涡轮增压器、涡轮增压器的喷嘴叶片以及涡轮机的制作方法

本发明涉及涡轮增压器、涡轮增压器的喷嘴叶片以及涡轮机。

背景技术：

具备对流入涡轮机动叶片的废气流进行调节的喷嘴叶片的涡轮增压器正被使用。

例如，专利文献1中公开了采用径流式涡轮机的涡轮增压器，该径流式涡轮机具备沿周向排列于供工作气体通过的涡旋部内侧的多个喷嘴叶片。该涡轮增压器所使用的喷嘴叶片在前缘部及后缘部具有如下形状：使喷嘴叶片宽度方向的两端部比中央部向压力面侧鼓出。通过这种喷嘴叶片的形状，在前缘侧减少工作气体的碰撞损失，在后缘侧将从喷嘴流出的工作气体的流动均匀化而减少喷嘴叶片及动叶片的二次流损失。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：(日本)特开2013－137017号公报

技术实现要素：

发明所要解决的课题

而在采用了开度可变的喷嘴叶片的涡轮增压器中，为了使流入涡轮机的废气流量少的工作条件下的涡轮机性能提升，考虑改善在喷嘴叶片的开度小时从喷嘴喉部至涡轮机动叶片入口的区域处的废气流特性。

但是，在喷嘴叶片的开度小的工作条件下，喷嘴喉部的宽度狭窄，另外通过喷嘴喉部而朝向涡轮机动叶片的废气伴随强回旋成分而流动，故而，难以对上述区域中的废气流进行控制，难以在喷嘴叶片的开度小的工作条件下使涡轮机效率提升。

鉴于上述事由，本发明的至少一实施方式的目的在于，提供能够提升喷嘴叶片的开度小时的涡轮机效率的涡轮增压器、涡轮增压器的喷嘴叶片以及涡轮机。

用于解决课题的技术方案

(1)本发明的至少一实施方式的涡轮增压器具备：

涡轮机；

轮毂侧壁面及围带侧壁面，其互相相对，形成向所述涡轮机流入的废气的流路；

喷嘴叶片，其具有与所述围带侧壁面相对的围带侧端面以及与所述轮毂侧壁面相对的轮毂侧端面，可转动地设于所述流路内；

所述喷嘴叶片的压力面至少在围带侧随着叶片高度方向上距所述围带侧端面的距离的增加而朝所述废气的下游侧倾斜。

根据本发明人的见解，在废气流量少、且喷嘴叶片的开度小的工作条件下，通过喷嘴叶片间而朝向涡轮机叶片的废气流受到离心力的作用而存在气流偏向围带侧的倾向。该情况下，涡轮机中废气流的流速成为如下流速分布：在轮毂侧较小且在围带侧较大。就具有这种流速分布的气流而言，通过动叶片后，不受离心力的作用时，为了成为一样的流速而产生流动的混合，这时会产生混合损失。另外，如上所述存在废气偏向围带侧的倾向，故而，涡轮机叶片之中，在围带侧通过废气流而做功，而在轮毂侧几乎不做功，导致涡轮机的效率下降。

这点上，上述(1)的结构中，喷嘴叶片的压力面至少在围带侧随着距围带侧端面的距离的增加而朝废气的下游侧倾斜(即，喷嘴叶片的压力面以围带侧端面位于上游侧的方式倾斜)。因此，即使在废气流量少的工作条件下，亦可抑制流入涡轮机的废气流偏向围带侧。因此，流入涡轮机的废气的流速分布接近一样，能够减少通过涡轮机叶片后将产生的混合损失，并且能够从涡轮机叶片的轮毂侧至围带侧抑制做功的偏差。因而，根据上述(1)的结构，在喷嘴叶片的开度小的工作条件下，能够使涡轮机效率提升。

(2)一些实施方式中，在上述(1)的结构的基础上，

沿着所述喷嘴叶片的中弧线的法线方向从所述喷嘴叶片的所述压力面朝向负压面设为x轴，沿着所述叶片高度方向从所述轮毂侧端面朝向所述围带侧端面设为y轴，这时，在包含所述围带侧端面在内的所述叶片高度方向的位置范围内，所述喷嘴叶片的后缘侧的所述负压面的坐标(xs，ys)和所述喷嘴叶片的前缘侧的所述压力面的坐标(xp，yp)满足下式：

[式1]

在喷嘴叶片的开度小的运转条件下，因通过在形成废气流路的壁面与喷嘴叶片之间形成的间隙的废气流(间隙流)、和通过喷嘴叶片间的喉部之中间隙附近的废气流(喉部流)的相互作用，而产生涡旋，由此涡轮机效率下降。

这点上，根据上述(2)的结构，在包含围带侧端面在内的叶片高度方向(y轴方向)的位置范围内，喷嘴叶片的后缘侧的负压面的斜率(dys/dxs)小于喷嘴叶片的前缘侧的压力面的斜率(dyp/dxp)。因而，就形成于喷嘴叶片间的喉部而言，与比围带侧端面靠轮毂侧的位置相比，其喉部宽度在喷嘴叶片的围带侧端面的位置较窄。

即，喉部在喷嘴叶片的围带侧端面的位置具有较窄的喉部宽度，因而，能够减少通过喉部的围带侧的废气流。因此，在喷嘴叶片与围带侧壁面之间形成有间隙的情况下，能够抑制因通过喉部的围带侧的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋。另外，由于喉部在比围带侧端面靠轮毂侧的位置具有较宽的喉部宽度，因而，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够确保喉部面积，能够充分确保通过喷嘴叶片间的废气流量。

