涡轮增压机的排气涡轮的制作方法

本申请基于2014年9月4日提出申请出的日本申请号2014-180610号以及2015年8月28日提出申请的日本申请号2015-168824号，自此引用其记载内容。

技术领域

本发明涉及具有不同容量的2个涡旋流路的涡轮增压机的排气涡轮。

背景技术：

作为关于涡轮增压机的排气涡轮的现有技术，已知有专利文献1。

该文献1公开的排气涡轮通过间壁沿轴向分割涡轮机壳的内部并形成流路面积较小的第1涡旋流路与流路面积较大的第2涡旋流路，且具备能够开闭第2涡旋流路的入口的可变容量阀。

该排气涡轮例如在电动机的低速旋转区(例如，废气流量较少的情况)关闭可变容量阀，将废气集中仅导入第1涡旋流路，在废气流量较多的高速旋转区打开可变容量阀，将废气也导入第2涡旋流路，从而能够得到与废气流量相应的涡轮输出。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开昭58-138222号公报

技术实现要素：

然而，专利文献1的排气涡轮的第1涡旋流路与第2涡旋流路的流路面积不同，具体而言，第1涡旋流路的流路面积为整体面积的1/3以下。在该构成中，在涡轮叶片的入口处，沿轴向产生两个不同的流量及速度矢量，且流入涡轮叶片的排出气流的角度也不同。发明人详细研究后的结果是，发现了下述课题：若配合向第1涡旋流路与第2涡旋流路双方导入废气的情况而设计涡轮叶片，则在仅向第1涡旋流路导入废气的情况下，产生紊流或堵塞，进而压力损失增大，因此涡轮效率降低。此外，发明人还发现了下述课题：在流路面积较小的第1涡旋流路中，与流路面积较大的第2涡旋流路相比，流路表面的摩擦损失增大，因此涡轮效率降低。

本发明的目的在于提供能够抑制涡轮效率降低的涡轮增压机的排气涡轮。

在本发明的一方式中，涡轮增压机的排气涡轮具备：涡轮叶轮，在固定于机轴的轮毂的周围具有多片涡轮叶片；以及涡轮机壳，在涡轮叶轮的外周形成涡旋流路；由内燃机排出的废气通过涡旋流路而吹送到涡轮叶片，从而使涡轮叶轮旋转，涡轮机壳将涡旋流路分割成轴向的一侧与另一侧，并在一侧形成第1涡旋流路，在另一侧形成第2涡旋流路，且被设定为通过第1涡旋流路吹送到涡轮叶片的废气流量比通过第2涡旋流路吹送到涡轮叶片的废气流量小，在涡轮叶片的入口，将与第1涡旋流路对应地设定于轴向的一侧设定的涡轮叶片的迎角称作第1迎角，将与第2涡旋流路对应地设定于轴向的另一侧设定的涡轮叶片的迎角称作第2迎角，将在涡轮叶轮的旋转坐标系中使半径方向为0°时的、流入涡轮叶片的入口的废气的流入角度定义为相对流入角度时，第1迎角根据通过第1涡旋流路而吹送到涡轮叶片的废气的相对流入角度来设定，第2迎角根据通过第2涡旋流路而吹送到涡轮叶片的废气的相对流入角度来设定。

本发明的排气涡轮被设定为通过第1涡旋流路而吹送到涡轮叶片的废气流量比通过第2涡旋流路而吹送到涡轮叶片的废气流量小。因此，在涡轮叶片的入口，在对应于第1涡旋流路的轴向的一侧与对应于第2涡旋流路的轴向的另一侧，废气的相对流入角度不同。

与此相对，涡轮叶片分别在轴向的一侧与另一侧根据废气的相对流入角度被设定不同的迎角。即，在轴向的一侧，根据通过第1涡旋流路而吹送到涡轮叶片的废气的相对流入角度设定第1迎角，在轴向的另一侧，根据通过第2涡旋流路而吹送到涡轮叶片的废气的相对流入角度设定第2迎角。由此，在通过第1涡旋流路的废气流量与通过第2涡旋流路的废气流量不同的情况下，与配合某一方的废气流量来设计涡轮叶片的专利文献1的以往技术相比，提高了涡轮叶片的设计自由度。

