮增压器81。换言之，涡旋流路C3a及吸入流路C3b在与排气G的流通方向交叉的方向被分割成两个。

即，涡旋流路C3a及吸入流路C3b由径向外侧的第一流路C4和径向内侧的第二流路C5构成，所述径向外侧的第一流路C4和径向内侧的第二流路C5隔着以轴线O1为中心的涡旋状形成的分割壁84相邻。分割壁84上沿周向隔开间隔形成有多个使排气G从第一流路C4朝向第二流路C5流入的贯穿孔86。

贯穿孔86在第一流路C4侧大幅开口，与第一流路C4侧相比，在第二流路C5侧小幅开口，随着从径向外侧朝向内侧，朝向涡轮机动叶片6的旋转方向倾斜地形成。

开关阀装置8(30、40、50、60、70)中的阀主体10(32、42、52、62、72)配置于第一流路C4内，并配置于形成第一流路C4的壳体82的壁面83(面向轴线O1的径向内侧的面(第一壁面))与分割壁84中的分割壁面85(面向轴线O1的径向外侧的面(第二壁面))之间。

该阀主体10(32、42、52、62、72)以成为阀主体10的转动轴的轴线O2沿轴线O1的方式设置于壳体82。

并且，上述实施方式中，对流路C(C3)在轴线O1的方向(或径向)上被分割成两个的例子进行了说明，但并不限定于如此被分割成多个而构成流路C(C3)的情况，也可以构成为单一流路。

具体而言，如图10(第二变形例)所示，涡轮增压器91中，壳体92中形成有作为单一流路的流路C7(涡旋流路C7a及吸入流路C7b)。

在图10所示的例子中，吸入流路C7b形成于朝向轴线O1的径向外侧延伸并开口的入口部93，涡旋流路C7a形成于与涡旋部94的内部，所述涡旋部94与入口部93延续并沿周向朝向涡轮机动叶片6涡旋状延伸。

并且，吸入流路C7b形成于作为壳体92的壁面的第一壁面95与第二壁面96之间，所述第二壁面96与第一壁面95在与轴线O1交叉的方向上对置。

另外，在入口部93与涡旋部94的连接部分的壳体92上形成有舌部92a，以在涡旋流路C7a内沿着轴线O1的周向延伸。舌部92a的内表面形成第二壁面96的端部。

在此，本实施方式中，涡旋部94的起点设为壳体92开始以涡旋状旋绕的位置，以舌部92a的前端为上述“起点”，比舌部92a的前端更靠下游侧的部分成为涡旋部94。

开关阀装置8(30、40、50、60、70)中的阀主体10(32、42、52、62、72)在吸入流路C7b内配置于第一壁面95与第二壁面96之间。

并且，阀主体10(32、42、52、62、72)以成为阀主体10的转动轴的轴线O2沿轴线O1的方式设置于壳体92。

若阀主体10以轴线O2为中心转动，则阀主体10的后缘部10b与舌部92a靠近、分离。

并且，上述实施方式中，也可以与图10所示的阀主体10不同，为具有如图11(第三变形例)所示的形状的阀主体10A。

即，图11所示的例子中，阀主体10A具有：位于排气G的流动的上游侧的第一部分11A；及与第一部分11A延续并向下游延伸的第二部分12A。

第一部分11A和第二部分12A在阀主体10A的延伸方向的大致中央的位置连接。

第一部分11A为配置于阀主体10A的上游侧的端部(径向外侧的端部(前缘部10Aa))侧的部分，在与第一壁面95之间形成上游侧节流流路F1。

第二部分12A为配置于阀主体10A的下游侧的端部(径向内侧(后缘部10Ab))侧的部分，在与第二壁面96之间形成下游侧节流流路F2。该第二部分12A配置于比第一部分11A更靠第二壁面96侧。

即，第二部分12A中的通过沿周向的厚度方向的中央的中心线LC2从第一部分11A中的中心线LC1弯曲并朝向下游侧直线状延伸。

并且，第二部分12A的中心线LC2随着朝向后缘部10Ab，以与第一部分11A的中心线LC1平行的方式延伸。即，第二部分12A沿着第一部分11A的延伸方向向下游延伸。