因而，根据上述(2)的结构，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够在确保通过喉部的废气流量的同时，减少因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋，能够使喷嘴叶片的小开度时的涡轮机效率提升。

(3)一些实施方式中，在上述(1)或(2)的结构的基础上，

所述喷嘴叶片具有：

第一端面，其是所述围带侧端面及所述轮毂侧端面中的一方；

第二端面，其是所述围带侧端面及所述轮毂侧端面中的另一方；

所述喷嘴叶片可转动地支承在与所述第二端面相对的所述轮毂侧壁面及所述围带侧壁面中的任一方，

在包含所述喷嘴叶片的中弧线的法线方向及所述叶片高度方向的截面上，所述喷嘴叶片的后缘侧的负压面从所述第一端面的位置起直到所述第一端面与所述第二端面的中间位置具有凹形状。

在喷嘴叶片在第二端面侧可转动地支承于轮毂侧壁面及围带侧壁面中的任一方的情况下，通常，在轮毂侧壁面及围带侧壁面中的另一方与喷嘴叶片的第一端面之间形成有间隙。

上述(3)的结构中，喷嘴叶片的后缘侧的负压面从第一端面的位置起直到中间位置具有凹形状。因此，就形成于喷嘴叶片间的喉部而言，容易使面向间隙的喷嘴叶片的第一端面的位置处的喉部宽度窄于喷嘴叶片的两侧的端面(第一端面及第二端面)的中间位置处的喉部宽度。

即，喉部在喷嘴叶片的第一端面侧具有较窄的喉部宽度，因而，能够减少通过喉部的第一端面侧的废气流。因此，能够抑制因喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋。另外，喉部在中间位置附近具有较宽的喉部宽度，因而，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够确保喉部面积，容易充分确保通过喷嘴叶片间的废气流量。

因而，根据上述(3)的结构，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够在确保通过喉部的废气流量的同时，减小因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋，能够使喷嘴叶片的小开度时的涡轮机效率提升。

(4)一些实施方式中，在上述(1)至(3)的结构的基础上，

所述喷嘴叶片具有：

第一端面，其是所述围带侧端面及所述轮毂侧端面中的一方；

第二端面，其是所述围带侧端面及所述轮毂侧端面中的另一方；

所述喷嘴叶片可转动地支承在与所述第二端面相对的所述轮毂侧壁面及所述围带侧壁面中的任一方，

在包含所述喷嘴叶片的中弧线的法线方向及所述叶片高度方向的截面上，所述喷嘴叶片的前缘侧的所述压力面从所述第一端面的位置起直到所述第一端面与所述第二端面的中间位置具有凹形状。

根据上述(4)的结构，喷嘴叶片的前缘侧的压力面从第一端面的位置起直到中间位置具有凹形状，因而，即使在如上述(1)所述压力面倾斜的情况下，在相邻的喷嘴叶片之间形成的喉部也容易在第一端面的位置比中间位置相对较窄。因此，能够减少通过喉部的第一端面侧的废气流(喉部流)，能够有效地抑制因间隙流和上述喉部流的相互作用而产生的涡旋。另外，根据上述(4)的结构，喷嘴叶片的前缘侧的压力面从第一端面的位置起直到中间位置具有凹形状，因而，喉部宽度容易在比第一端面靠中间位置侧的位置较宽。因而，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够确保喉部面积，能够确保喉部的适当的废气流量。

因而，根据上述(4)的结构，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够在确保通过喉部的废气流量的同时，减小因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋，能够使喷嘴叶片的小开度时的涡轮机效率提升。

(5)一些实施方式中，在上述(1)至(4)的结构的基础上，

所述喷嘴叶片具有：

第一端面，其是所述围带侧端面及所述轮毂侧端面中的一方；

第二端面，其是所述围带侧端面及所述轮毂侧端面中的另一方；

所述喷嘴叶片可转动地支承在与所述第二端面相对的所述轮毂侧壁面及所述围带侧壁面中的任一方，

在相邻的所述喷嘴叶片之间形成的喉部在所述第一端面的位置具有比所述第一端面与所述第二端面的中间位置处的喉部宽度窄的喉部宽度。

上述(5)的结构中，就形成于喷嘴叶片间的喉部而言，其在面向间隙的喷嘴叶片的第一端面的位置具有比中间位置的喉部宽度窄的喉部宽度。

即，喉部在喷嘴叶片的第一端面侧具有较窄的喉部宽度，因而，能够减少通过喉部的第一端面侧的废气流。因此，能够抑制因喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋。另外，喉部在中间位置附近具有较宽的喉部宽度，因而，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够确保喉部面积，能够充分确保通过喷嘴叶片间的废气流量。

因而，根据上述(5)的结构，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够在确保通过喉部的废气流量的同时，减小因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋，能够使喷嘴叶片的小开度时的涡轮机效率提升。

(6)一些实施方式中，在上述(5)的结构的基础上，

所述喉部宽度随着朝向所述中间位置而与所述第一端面距所述位置的距离一同单调增加。

根据上述(6)的结构，在第一端面的位置至中间位置之间，喉部宽度在第一端面的位置最窄，从第一端面朝向中间位置渐渐变宽，因而，能够在确保喉部面积的同时，有效地在第一端面侧减少通过喉部的废气流。因而，能够在确保通过喉部的废气流量的同时，有效地减小因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋。