附图说明

本发明相关的上述目的以及其他的目的、特征及利点通过参照添附的附图以及下述的详细记述而更加明确。该附图为：

图1是本发明的实施例1的涡轮叶轮的立体图，

图2是表示设定于涡轮叶片的第1迎角与第2迎角的剖面图，

图3是实施例1的排气涡轮的剖面图，

图4是表示包含涡轮增压机的电动机的吸排气系统的整体构成图，

图5是表示废气的速度三角形的说明图，

图6是表示第1迎角与第2迎角的关系的说明图，

图7是本发明的实施例2的涡轮叶片的立体图，

图8是本发明的实施例3的排气涡轮的剖面图，

图9是本发明的实施例4的排气涡轮的剖面图，

图10是本发明的实施例5的排气涡轮的剖面图。

具体实施方式

通过以下的实施例详细地说明用于实施本发明的方式。

〔实施例1〕

如图4所示，实施例1的涡轮增压机1具备在电动机2的排气路径中配设在排气歧管3的下游侧的排气涡轮4、以及在电动机2的进气路径中配设在进气歧管5的上游侧的进气压缩机6。

排气涡轮4具有通过排气歧管3导入废气的涡轮机壳7、以及容纳于涡轮机壳7的内部并将废气的动能转换为旋转力的涡轮叶轮8。另外，涡轮叶轮8是将从半径方向的外周流入的废气向轴向喷出的径流式涡轮。

在比排气涡轮4更靠下游侧的排气路径中配置有除去在废气中含有的有害物质的排气净化装置9以及作为消音装置的消声器10等。

在排气涡轮4设置有能够对流入涡轮叶轮8的废气流量进行调整的废气门机构。废气门机构例如具有连通涡轮机壳7的排气上游侧与排气下游侧来对涡轮叶轮8进行分流的排气旁通通路11、以及能够开闭排气旁通通路11的废气门阀12。废气门阀12在送入电动机2的空气的压力(增压压力)为一定值以上时打开。通过废气门阀12打开，废气的一部分通过排气旁通通路11流向涡轮叶轮8的下游侧，因此与涡轮叶轮8接触的废气流量减少，从而能够控制增压压力。另外，废气门机构可以是在涡轮机壳7上形成排气旁通通路11并组入废气门阀12的内置型、或者独立于排气涡轮4而构成的外置型。

进气压缩机6具有经由涡轮机轴13而连结于涡轮叶轮8的压缩机叶轮14、以及将压缩机叶轮14收纳在内部的压缩机机壳15。进气压缩机6通过由涡轮叶轮8的旋转而引起压缩机叶轮14旋转、从而将导入压缩机机壳15的空气压缩并强制向电动机2送入。

在比进气压缩机6更靠上游侧的进气路径中设置有对电动机2所吸入的空气进行过滤的空气滤清器16。另一方面，在比进气压缩机6更靠下游侧的进气路径中配设有对利用进气压缩机6压缩的后空气进行冷却的中间冷却器17，并在比中间冷却器17更靠下游侧配设有对进气量进行调节的电子节气门装置18等。

接着，说明本发明的排气涡轮4的特征。

涡轮机壳7在涡轮叶轮8的外周形成漩涡状的涡旋流路19，如图3所示，涡旋流路19被间壁7a分割成轴向(图示左右方向)的一侧与另一侧。将由间壁7a分割而成的涡旋流路19的一侧称作第1涡旋流路19a、并将另一侧称作第2涡旋流路19b时，第1涡旋流路19a形成为比第2涡旋流路19b的容量小。另外，在本发明中，将废气从涡轮叶轮8流出的方向的相反侧(图示左侧)定义为轴向的一侧，并将废气流出的方向的相同侧(图示右侧)定义为轴向的另一侧。

在第2涡旋流路19b的入口配设有通过对导入第2涡旋流路19b的废气流量进行调整从而使排气涡轮4的容量可变的可变容量阀20(参照图4)。可变容量阀20被根据电动机2的运转状态控制阀门开度。例如，被控制成在低速低负荷运转时阀门开度较小、在高速高负荷运转时阀门开度较大。若可变容量阀20关闭而封闭第2涡旋流路19b的入口，则由电动机2排出的废气仅被导入第1涡旋流路19a，若可变容量阀20打开而敞开第2涡旋流路19b的入口，则向第1涡旋流路19a与第2涡旋流路19b双方导入废气。在本实施例中，可变容量阀20是流量调整部。