并且，如下方式设有阀主体10A，即，当上游侧节流流路F1及下游侧节流流路F2均为具有最大流路面积的全开时(图11的情况)时，第二部分12A的中心线LC2和与轴线O1的延伸方向正交的方向即入口部93的涡旋流路C7的宽度方向(与排气G的流动正交的方向)的中心线LC3一致。

阀主体10A上形成有凸面33Aa及与凸面33Aa延续的凹面33Ab来作为面向阀主体10A中的第一壁面95的第一面33A。

凸面33Aa呈从阀主体10A的前缘部10Aa朝向后缘部10Ab侧弯曲的同时逐渐靠近第一壁面95的凸状。

凹面33Ab呈如下形状：与凸面33Aa的下游侧以无阶梯差的状态平滑地延续并朝向与第一壁面95分离的方向凹状弯曲而到达后缘部10Ab。

并且，阀主体10A上形成有第一凸面34Aa、与第一凸面34Aa延续的凹面34Ab及与凹面34Ab延续的第二凸面34Ac来作为面向阀主体10A中的第二壁面96的第二面34A。

第一凸面34Aa从阀主体10A的前缘部10Aa朝向后缘部10Ab侧弯曲的同时朝向与第一面33A分离的一侧凸状弯曲。

凹面34Ab与第一凸面34Aa的下游侧以无阶梯差的状态平滑地延续并朝向第一面33A凹状弯曲。

第二凸面34Ac呈如下形状：与凹面34Ab的下游侧以无阶梯差的状态平滑地延续并朝向第一面33A凹状弯曲而到达后缘部10Ab。

通过设置具有这种形状的阀主体10A，在第一面33A侧，通过了上游侧节流流路F1的排气G由凸面33Aa引导之后，由凹面33Ab引导至下游侧。

在此，在上游侧节流流路F1的下游侧的区域(下游侧扩大流路)中，流路面积朝向下游侧扩大时，在上游侧面积扩大率变大，在下游侧面积扩大率变小。因此，通过了上游侧节流流路F1的排气G从上游侧朝向下游侧，速度的减小率变小。因此，能够抑制排气G的急剧减速，并能够减少压力损失。

另外，在改变阀主体10A的开度时，与上述各种阀主体相比，在下游侧也能够将与入口部93的中心线LC3的角度差抑制为较小。尤其在全开时，通过以第二部分12A的中心线LC2与入口部93的中心线LC3一致的方式设置阀主体10A，从入口部93到达涡旋部94的排气G与入口部93的中心线LC3平行地流通。

因此，朝向涡旋部94的起点即涡旋流路C7a的旋绕起点，排气G能够减速的同时平滑地到达，能够在涡旋部94的起点处的径向外侧的位置减小排气G的流速，并在径向内侧的位置加大排气G的流速。其结果，能够使排气G朝向涡旋部94的涡旋流路C7a有效地流入。

另外，在改变阀主体10A的开度时，与上述各种阀主体相比，第二部分12A也偏靠第二壁面96侧。因此，即使在前缘部10Aa将排气G的入射角(流入角)抑制为较小，也能够减小下游侧节流流路F2的流路面积，并能够使通过下游侧节流流路F2的排气G的流速增大。另一方面，在第一壁面95与阀主体10A之间，在上游侧节流流路F1的下游侧，如上所述那样流路面积的扩大率变小，因此能够抑制排气G从第一面33A剥离。因此，即使减小前缘部10Aa的入射角也不成问题，能够进一步减少排气G的压力损失。

〔第七实施方式〕

接着，参考图12至图14对本发明的第七实施方式所涉及的涡轮增压器101进行说明。

另外，对于与第一实施方式至第六实施方式相同的构成要件标注相同的符号并省略详细说明。

本实施方式的涡轮增压器101以图10所示的第二变形例的涡轮增压器91为基本结构，该涡轮增压器91还具备设置于涡旋流路C7a内的涡旋引导叶片(引导部)102。

在此，图12所示的涡旋流路C7a内的箭头表示排气G的流动。

在涡旋流路C7a内，涡旋引导叶片102在比涡轮机动叶片6更靠径向的外侧以沿周向相互分离的方式配置有多个，并从径向外侧围绕涡轮机动叶片6。

并且，配置于最上游侧的涡旋引导叶片102中，至少上游侧(前缘部102a侧)的一部分位于比下部更靠径向外侧。各涡旋引导叶片102的后缘部102b的位置位于以通过舌部92a的前端的轴线O1为中心的假想圆CL的外侧。