(7)本发明的至少一实施方式的涡轮增压器的喷嘴叶片具备：

叶片主体，其包括围带侧端面及轮毂侧端面；

转动轴，其用于使所述叶片主体转动；

在至少包含所述围带侧端面在内的叶片高度方向的位置范围内，所述叶片主体的压力面随着所述叶片高度方向上距所述围带侧端面的距离的增加而朝所述叶片主体的压力面一侧倾斜。

在将上述(7)的多个喷嘴叶片设置到涡轮增压器时，叶片主体的压力面至少在围带侧随着距围带侧端面的距离的增加而朝废气的下游侧倾斜(即，叶片主体的压力面以围带侧端面位于上游侧的方式倾斜)。因此，即使在废气流量少的工作条件下，亦可抑制流入涡轮机的废气流偏向围带侧。因此，能够使流入涡轮机的废气的流速分布接近一样，能够减少通过涡轮机叶片后将产生的混合损失，并且能够从涡轮机叶片的轮毂侧至围带侧抑制做功的偏差。因而，根据上述(7)的结构，在喷嘴叶片的开度小的工作条件下，能够使涡轮机效率提升。

(8)一些实施方式中，在上述(7)的结构的基础上，

沿着所述叶片主体的中弧线的法线方向从所述叶片主体的所述压力面朝向负压面设为x轴，沿着所述叶片高度方向从所述轮毂侧端面朝向所述围带侧端面设为y轴，这时，在包含所述围带侧端面在内的所述叶片高度方向的位置范围内，所述叶片主体的后缘侧的所述负压面的坐标(xs，ys)和所述叶片主体的前缘侧的所述压力面的坐标(xp，yp)满足下式：

[式2]

上述(8)的结构中，在包含围带侧端面在内的叶片高度方向(y轴方向)的位置范围内，叶片主体的后缘侧的负压面的斜率(dys/dxs)小于叶片主体的前缘侧的压力面的斜率(dyp/dxp)。因而，就将上述(8)的多个喷嘴叶片设置到涡轮增压器时形成于喷嘴叶片间的喉部而言，与比围带侧端面靠轮毂侧的位置相比，其喉部宽度在喷嘴叶片的围带侧端面的位置较窄。

即，喉部在喷嘴叶片的围带侧端面的位置具有较窄的喉部宽度，因而，能够减少通过喉部的围带侧的废气流。因此，在喷嘴叶片与围带侧壁面之间形成有间隙的情况下，能够抑制因通过喉部的围带侧的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋。另外，由于喉部在比围带侧端面靠轮毂侧的位置具有较宽的喉部宽度，因而，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够确保喉部面积，能够充分确保通过喷嘴叶片间的废气流量。

因而，根据上述(8)的结构，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够在确保通过喉部的废气流量的同时，减少因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋，能够使喷嘴叶片的小开度时的涡轮机效率提升。

(9)一些实施方式中，在上述(7)或(8)的结构的基础上，

所述叶片主体具有：

第一端面，其是所述围带侧端面及所述轮毂侧端面中的一方；

第二端面，其是所述围带侧端面及所述轮毂侧端面中的另一方；

所述转动轴设于所述第二端面，

在包含所述叶片主体的中弧线的法线方向及所述叶片高度方向的截面上，所述叶片主体的后缘侧的负压面从所述第一端面的位置起直到所述第一端面与所述第二端面的中间位置具有凹形状。

上述(9)的结构中，喷嘴叶片的后缘侧的负压面从第一端面的位置起直到中间位置具有凹形状。因此，就将上述(9)的多个喷嘴叶片设置到涡轮增压器时形成于喷嘴叶片间的喉部而言，容易使面向间隙的喷嘴叶片的第一端面的位置处的喉部宽度窄于喷嘴叶片的两侧的端面(第一端面及第二端面)的中间位置处的喉部宽度。

即，喉部在喷嘴叶片的第一端面侧具有较窄的喉部宽度，因而，能够减少通过喉部的第一端面侧的废气流。因此，能够抑制因喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋。另外，喉部在中间位置附近具有较宽的喉部宽度，因而，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够确保喉部面积，容易充分确保通过喷嘴叶片间的废气流量。

因而，根据上述(9)的结构，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够在确保通过喉部的废气流量的同时，减小因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋，能够使喷嘴叶片的小开度时的涡轮机效率提升。

(10)一些实施方式中，在上述(7)至(9)中任一项的结构的基础上，

所述叶片主体具有：

第一端面，其是所述围带侧端面及所述轮毂侧端面中的一方；

第二端面，其是所述围带侧端面及所述轮毂侧端面中的另一方；

所述转动轴设于所述第二端面，

在包含所述叶片主体的中弧线的法线方向及所述叶片高度方向的截面上，所述叶片主体的前缘侧的所述压力面从所述第一端面的位置起直到所述第一端面与所述第二端面的中间位置具有凹形状。

根据上述(10)的结构，喷嘴叶片的前缘侧的压力面从第一端面的位置起直到中间位置具有凹形状。因此，在将上述(10)的多个喷嘴叶片设置到涡轮增压器时，即使在如上述(7)所述压力面倾斜的情况下，在相邻的喷嘴叶片之间形成的喉部也容易在第一端面的位置比中间位置相对较窄。因此，能够减少通过喉部的第一端面侧的废气流(喉部流)，能够有效地抑制因间隙流和上述喉部流的相互作用而产生的涡旋。另外，根据上述(10)的结构，喷嘴叶片的前缘侧的压力面从第一端面的位置起直到中间位置具有凹形状，因而，喉部宽度容易在比第一端面靠中间位置侧的位置较宽。因而，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够确保喉部面积，能够确保喉部的适当的废气流量。