如图1所示，涡轮叶轮8由固定在涡轮机轴13(参照图4)的轮毂21、以及设置在轮毂21的周围的多片涡轮叶片22构成。

轮毂21被设置成，从对于涡轮叶轮8来说的废气的入口侧朝向出口侧，作为与涡轮叶轮8的轴中心正交的半径方向的高度的轮毂半径呈二次曲线减少。

涡轮叶片22在对应于第1涡旋流路19a的轴向的一侧与在对应于第2涡旋流路19b的轴向的另一侧，迎角不同。

如图2所示，迎角是指前缘方向与基准线所成的角。另外，图2是表示涡轮叶片22的沿长度方向的截面形状的图，相当于图3的IIa-IIa截面、IIb-IIb截面。前缘方向是指，涡轮叶片22的沿长度方向的截面中的叶片厚度的中心线(图2中单点划线所示的线)的曲线在叶片端部处向外径方向伸长的方向。换言之，前缘方向是在叶片端部处与中心线相切的切线方向。以下，将涡轮叶片22的入口侧的叶片端部称作前导边缘(leading edge)22a。基准线是穿过前导边缘22a向涡轮叶轮8的半径方向伸长的线。

在以下的说明中，将设定在轴向的一侧的迎角称作第1迎角θ1、将设定在轴向的另一侧的迎角称作第2迎角θ2。

涡轮叶片22的迎角对应于吹送到涡轮叶片22的废气的相对流入角度而设定。即，第1迎角θ1根据由第1涡旋流路19a吹送到涡轮叶片22的废气的相对流入角度而设定，第2迎角θ2根据由第2涡旋流路19b吹送到涡轮叶片22的废气的相对流入角度而设定。

废气的相对流入角度是指在涡轮叶轮8的旋转坐标系中将半径方向设为0°时的向涡轮叶片22的入口流入的废气的流入角度。即、在如图5所示速度三角形中，相对流入角度是相对速度矢量与基准线所成的角度β。并且，c表示废气的绝对速度，u表示涡轮叶片22的周速，w表示废气的相对速度。

在这里，用正的角度表示相对速度w相对于基准线在涡轮叶轮8的旋转方向(图中的箭头方向)具有矢量时的相对流入角度β(参照图5(a))所对应的涡轮叶片22的迎角。另一方面，用负的角度表示相对速度w相对于基准线在涡轮叶轮8的反旋转方向上具有矢量时的相对流入角度β(参照图5(b))所对应的涡轮叶片22的迎角。

在本发明中，比较正的角度与负的角度时，不使用角度本身的大小，而是定义为具有正的角度的迎角大于具有负的角度的迎角。例如，+10度与-30度相比，+10度更大。

基于上述的定义，本发明的涡轮叶片22形成为第1迎角θ1的平均值大于第2迎角θ2的平均值。

参照图6说明几种使第1迎角θ1的平均值大于第2迎角θ2的平均值的方式。另外，在将图中所示的箭头方向设为涡轮叶轮8的旋转方向时，将基准线的图示左侧设为正的角度、图示右侧设为负的角度。

该图(a)为第1迎角θ1的平均值与第2迎角θ2的平均值皆具有正的角度的情况。

该图(b)为第1迎角θ1的平均值与第2迎角θ2的平均值皆具有负的角度的情况、且第1迎角θ1的平均值与第2迎角θ2的平均值相比负的角度更小，也就是说，第1迎角θ1的平均值大于第2迎角θ2的平均值。

该图(c)为第1迎角θ1的平均值具有正的角度、且第2迎角θ2的平均值是角度零的情况。

该图(d)为第1迎角θ1的平均值是角度零、且第2迎角θ2的平均值具有负的角度的情况。

该图(e)～(g)为第1迎角θ1的平均值具有正的角度、第2迎角θ2的平均值具有负的角度的情况、且作为正的角度的第1迎角θ1的平均值都大于作为负的角度的第2迎角θ2的平均值。另外，在该图(f)的情况下，关于第1迎角θ1的平均值与第2迎角θ2的平均值的角度本身的大小关系，第1迎角θ1的平均值小于第2迎角θ2的平均值(为θ1<θ2)，但根据上述的定义，具有正的角度的第1迎角θ1的平均值大于具有负的角度的第2迎角θ2的平均值。

在图2中示出相当于上述的图(e)的一例。

图1所示的涡轮叶片22的前导边缘22a在轴向的一侧(图示下侧)与另一侧形成为大致直线状，如图2所示，并且形成为相对于基准线具有正的角度的第1迎角θ1大于具有负的角度的第2迎角θ2。另外，图1、图2中的箭头表示涡轮叶轮8的旋转方向。