各个涡旋引导叶片102呈沿周向延伸的板状，与轴线O1正交的截面的形状即从旋转轴5的延伸方向观察的形状呈叶片形状。

即，涡旋引导叶片102具有面向径向内侧的引导面103和面向径向外侧的外表面104。引导面103为以与旋转轴5分离的方式形成为凹状的弯曲面，外表面104为朝向涡旋部94的壁面94a(涡旋流路C7a的内表面)形成为凸状的弯曲面。

因此，涡旋引导叶片102从成为上游侧的端部的前缘部102a朝向成为下游侧的端部的后缘部102b，沿径向的厚度尺寸逐渐变大之后变小。

位于排气G的流动的上游侧的涡旋引导叶片102中的引导面103设置成能够朝向位于下游侧的涡旋引导叶片102中的引导面103引导排气G。

并且，本实施方式中，以如下方式配置有各涡旋引导叶片102，即在周向上相邻的涡旋引导叶片102中，关于上游侧的涡旋引导叶片102中的后缘部102b的引导面103，使该引导面103的与旋转轴5正交的截面上的切线的延长线L1通过下游侧的涡旋引导叶片102的引导面103。

然而，如图14所示，假设未设有涡旋引导叶片102时，产生使通过了下游侧节流流路F2的径向内侧的排气G的流速大于通过了上游侧节流流路F1的径向外侧的排气G的流速的流速分布，在径向内侧生成排气G的高速流GH。

并且，这种径向内侧的高速流GH通过其惯性力，不会朝向涡旋部94中的涡旋流路C7a的延伸方向即周向而朝向涡旋部94的壁面94a以朝径向外侧的方式流动。其结果，存在无法将高速流GH引导至涡轮机动叶片6而导致运行效率降低的问题。

另外，存在因这种高速流GH与通过了上游侧节流流路F1的径向外侧的低速流GL混合而产生压力损失的问题。

对于这点，本实施方式中，能够将尤其在开度较小的状态下容易产生的径向内侧的高速流GH，通过配置于最上游侧的涡旋引导叶片102的引导面103朝向周向改变流动方向，并依次引导至下游侧的涡旋引导叶片102的引导面103。因此，能够沿周向引导高速流GH，并能够将该高速流GH导入涡轮机动叶片6中，因此可提高运行效率。

另外，通过这种多个涡旋引导叶片102，可得到如减小涡旋部94中的涡旋流路C7a的流路面积的效果。因此，如具有流路面积可变的涡旋部的可变容量式涡轮机那样，能够实现高效率化。

另外，通过涡旋引导叶片102呈截面叶片形状，能够减少由引导面103引起的排气G的摩擦损失的同时，沿周向平滑地引导排气G。

在周向上相邻的涡旋引导叶片102中，上游侧的涡旋引导叶片102的引导面103的后缘部102b中，与轴线O1正交的截面上的引导面103的切线的延长线L1通过下游侧的涡旋引导叶片102的引导面103。因此，能够将排气G以与下游侧的涡旋引导叶片102的引导面103接触的方式引导。

在此，本实施方式中，涡旋引导叶片102形成为径向的厚度尺寸在后缘部102b尽量较小即可。即，朝向后缘部102b设为锥形形状即可。并且，涡旋引导叶片102也可以不呈截面叶片形状。例如，引导面103及外表面104可以形成为圆弧状。并且，涡旋引导叶片102也可以呈截面椭圆状或截面矩形(整流板形状)。

并且，涡旋引导叶片102中，连结前缘部102a和后缘部102b并且通过沿径向的厚度方向的中心的线段L2也可以是直线、或对数螺旋曲线状、多项式曲线状及圆弧状等曲线。

〔第七实施方式的第一变形例〕

例如，如图15所示，在涡旋引导叶片112中，位于下游侧的涡旋引导叶片112中的前缘部112a较位于上游侧的涡旋引导叶片112中的前缘部112a位于径向的内侧。即，从轴线O1至各涡旋引导叶片112的前缘部112a为止的距离α朝向下游侧逐渐变小。