因而，根据上述(10)的结构，即使在喷嘴叶片的开度小时，也能够在确保通过喉部的废气流量的同时，减小因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋，能够使喷嘴叶片的小开度时的涡轮机效率提升。

(11)本发明的至少一实施方式的涡轮机具备：

上述(7)至(10)中任一项所述的喷嘴叶片；

涡轮机叶轮，其位于所述喷嘴叶片的下游侧。

根据上述(11)的结构，叶片主体的压力面至少在围带侧随着距围带侧端面的距离的增加而朝废气的下游侧倾斜(即，叶片主体的压力面以围带侧端面位于上游侧的方式倾斜)。因此，即使在废气流量少的工作条件下，亦可抑制流入涡轮机的废气流偏向围带侧。因此，能够使流入涡轮机的废气的流速分布接近一样，能够减少通过涡轮机叶片后将产生的混合损失，并且能够从涡轮机叶片的轮毂侧至围带侧抑制做功的偏差。因而，根据上述(11)的结构，在喷嘴叶片的开度小的工作条件下，能够使涡轮机效率提升。

发明效果

根据本发明的至少一实施方式，可提供能够提升喷嘴叶片的开度小时的涡轮机效率的涡轮增压器、涡轮增压器的喷嘴叶片以及涡轮机。

附图说明

图1是一实施方式的涡轮增压器的上半部的主要部分概略剖面图；

图2是一实施方式的涡轮增压器的沿旋转轴方向的概略剖面图；

图3a是一实施方式的喷嘴叶片(叶片主体)的立体图；

图3b是图3a中表示的喷嘴叶片的前缘侧的剖面图；

图3c是图3a中表示的喷嘴叶片的后缘侧的剖面图；

图4是表示涡轮增压器中相邻的喷嘴叶片的结构的图；

图5是一实施方式的相邻喷嘴叶片的喉部位置的剖面图；

图6是一实施方式的相邻喷嘴叶片的喉部位置的剖面图；

图7是一实施方式的相邻喷嘴叶片的喉部位置的剖面图；

图8是一实施方式的相邻喷嘴叶片的喉部位置的剖面图；

图9a是将图3a中表示的喷嘴叶片的前缘侧的剖面表示在xy坐标上的图；

图9b是将图3a中表示的喷嘴叶片的后缘侧的剖面表示在xy坐标上的图；

图10是典型的相邻喷嘴叶片的喉部位置的剖面图；

图11是典型的涡轮增压器的沿旋转轴方向的概略剖面图。

具体实施方式

以下，参照附图对本发明的一些实施方式进行说明。其中，作为实施方式所记载或附图所示的构成部件的尺寸、材质、形状、其相对配置等不旨在对本发明的范围构成限定，仅是单纯的说明例。

首先，对一些实施方式的涡轮增压器的整体结构进行说明。

图1是一实施方式的涡轮增压器的上半部的主要部分概略剖面图，图2是一实施方式的涡轮增压器的沿旋转轴o的方向的概略剖面图。

如图1及图2所示，涡轮增压器1具备：涡轮机26，其包括涡轮机叶轮6，该涡轮机叶轮6构成为被来自未图示的发动机的废气驱动进行旋转；压缩机(未图示)，其经由旋转轴3与涡轮机26连接。压缩机构成为由涡轮机叶轮6的旋转同轴驱动，对流向发动机的进气进行压缩。

需要说明的是，图1及图2所示的涡轮机26是作为工作流体的废气沿半径方向流入的半径流入式轴流涡轮机，但涡轮机26的工作方式不限于此。例如，一些实施方式中，涡轮机26也可以是工作流体具有半径方向及轴方向的速度分量的斜流涡轮机。

涡轮机叶轮6包括：轮毂4，其与旋转轴3连结；动叶片5，其在轮毂4的外周面沿周向设有多个。涡轮机叶轮6收纳于涡轮机壳体2，在涡轮机叶轮6的外周侧，由涡轮机壳体2形成有被导入来自发动机的废气的涡旋状流路28。另外，如图2所示，在涡旋状流路28的内周侧，由涡轮机壳体2的壁面之中互相相对的轮毂侧壁面22、及围带侧壁面24而形成有从涡旋状流路28向涡轮机叶轮6流入的废气的流路7。需要说明的是，轮毂侧壁面22是位于动叶片5的内周侧(靠近轮毂4一侧)的壁面，围带侧壁面24是位于动叶片5的外周侧(远离轮毂4一侧)的壁面。

在图1及图2所示的例示性实施方式中，在流路7中，多个喷嘴叶片(叶片主体)10经由转动轴9可转动地设于轮毂侧壁面22。喷嘴叶片的叶片角因转动轴9转动而发生变化，由此，能够调节喷嘴叶片10的开度。

围带侧壁面24与设有喷嘴叶片10的转动轴9的轮毂侧壁面22相对，在围带侧壁面24与喷嘴叶片10之间形成有间隙c(参照图2)。间隙c设置为，具有喷嘴叶片10相对于壁面能够顺畅地滑动那样的大小。

需要说明的是，其他实施方式中，也可以是，多个喷嘴叶片10设于围带侧壁面24，在与围带侧壁面24相对的轮毂侧壁面22和喷嘴叶片10之间形成有间隙c。

或者，其他实施方式中，也可以是，多个喷嘴叶片10经由设于各喷嘴叶片10的轮毂侧和围带侧的两端面上的转动轴，可转动地支承于轮毂侧壁面22和围带侧壁面24双方。该情况下，也可以是，在轮毂侧壁面22与喷嘴叶片10之间、及围带侧壁面24与喷嘴叶片10之间中的一方或双方形成有间隙。