此外，第1迎角θ1与第2迎角θ2并不在轴向的一侧与另一侧之间明确地变化，而是平滑地变化。也就是说，在轴向的一侧与另一侧之间存在角度零的迎角，在比该角度零的迎角更靠轴向的一侧，第1迎角θ1朝向前导边缘22a的轮毂侧逐渐增大地形成，在轴向的另一侧，第2迎角θ2朝向前导边缘22a的反轮毂侧逐渐减小(负的角度逐渐增大)地形成。因此，可以说在图1所示的涡轮叶片22中，具有正的角度的第1迎角θ1的平均值形成为比具有负的角度的第2迎角θ2的平均值大。

在实施例1的排气涡轮4中，第1涡旋流路19a形成为比第2涡旋流路19b的容量小。因此，在对应于第1涡旋流路19a的轴向的一侧与对应于第2涡旋流路19b的轴向的另一侧，在涡轮叶片22的入口处，废气的相对流入角度不同。与此相对，涡轮叶片22在轴向的一侧与另一侧根据各自的相对流入角度设定不同的迎角。具体而言，在轴向的一侧设定第1迎角θ1，在轴向的另一侧设定第2迎角θ2，且第1迎角θ1的平均值设定地比第2迎角θ2的平均值大。由此，能够在轴向的一侧与另一侧分别设定与相对流入角度相适的迎角，因此与专利文献1的以往技术相比，通过使沿着涡轮叶片22的流动增加，从而能够抑制涡轮叶轮8内的分离损失、提高涡轮效率。

涡轮叶片22的前导边缘22a在轴向的一侧与另一侧形成为大致直线状，且对应于第1涡旋流路19a的轴向的一侧相比于对应于第2涡旋流路19b的轴向的另一侧，迎角更大。也就是说，由于第1迎角θ1的平均值大于第2迎角θ2的平均值，因此与第1迎角θ1的平均值小于第2迎角θ2的平均值的情况相比，涡轮叶片22的制作更容易。

在涡轮叶片22中，在轴向的一侧与另一侧之间存在角度零的迎角，隔着该角度零的迎角在轴向的一侧逐渐增大地形成第1迎角θ1，在轴向的另一侧逐渐减小地形成第2迎角θ2。即，第1迎角θ1与第2迎角θ2隔着角度零的迎角平滑地变化，因此能够提供应力集中较少且制造容易的涡轮叶片22。此外，由于迎角平滑地变化，因此废气的流动也变得平滑，有助于提高涡轮效率。

以下说明本发明的其他的实施例。

另外，对表示与实施例1共同的部件以及相同构成的部分赋予与实施例1相同的符号，并省略重复的说明。

〔实施例2〕

如图7所示，在实施例2为涡轮叶片22的前导边缘22a在轴向的一侧(图示下侧)与另一侧、在周向上错开的例子。具体而言，具有第1迎角θ1的轴向的一侧相比于具有第2迎角θ2的轴向的另一侧，前导边缘22a的周向位置形成于反旋转方向侧。另外，第1迎角θ1的平均值设定为比第2迎角θ2的平均值大这一点与实施例1相同。

根据上述的构成，在轴向的一侧与另一侧之间，由于第1迎角θ1与第2迎角θ2明确地变化，因此能够更大地取得第1迎角θ1的平均值与第2迎角θ2的平均值之间的角度差。

〔实施例3〕

如图8所示，实施例3是在涡轮叶片22设置了隔板23的例子。

隔板23被设置成使通过第1涡旋流路19a而吹送到涡轮叶片22的一侧的废气、与通过第2涡旋流路19b吹送到涡轮叶片22的另一侧的废气成为相互独立的流动。也就是说，在周向上相邻的涡轮叶片22彼此之间从前导边缘22a延伸设置至尾部边缘(trailing edge)22b。另外，尾部边缘22b是指涡轮叶片22的出口侧的叶片端部。

由此，能够降低一侧的废气与另一侧的废气间的干扰，且能够抑制废气在一侧与另一侧之间扩散，因此提高了涡轮效率。此外，通过设置隔板23，也能够期待针对涡轮叶片22的加强肋的效果。

〔实施例4〕

如图9所示，实施例4是在第1涡旋流路19a以及第2涡旋流路19b的出口配置了固定喷嘴的例子，涡轮叶片22的迎角θ能够适用实施例1或实施例2。

固定喷嘴具有配置在第1涡旋流路19a的出口的第1固定喷嘴24、以及配置在第2涡旋流路19b的出口的第2固定喷嘴25，在第1固定喷嘴24与第2固定喷嘴25之间配设喷嘴板26。也就是说，隔着喷嘴板26在轴向的一侧配置第1固定喷嘴24，在轴向的另一侧配置第2固定喷嘴25。喷嘴板26将第1固定喷嘴24与第2固定喷嘴25之间沿轴向划分，以使通过第1固定喷嘴24的废气与通过第2固定喷嘴25的废气成为互相独立的流动。