涡旋部94中，涡旋流路C7a的流路面积朝向下游侧逐渐变小。在此，若新设置涡旋引导叶片112，则涡旋引导叶片112占据涡旋流路C7a的流路截面的一部分区域，因此会发生堵塞。尤其在涡旋流路C7a的下游侧，流路截面积小于上游部的流路截面积，若设置与涡旋流路C7a的上游侧相同的涡旋引导叶片112，则该涡旋引导叶片112的截面积在涡旋截面积中所占的比例变大。

因此，下游产生所谓的尾涡(尾流G1)，成为损失的原因，但通过将多个涡旋引导叶片112的前缘部112a的位置朝向下游侧逐渐配置于径向的内侧，能够减少由上述堵塞引起的压力损失。由此，不会增加损失而能够将通过了下游侧节流流路F2的排气G沿着涡旋流路C7a的形状沿周向引导。

并且，第七实施方式中，从轴线O1至各涡旋引导叶片112的后缘部112b为止的距离β可同样朝向下游侧逐渐变小。

〔第七实施方式的第二变形例〕

另外，如图16所示，在周向上相邻的涡旋引导叶片122中位于下游侧的涡旋引导叶片122的沿周向的长度方向的尺寸γ减小。

涡旋部94中，涡旋流路C7a的流路面积朝向下游侧逐渐变小。因此，通过将涡旋引导叶片122的长度尺寸朝向下游侧逐渐减小，能够抑制涡旋引导叶片122在涡旋流路C7a内所占的体积比增加。其结果，能够抑制如上述所的堵塞。并且，能够减小来自涡旋引导叶片122的尾流G1在涡旋流路C7a内的排气G整体中所占的比例。因此，能够减少由尾流G1引起的压力损失，并且抑制由尾流G1产生的涡轮机动叶片6的激振力。

另外，关于涡旋引导叶片122，也可以是在周向上相邻的涡旋引导叶片122中位于下游侧的涡旋引导叶片122的沿径向的厚度尺寸x的最大值较小。

在这种情况下，也能够如上所述抑制涡旋引导叶片122在涡旋流路C7a内所占的体积比增加。并且，能够减少由尾流G1引起的压力损失，并且能够抑制由尾流G1产生的涡轮机动叶片6的激振力。

并且，第七实施方式中，也可以将通过涡旋引导叶片102(112、122)的厚度方向的中心的线段L2的位置设为在各涡旋引导叶片102中不同的位置、形状。这是因为，根据涡旋部94中的涡旋流路C7a的流路面积，最佳的对数螺旋曲线发生变化。

并且，涡旋引导叶片102中的前缘部102a的设置角度(相对于旋转轴的切线的角度)也可以按每个涡旋引导叶片102不同。

涡旋引导叶片102彼此的周向的间隔也不用恒定。

并且，第七实施方式中，如图16所示，各涡旋引导叶片122的后缘部122b的位置也可以位于以通过舌部92a的前端的轴线O1为中心的假想圆CL的内侧。

如此，通过根据涡旋流路C7a的设计来将涡旋引导叶片102设计成最佳的形状、设置位置，能够沿周向引导高速流GH，并且进一步减少压力损失。

〔第七实施方式的第三变形例〕

并且，如图17所示，第七实施方式的涡旋引导叶片102(112、122)也能够适用于图2所示的第一实施方式的涡轮增压器1。即，第二流路C2中设有固定喷嘴125作为喷嘴，在第一流路C1内设有涡旋引导叶片102。本变形例中，涡轮机动叶片6为斜流叶片。

图18的例子中，在将阀主体10设为全关的情况下，排气G的流量由来自固定喷嘴125的流量来确定。此时，采用固定喷嘴125，并设置以从轴线O1的方向按压于固定喷嘴125的叶片前端和固定的分割壁面18的方式被固定的板状的追加分割壁126，由此能够几乎去除与固定喷嘴125的叶片前端之间的间隙。因此，能够抑制来自喷嘴的泄漏损失。