具有上述结构的涡轮增压器1中，流过涡旋状流路28的废气g流入形成于轮毂侧壁面22与围带侧壁面24之间的流路7，通过喷嘴叶片10对其流向进行控制，而向涡轮机叶轮6流入，驱动涡轮机叶轮6进行旋转。然后，在涡轮机叶轮6结束做功的废气从出口8向外部排出。

在上述的涡轮增压器1中，在多个喷嘴叶片10之中相邻的喷嘴叶片10之间，在喷嘴叶片10的间距最短的位置形成有喉部18(参照图1)。

以下，对一些实施方式的喷嘴叶片10、以及在涡轮增压器1中形成于相邻的喷嘴叶片10之间的喉部18进行更详细的说明。

图3a是一实施方式的喷嘴叶片(叶片主体)10的立体图，图3b是图3a中表示的喷嘴叶片10的前缘侧的剖面图(沿图3a的iii＇－iii＇的剖面图)，图3c是图3中表示的喷嘴叶片10的后缘侧的剖面图(沿图3a的iii″－iii″的剖面图)。另外，图4是表示在涡轮增压器1中相邻的喷嘴叶片10的结构的图。

需要说明的是，图3b及图3c分别是喷嘴叶片10的沿着包含中弧线lc(参照图3a)的法线方向和叶片高度方向(将围带侧端面11和轮毂侧端面12连结的方向)的面的剖面图。

如图3a～图3c所示，喷嘴叶片(叶片主体)10包括在该喷嘴叶片10设置到涡轮增压器1时面向围带侧壁面24的围带侧端面11和面向轮毂侧壁面22的轮毂侧端面12、和在围带侧端面11与轮毂侧端面12之间延伸的翼型部。另外，喷嘴叶片10从围带侧端面11起直到轮毂侧端面12具有前缘13和后缘14。另外，喷嘴叶片10具有压力面15和负压面16，压力面15从前缘13起延伸至后缘14，负压面从前缘13起延伸至后缘14且与压力面15相对。

一些实施方式中，在至少包含围带侧端面11在内的叶片高度方向的位置范围内，喷嘴叶片(叶片主体)10的压力面15随着叶片高度方向上距围带侧端面11的距离的增加而朝喷嘴叶片10的压力面15侧(即，从喷嘴叶片10的负压面16朝压力面15的方向)倾斜。

在如图2所示将该喷嘴叶片10设置到涡轮增压器1的流路7的情况下，至少在设有围带侧壁面24的围带侧，喷嘴叶片10的压力面15随着叶片高度方向上距围带侧端面11的距离的增加而朝流路7的废气的下游侧倾斜。即，就喷嘴叶片10的压力面15而言，在围带侧，其在围带侧端面11的位置位于最上游侧，随着距围带侧端面11的距离增加朝向轮毂侧，而越来越位于下游侧。

例如，如图3a～图3c所示，在从围带侧端面11的位置ps起、到位置ps与轮毂侧端面12的位置ph之间的位置pt为止的叶片高度方向上的位置范围内，喷嘴叶片(叶片主体)10的压力面15随着叶片高度方向上距围带侧端面11的距离d的增加而朝喷嘴叶片10的压力面15(从负压面16朝压力面15的方向)倾斜。

另外，在如图2所示将图3a～图3c中表示的喷嘴叶片10设置到涡轮增压器1的流路7的情况下，在设有围带侧壁面24的围带侧，从围带侧端面11的位置ps起直到位于比该位置ps靠轮毂侧的上述位置ph，喷嘴叶片10的压力面15随着叶片高度方向上距围带侧端面11的距离d的增加而朝流路7中废气的下游侧倾斜。即，喷嘴叶片10的压力面15在围带侧端面11的位置ps位于最上游侧，随着距围带侧端面11的距离d增加朝向轮毂侧，而越来越位于下游侧，在围带侧端面11和轮毂侧端面12之间的位置pt位于最下游侧。

这里，图11是典型的涡轮增压器1＇的沿旋转轴方向的概略剖面图。图11中表示的涡轮增压器1＇具备的喷嘴叶片10＇的压力面在叶片高度方向上几乎不倾斜，为平坦的形状。

典型的涡轮增压器1＇中，在废气流量少、且喷嘴叶片10＇的开度小的工作条件下，如图11所示，通过喷嘴叶片10＇之间而流向涡轮机叶片(动叶片5)的废气流受到离心力的作用，存在气流偏向围带侧的倾向(参照图11的部分s)。该情况下，涡轮机叶轮6的废气流的流速成为如下流速分布：在轮毂侧(动叶片5的内周侧)较小且在围带侧(动叶片5的外周侧)较大。就具有这种流速分布的流动而言，通过动叶片5后，不受离心力的作用时，为了成为一样的流速而产生流动的混合，这时会产生混合损失。另外，由于如上所述存在废气偏向围带侧的倾向，故而，动叶片5之中，在围带侧通过废气流而做功，而在轮毂侧几乎不做功，导致涡轮机的效率下降。

这点上，在将上述实施方式的喷嘴叶片10设置到涡轮增压器1时，喷嘴叶片10的压力面15至少在围带侧随着距围带侧端面11的距离的增加而朝废气的下游侧倾斜(即，喷嘴叶片10的压力面15以围带侧端面11位于上游侧的方式倾斜)。因此，即使在废气流量少的工作条件下，亦可抑制流入涡轮机叶轮6的废气流偏向围带侧。因此，流入涡轮机叶轮6的废气的流速分布接近一样，能够减少通过动叶片5后将产生的混合损失，并且能够从动叶片5的轮毂侧至围带侧抑制做功的偏差。因而，根据上述实施方式的喷嘴叶片10，在喷嘴叶片10的开度小的工作条件下，能够使涡轮机效率提升。