第1固定喷嘴24以及第2固定喷嘴25分别沿周向具有规定的间隔地配置多个喷嘴叶片，且第1固定喷嘴24的喉部面积形成为比第2固定喷嘴25的喉部面积小。喉部面积是在周向上相邻的喷嘴叶片彼此之间形成的最小流路面积，例如，第1固定喷嘴24比第2固定喷嘴25增多喷嘴叶片的片数、或者增大喷嘴叶片相对于半径方向的倾斜，从而能够减小喉部面积。由此，通过第1固定喷嘴24的废气流量变得比通过第2固定喷嘴25的废气流量少。

根据上述的构成，由于用第1固定喷嘴24以及第2固定喷嘴25限制了废气流量，因此无需使第1涡旋流路19a的容量形成得比第2涡旋流路19b的容量小。换言之，也能够使第1涡旋流路19a与第2涡旋流路19b形成为同等的容量。由此，与较小地形成第1涡旋流路19a的容量的情况相比，能够减少由涡轮机壳7的表面粗糙度引起的摩擦损失，因此提高了涡轮效率。

此外，由于在第1固定喷嘴24与第2固定喷嘴25之间配置了喷嘴板26，因此能够使通过第1固定喷嘴24的废气与通过第2固定喷嘴25的废气无干扰地、在第1固定喷嘴24与第2固定喷嘴2形成相互独立的流动。

〔实施例5〕

实施例5是涡轮半径在对应于涡轮叶片22的第1涡旋流路19a的部位与在对应于第2涡旋流路19b的部位不同的例子。涡轮半径是指图10中单点划线所示的从涡轮叶轮8的轴中心起至涡轮叶片22的前导边缘22a为止的距离。

以下在图10中示出实施例5的具体的构成。

在涡轮叶片22中，在对应于第1涡旋流路19a的轴向的一侧较大地形成涡轮半径、在对应于第2涡旋流路19b的轴向的另一侧较小地形成涡轮半径。也就是说，设与第1涡旋流路19a对应的部位的涡轮半径为第1半径r1、设与第2涡旋流路19b对应的部位的涡轮半径为第2半径r2时，如图10所示，第1半径r1大于第2半径r2的关系成立。

通过设为上述那样的构成，能够在对应于第1涡旋流路19a的轴向的一侧与对应于第2涡旋流路19b的轴向的另一侧使涡轮叶片22的入口处的废气的相对流入角度接近。其结果，与上述的各实施例相比更能够抑制紊流或堵塞的发生，能够抑制涡轮叶轮8内的分离损失，因此能够提高涡轮效率。

〔变形例〕

在实施例1中，在轴向的一侧形成第1涡旋流路19a，在轴向的另一侧形成第2涡旋流路19b，但也能够对相反地配置了第1涡旋流路19a与第2涡旋流路19b的构成适用本发明。在这种情况下，涡轮叶片22虽然在轴向的一侧设定第2迎角θ2、在轴向的另一侧设定第1迎角θ1，但被设置为第1迎角θ1的平均值大于第2迎角θ2的平均值这一点与实施例1相同。

此外，即使第1涡旋流路19a与第2涡旋流路19b的大小及位置关系相同，也能够适用本发明。这种情况下，能够对因制造不均引起的流入角度之差进行校正。

在实施例4中，在轴向的一侧配置的第1固定喷嘴24比在轴向的另一侧配置的第2固定喷嘴25的喉部面积小，但也能够对相比于第1固定喷嘴24减小了第2固定喷嘴25的喉部面积的构成适用本发明。在这种情况下，涡轮叶片22在与喉部面积较小的第2固定喷嘴25对应的轴向的另一侧设定第1迎角θ1，在与喉部面积较大的第1固定喷嘴24对应的轴向的一侧设定第2迎角θ2。此外，第1迎角θ1的平均值设置为比第2迎角θ2的平均值大这一点与实施例1相同。

本发明依照实施例进行了说明，但应理解为本发明不限定于该实施例及构造。本发明也包含各种的变形例及等同范围内的变形。并且，各种组合及方式、进而包含仅其中一个要素、其以上或其以下的其他组合及方式也落入本发明的范畴及思想范围。