并且，涡旋引导叶片102也以按压于板状的追加分割壁126的方式被固定，因此还能够防止来自涡旋引导叶片102的叶片前端的泄漏流。

〔第八实施方式〕

接着，参考图18对本发明的第八实施方式所涉及的涡轮增压器131进行说明。

另外，对于与第一实施方式至第七实施方式相同的构成要件标注相同的符号并省略详细说明。

本实施方式中，涡轮增压器131具备与第七实施方式相同的结构，但使阀主体10转动的开关阀装置60与第五实施方式相同，与涡轮机壳体134是分体的。

另外，涡轮机壳体134隔着形成有分割壁面18(第二壁面)的分割壁135，在成为轴线O1的方向的一侧的壁面17侧和成为轴线O1的方向的另一侧的与壁面17相反一侧被分割成两个。即，一侧涡轮机壳体134a和另一侧涡轮机壳体134b使用螺栓等紧固件136相结合。

在一侧涡轮机壳体134a中从轴线O1的方向的一侧插入到第一流路C1内而设有转动部63。并且，在一侧涡轮机壳体134a中以朝向轴线O1的方向的另一侧突出的方式一体地形成有涡旋引导叶片102及舌部134c。

本实施方式的涡轮增压器131中，能够分别制造一侧涡轮机壳体134a和另一侧涡轮机壳体134b。

在此，例如通过铸造形成涡轮机壳体时，假设一体地形成一侧涡轮机壳体134a和另一侧涡轮机壳体134b的情况下，在形成涡旋流路Ca及吸入流路Cb的同时，涡旋引导叶片102需要使用型芯来形成。

另一方面，本实施方式的涡轮机壳体134中，无需使用型芯便能够形成涡旋引导叶片102来作为立设于一侧涡轮机壳体134a的部件。因此，能够高精确度地形成涡旋引导叶片102。并且，也能够制得平滑的涡旋引导叶片102的引导面103或外表面104。进而，也能够制得平滑的涡旋流路Ca及吸入流路Cb的内表面，因此能够抑制排气G的流动损失的增加。

〔第九实施方式〕

接着，参考图19对本发明的第九实施方式所涉及的涡轮增压器141进行说明。

另外，对于与第一实施方式至第八实施方式相同的构成要件标注相同的符号并省略详细说明。

本实施方式中，以第七实施方式的涡轮增压器101为基本结构，未设有第七实施方式的开关阀装置8。

在此，假设未设有涡旋引导叶片102的情况下，在涡旋部94的壁面94a，从入口部93流入的排气G被反射而产生朝向径向内侧的二次流G2(参考图19的虚线箭头)。

但是，本实施方式的涡轮增压器141中，与第七实施方式中通过涡旋引导叶片102得到的效果同样地，能够沿周向引导来自入口部93的排气G。因此，能够抑制产生这种二次流G2。

因此，通过抑制二次流G2能够实现压力损失的减少，并能够使向涡轮机动叶片6流入时的排气G的流动成为一致的流动。其结果，通过将向涡轮机动叶片6流入的排气G的入射角(流入角)保持为最佳状态，并减少入射损失，由此能够提高运行效率。

〔第九实施方式的变形例〕

本实施方式中，如图20所示，可以在入口部93中的吸入流路C7b内设有开关阀装置145。

开关阀装置145具有：与轴线O1的方向平行地延伸并安装于入口部93的第一壁面95的转动轴146；及安装于转动轴146并朝向下游侧延伸的阀主体147。

图20的例子中，阀主体147的与轴线O1正交的截面形状呈朝向下游侧呈锥形的形状，但并不特别限定于该形状。

并且，阀主体147通过转动轴146而使其前端(下游侧的端部)在第一壁面95与第二壁面96之间转动，由此能够改变入口部93中的吸入流路C7b的流路面积。

图20的例子中，也同样能够沿周向引导来自入口部93的排气G。另外，如图20的虚线箭头所示，有时在阀主体147与第一壁面95之间朝向转动轴146产生成为剥离流的回流G3。在这种情况下，也能够通过涡旋引导叶片102引导阀主体147附近的排气G朝向周向，因此能够减少这种回流G3的规模。因此，能够进一步减少压力损失。

以上，对本发明的实施方式的详细内容进行了说明，但在不脱离本发明的技术思想的范围内，也可以稍微进行设计变更。

流路C(C3、C7)的截面形状(与排气G的流动交叉的截面)也可以是矩形、圆形、椭圆形等各种形状，但优选为矩形。

并且，也可以将上述各实施方式及各变形例的结构进行组合。

另外，上述各实施方式中，对将开关阀装置8(30、40、50、60、70)适用于作为旋转机械的涡轮增压器中的例子进行了说明，但也可以适用于燃气轮机、膨胀机等其他旋转机械。