在以下的说明中，喷嘴叶片10的两端面之中，如图2所示，与支承有喷嘴叶片10使其能够转动的轮毂侧壁面22相对的轮毂侧端面12是第二壁面，面向间隙c的另一方的围带侧端面11是第一端面。

其他实施方式中，也可以是，喷嘴叶片(叶片主体)10可转动地设于围带侧壁面24，在轮毂侧壁面22与喷嘴叶片10之间形成有间隙c。该情况下，面向间隙c的轮毂侧端面12是第一端面，设有转动轴9的围带侧端面11是第二端面。另外，该情况下，在以下的说明中，通过将对轮毂侧的说明和对围带侧的说明交换，能够适用同样的说明。

如图3b所示，图3a所示的喷嘴叶片10中，在叶片高度方向上从围带侧端面11起直到轮毂侧端面12，前缘13侧的压力面15具有凹形状。另外，如图3c所示，图3a所示的喷嘴叶片10中，在叶片高度方向上从围带侧端面11起直到轮毂侧端面12，后缘14侧的负压面16具有凹形状。

在将图3a～图3c中表示的上述喷嘴叶片10设置多个到涡轮增压器1的情况下，如图4所示，在该多个喷嘴叶片10之中相邻的喷嘴叶片10a、10b之间形成有喉部18。喉部18形成于喷嘴叶片10a的后缘14a侧的负压面16、与喷嘴叶片10b的前缘13b侧的压力面15b之间。另外，喉部18形成于相邻的喷嘴叶片10a和喷嘴叶片10b的间距w最小的位置。

需要说明的是，图4中表示的喷嘴叶片10a、10b分别具有上述的喷嘴叶片(叶片主体)10的结构，分别具有：围带侧端面11a、11b；轮毂侧端面12a、12b；前缘13a、13b；后缘14a、14b；压力面15a、15b；负压面16a、16b。

图5是具有图3a～图3c所示的形状的相邻的喷嘴叶片10a、10b的喉部18的位置的剖面图(与沿图4的c－c的剖面图相当的图)。

另外，图6～图8分别是另一实施方式的相邻的喷嘴叶片10a、10b的喉部18的位置的剖面图(与沿图4的c－c的剖面图相当的图)。需要说明的是，也可以是，图6～图8中表示的喷嘴叶片10a及喷嘴叶片10b作为整体具有相同形状。

需要说明的是，图5～图8分别是沿着包含喷嘴叶片10的中弧线lc(参照图3a)的法线方向和叶片高度方向(将围带侧端面11和轮毂侧端面12连结的方向)的面的剖面图。

在以下的说明中，以相邻的喷嘴叶片10a和喷嘴叶片10b具有同一形状为前提，有时将喷嘴叶片10a及10b统一表示为喷嘴叶片10。

图6及图7所示的各喷嘴叶片10(10a及10b)中，与图5所示的喷嘴叶片10(即，图3a～图3c所示的喷嘴叶片10)同样，在叶片高度方向上从围带侧端面11起直到轮毂侧端面12，前缘13侧的压力面15具有凹形状，后缘14侧的负压面16具有凹形状。

另外，图8所示的喷嘴叶片10(10a及10b)中，在叶片高度方向上从围带侧端面11直到轮毂侧端面12，前缘13侧的压力面15及后缘14侧的负压面16具有平坦的形状。

图5～图8所示的各喷嘴叶片10中，就前缘13侧的压力面15而言，在叶片高度方向上，其在第一端面即围带侧端面11的位置p1(图3b及图3c中表示的位置ps)位于最上游侧，随着从围带侧端面11朝向轮毂侧，越来越位于下游侧，在第二端面即轮毂侧端面12的位置p2(图3b及图3c中表示的位置ph)位于最下游侧。

图5及图6所示的各喷嘴叶片10中，就后缘14侧的负压面16而言，在叶片高度方向上，其在围带侧端面11和轮毂侧端面12的中间位置pm、与轮毂侧端面12(第二端面)的位置p2之间的位置具有最向压力面15侧突出的形状。需要说明的是，就图6所示的喷嘴叶片10而言，轮毂侧端面12(第二端面)的位置p2处的喉部宽度(前缘13侧的压力面15与后缘14侧的负压面16之间的距离)是中间位置pm处的喉部宽度的一半以下。

图7及图8所示的各喷嘴叶片10中，就后缘14侧的负压面16而言，其在第一端面即围带侧端面11的位置p1(图3b及图3c中表示的位置ps)位于最上游侧，随着从围带侧端面11朝向轮毂侧，越来越位于下游侧，在第二端面即轮毂侧端面12的位置p2(图3b及图3c中表示的位置ph)位于最下游侧。

一些实施方式中，如图5～图8所示，在形成于相邻的喷嘴叶片10a、10b之间的喉部18中，围带侧端面11(面向间隙的第一端面)的位置p1处的喉部宽度w1窄于围带侧端面11(第一端面)的位置p1和轮毂侧端面(第二端面)的位置p2的中间位置pm处的喉部宽度wm(即，w1＜wm)。

这里，图10是典型的相邻的喷嘴叶片的喉部位置的剖面图(与沿图4的c－c的剖面图相当的图)。图10所示的典型的喷嘴叶片10a＇、10b＇分别具有：围带侧端面11a＇、11b＇；轮毂侧端面12a＇、12b＇；前缘13a＇、13b＇；后缘14a＇、14b＇；压力面15a＇、15b＇；负压面16a＇、16b＇。

从围带侧端面11a＇、11b＇起直到轮毂侧端面12a＇、12b＇，喷嘴叶片10a＇的后缘侧的负压面16a＇和喷嘴叶片10b＇的前缘侧的压力面15b＇分别具有平坦的形状。另外，在围带侧，喷嘴叶片10a＇的后缘侧的负压面16a＇和喷嘴叶片10b＇的前缘侧的压力面15b＇实质上均不随着叶片高度方向上距围带侧端面11a＇、11b＇的距离的增加而倾斜。因而，在形成于喷嘴叶片10a＇的后缘侧的负压面16a＇、与喷嘴叶片10b＇的前缘侧的压力面15b＇之间的喉部18＇中，围带侧端面11＇(第一端面)的位置p1处的喉部宽度w1大致等于围带侧端面11＇(第一端面)的位置p1和轮毂侧端面12＇(第二端面)的位置p2的中间位置pm处的喉部宽度wm。

在涡轮增压器中，在喷嘴叶片的开度减小的同时确保一定程度的流量的情况下，需要使形成于相邻的喷嘴叶片间的喉部具有一定程度的喉部面积。

这里，在将如图10所示的典型的喷嘴叶片10a＇、10b＇用作喷嘴叶片的情况下，就形成于喷嘴叶片10a＇、10b＇之间的喉部18＇而言，面向间隙的围带侧端面11＇的位置p1处的喉部宽度w1大致等于中间位置pm处的喉部宽度wm。

因而，即使在喷嘴叶片的开度小的工作条件下，由于喉部宽度w1较大，故而，通过喷嘴叶片10a＇、10b＇之间的喉部18＇之中间隙附近的废气流(喉部流)几乎得不到抑制。因此，由于该喉部流、和通过在形成废气流路的壁面(围带侧壁面或轮毂侧壁面)与喷嘴叶片10a＇或10b＇之间形成的间隙的废气流(间隙流)的相互作用，容易产生涡旋，由此涡轮机效率下降。

这点上，就图5～图8所示的实施方式的喷嘴叶片10a、10b之间形成的喉部18而言，面向间隙的围带侧端面11a、11b的位置p1处的喉部宽度w1窄于中间位置pm处的喉部宽度wm。

即，喉部18在喷嘴叶片10a、10b的围带侧端面11a、11b(第一端面)侧具有较窄的喉部宽度w1，因而，能够减少通过喉部18的围带侧端面11a、11b侧即第一端面侧(即，间隙附近)的废气流(喉部流)。因此，能够抑制因喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋。另外，喉部18在中间位置pm附近具有较宽的喉部宽度wm，因而，即使在喷嘴叶片10a、10b的开度小时，也能够确保喉部面积，能够充分确保通过喷嘴叶片10a、10b间的废气流量。

因而，如图5～图8所示，通过使围带侧端面11a、11b(第一端面)的位置p1处的喉部宽度w1窄于中间位置pm处的喉部宽度wm，即使在喷嘴叶片10a、10b的开度小时，也能够在确保通过喉部18的废气流量的同时，减小因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋，能够使喷嘴叶片10a、10b的小开度时的涡轮机效率提升。

一些实施方式中，如图5～图8所示，形成于喷嘴叶片10a、10b之间的喉部18的喉部宽度随着从围带侧端面11(第一端面)的位置p1朝向中间位置pm，而与距围带侧端面11的位置p1的距离一同单调增加。

该情况下，在围带侧端面11(第一端面)的位置p1至中间位置pm之间，喉部宽度在围带侧端面11的位置p1最窄，随着从围带侧端面11朝向中间位置pm而渐渐变宽，因而，能够在确保喉部面积的同时，在面向间隙的围带侧端面11(第一端面)侧有效地减少通过喉部18的废气流。因而，能够在确保通过喉部18的废气流量的同时，有效地减小因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋。

一些实施方式中，如图5～图7所示，在包含喷嘴叶片10的中弧线lc的法线方向和叶片高度方向的截面上，喷嘴叶片10的后缘14侧的负压面16至少从围带侧端面11(第一端面)的位置p1起直到中间位置pm具有凹形状。

需要说明的是，图5～图8是两个喷嘴叶片10a、10b的喉部18的位置的剖面图，故而，严格来讲，有时也不是包含喷嘴叶片10a、10b的中弧线lc的法线方向的截面，但在喷嘴叶片10a、10b的开度小的区域中，上述截面为沿着中弧线lc的法线方向的截面。

该情况下，喷嘴叶片10的后缘14侧的负压面16a从围带侧端面11(第一端面)的位置p1起直到中间位置pm具有凹形状，因而，就由该负压面16a和喷嘴叶片10b的前缘13b侧的压力面15b形成的喉部18而言，容易使位置p1处的喉部宽度w1窄于中间位置pm处的喉部宽度wm。因而，能够在确保通过喉部18的废气流量的同时，有效地减小因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋。

一些实施方式中，如图5～图7所示，在包含喷嘴叶片10的中弧线lc的法线方向和叶片高度方向的截面上，喷嘴叶片10的前缘13侧的压力面15至少从围带侧端面11(第一端面)的位置p1起直到中间位置pm具有凹形状。