产业上的可利用性

根据上述开关阀装置、旋转机械，通过形成上游侧节流流路及下游侧节流流路并且设置具有第一面的阀主体，能够以简单的结构提高运行效率。

符号说明

1-涡轮增压器(旋转机械)，2-涡轮机，3-压缩机，4-壳体，4a-涡轮机壳体，4b-压缩机壳体，5-旋转轴，5a-涡轮机旋转轴，5b-压缩机旋转轴，6-涡轮机动叶片，7-轴承装置，7a-径向轴承，7b-推力轴承，8-开关阀装置，10-阀主体，10a-前缘部，10b-后缘部，11-转动部，14-入口部(流入口)，15-涡旋部，17-壁面(第一壁面)，18-分割壁面(第二壁面)，18a-前端部，21-第一面，22-第二面，F1-上游侧节流流路，F2-下游侧节流流路，C-流路，Ca-涡旋流路，Cb-吸入流路，C1-第一流路，C2-第二流路，O1-轴线，O2-轴线，G-排气(流体)，AR-空气，S1-静压降低区域，30-开关阀装置，31-涡轮增压器(旋转机械)，32-阀主体，32a-前缘部，32b-后缘部，33-第一面，34-第二面，36-上游侧开口，37-下游侧开口，38-贯穿孔部，38a-内表面，40-开关阀装置，41-涡轮增压器(旋转机械)，42-阀主体，42a-前缘部，42b-后缘部，43-第一面，43a-凸面，43b-第一凹面，43c-第二凹面，44-第二面，44a-凸面，50-开关阀装置，51-涡轮增压器(旋转机械)，52-阀主体，52a-前缘部，52b-后缘部，53-第一面，53a-凸面，53b-第一凹面，53c-第二凹面，54-第二面，54a-凸面，60-开关阀装置，61-涡轮增压器(旋转机械)，62-阀主体，63-转动部，65-开口孔，63a-凸缘部，63b-转动部主体，63c-轴部件，63d-安装板，70-开关阀装置，71-涡轮增压器(旋转机械)，72-阀主体，72A-第一阀主体，72B-第二阀主体，72Aa-前缘部，72Ab-后缘部，72Ba-前缘部，72Bb-后缘部，73-第一面，81-涡轮增压器(旋转机械)，82-壳体，83-壁面(第一壁面)，84-分割壁，85-分割壁面(第二壁面)，86-贯穿孔，C3-流路，C3a-涡旋流路，C3b-吸入流路，C4-第一流路，C5-第二流路，91-涡轮增压器，92-壳体，92a-舌部，93-入口部，94-涡旋部，94a-壁面，95-第一壁面，96-第二壁面，C7-流路，C7a-涡旋流路，C7b-吸入流路，10A-阀主体，10Aa-前缘部，10Ab-后缘部，11A-第一部分，12A-第二部分，33A-第一面，33Aa-凸面，33Ab-凹面，34A-第二面，34Aa-第一凸面，34Ab-凹面，34Ac-第二凸面，LC1-中心线，LC2-中心线，LC3-中心线，101-涡轮增压器(旋转机械)，102-涡旋引导叶片(引导部)，102a-前缘部，102b-后缘部，103-引导面，104-外表面，L1-延长线，L2-线段，GH-高速流，GL-低速流，CL-假想圆，112-涡旋引导叶片(引导部)，112a-前缘部，112b-后缘部，122-涡旋引导叶片(引导部)，122b-后缘部，G1-尾流，125-固定喷嘴，126-追加分割壁，131-涡轮增压器(旋转机械)，134-涡轮机壳体，134a-一侧涡轮机壳体，134b-另一侧涡轮机壳体，134c-舌部，135-分割壁，136-紧固件，141-涡轮增压器(旋转机械)，G2-二次流，145-开关阀装置，146-转动轴，147-阀主体，G3-回流，200-涡轮机，201-开关阀，202-分割壁，203-涡轮机动叶片，F0-工作流体，C0a-涡旋流路，C0b-吸入流路。