该情况下，喷嘴叶片10的前缘13侧的压力面15从围带侧端面11(第一端面)的位置p1起直到中间位置pm具有凹形状，因而，即使在如上所述压力面15倾斜的情况下，形成于相邻的喷嘴叶片10a、10b之间的喉部18也容易在围带侧端面11(第一端面)的位置p1比中间位置pm相对较窄。因此，能够减少通过喉部18的围带侧(第一端面侧)的废气流(喉部流)，能够有效地抑制因间隙流和上述喉部流的相互作用而产生的涡旋。另外，该情况下，喷嘴叶片10的前缘13侧的压力面15从围带侧端面11(第一端面)的位置p1起直到中间位置pm具有凹形状，因而，喉部宽度容易在比第一端面的位置p1靠中间位置pm侧的位置较宽。因而，即使在喷嘴叶片10的开度小时，也能够确保喉部面积，能够确保喉部的适当的废气流量。

因而，即使在喷嘴叶片10的开度小时，也能够在确保通过喉部18的废气流量的同时，减小因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋，能够使喷嘴叶片10的小开度时的涡轮机效率提升。

图9a及图9b是将图3a中表示的喷嘴叶片10(即，图5中表示的喷嘴叶片10)的前缘13侧的截面及后缘14侧的截面分别表示在xy坐标上的图，分别是相当于图3b及图3c的图。在图9a及图9b的xy坐标中，x轴是沿着喷嘴叶片10的中弧线lc(参照图3a)的法线方向而从喷嘴叶片10的压力面15朝向负压面16的轴，y轴是沿着叶片高度方向而从轮毂侧端面12(第二端面)朝向围带侧端面11(第一端面)的轴。

图9a中的直线lt1a是表示前缘13侧的压力面15的坐标(xp，yp)的围带侧端面11(第一端面)的位置处的斜率的直线。另外，图9b中的直线lt1b是表示后缘14侧的负压面16的坐标(xs，ys)的围带侧端面11(第一端面)的位置处的斜率的直线。

一些实施方式中，如图9a及图9b所示，在上述的xy坐标上，在包含围带侧端面11(第一端面)在内的叶片高度方向(y轴方向)的位置范围内，喷嘴叶片10的后缘14侧的负压面16的坐标(xs，ys)的斜率(dys/dxs)(参照图9b)小于喷嘴叶片10的前缘13侧的压力面15的坐标(xp，yp)的斜率(dyp/dxp)(参照图9a)。其中，喷嘴叶片10的后缘14侧的负压面16的坐标(xs，ys)的斜率(dys/dxs)大于0。

需要说明的是，虽未图示，但就图6～图8所示的实施方式的喷嘴叶片10而言也是，与图9a及图9b所示的情况同样地，在上述的xy坐标上，在包含围带侧端面11(第一端面)在内的叶片高度方向(y轴方向)的位置范围内，喷嘴叶片10的后缘14侧的负压面16的坐标(xs，ys)的斜率(dys/dxs)小于喷嘴叶片10的前缘13侧的压力面15的坐标(xp，yp)的斜率(dyp/dxp)，且大于0。

该情况下，就形成于喷嘴叶片10间的喉部18(参照图4及图5～图8)而言，与比围带侧端面11靠近轮毂侧端面12(第二端面)的位置相比，其喉部宽度在面向间隙的喷嘴叶片10的围带侧端面11(第一端面)的位置较窄。

即，喉部18在喷嘴叶片10的围带侧端面11(第一端面)的位置具有较窄的喉部宽度，因而，能够减少通过喉部18的围带侧端面11(第一端面)侧的废气流(喉部流)。因此，能够抑制因喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋。另外，喉部18在比围带侧端面11靠近轮毂侧端面12(第二端面)的位置具有较宽的喉部宽度，因而，即使在喷嘴叶片10的开度小时，也能够确保喉部面积，能够充分确保通过喷嘴叶片10之间的废气流量。

因而，即使在喷嘴叶片10的开度小时，也能够在确保通过喉部18的废气流量的同时，减小因废气的喉部流和间隙流的相互作用而产生的涡旋，能够使喷嘴叶片10的小开度时的涡轮机效率提升。

以上，对本发明的实施方式进行了说明，但本发明不限于上述的实施方式，也包含对上述的实施方式加以变形的形式、及将这些方式适当组合而成的方式。

在本说明书中，“在某方向”、“沿某方向”、“平行”、“正交”、“中心”、同心”或“同轴”等表示相对或绝对配置的表述不仅严格地表示这种配置，还表示具有公差、或可得到相同功能程度的角度或距离而发生了相对位移的状态。

例如，“相同”、“相等”及“均质”等表示事物相等状态的表述不仅严格地表示相等状态，还表示存在公差、或可得到相同功能程度的差的状态。

另外，在本说明书中，四边形状或圆筒形状等表示形状的表述不仅表示几何学严格意义上的四边形状或圆筒形状等形状，还表示在可得到相同效果的范围内包含凹凸部或倒角部等的形状。

另外，在本说明书中，“具备”、“包括”或“具有”一构成要素这样的表述不是将其他构成要素的存在排除在外的排他性表述。

标记说明

1涡轮增压器

2涡轮机壳体

3旋转轴

4轮毂

5动叶片

6涡轮机叶轮

7流路

8出口

9转动轴

10、10a、10b喷嘴叶片(叶片主体)

11、11a、11b围带侧端面

12、12a、12b轮毂侧端面

13、13a、13b前缘

14、14a、14b后缘

15、15a、15b压力面

16、16a、16b负压面

18喉部

22轮毂侧壁面

24围带侧壁面

26涡轮机

28涡旋状流路

c间隙

g废气

lc中弧线