(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
渦巻（１０）であって、タービン吸気領域（１９）へと当該渦巻内に運搬された排気ガスを流入させる排出領域（１６）を有する渦巻と；
端部（１８）を有し、前記タービン吸気領域の近傍に規定され前記渦巻の外壁（３０）内へと滑らかな曲線で移行する経路（１２）に沿って移動することができる屈曲性の分割壁（１４）とを具える可変吸気領域タービンにおいて、前記分割壁は、前記排出領域を実質的な閉鎖型から実質的な開放型へと変化させるべく、前記経路に沿って挿入したり引き込むことで選択的に配置でき、
前記屈曲性の分割壁がリンクトレーン（１４）を具え、前記経路は前記タービン吸気領域を実質的に取り囲み、前記渦巻の外壁へと移行する軌道（２０、２２）を具えており、前記リンクトレーンは、前記排出領域を開放すべく前記外壁（３０）の前記軌道に沿って引き込まれ、
前記リンクトレーンは、リンクを連結し前記軌道へと延在するピン（３２）を組み込んでおり、前記ピンと係合し前記軌道に沿って前記リンクトレーンを挿入したり引き込むように回転するギア（３４）をさらに具えることを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項２】
請求項１に記載の可変吸気領域タービンにおいて、前記リンクトレーンがさらに、前記ギア（３４）と係合するため、前記ピンの中間の前記リンク上に突出部（３８）を組み込んでいることを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項３】
請求項１に記載の可変吸気領域タービンにおいて、前記ピン（３２）が、前記軌道（２０、２２）と低摩擦係合するように回転することを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項４】
渦巻（１０）であって、タービン吸気領域（１９）へと当該渦巻内に運搬された排気ガスを流入させる排出領域（１６）を有する渦巻と；
端部（１８）を有し、前記タービン吸気領域の近傍に規定され前記渦巻の外壁（３０）内へと滑らかな曲線で移行する経路（１２）に沿って移動することができる屈曲性の分割壁（１４）とを具える可変吸気領域タービンにおいて、前記分割壁は、前記排出領域を実質的な閉鎖型から実質的な開放型へと変化させるべく、前記経路に沿って挿入したり引き込むことで選択的に配置でき、
前記屈曲性の分割壁が屈曲バンド（４０）を具え、さらに：
前記タービン吸気領域を取り囲み、前記屈曲バンドの第１の端部（４１）が取り付けられた回転可能なダブルディスクアセンブリ（４２）であって、略閉鎖位置の前記屈曲バンドを支持する回転可能なダブルディスクアセンブリを具えており；
前記渦巻の外壁が、前記回転可能なダブルディスクアセンブリから前記屈曲バンドを収容するスロット（４４）を有していることを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項５】
請求項４に記載の可変吸気領域タービンにおいて、前記屈曲バンドがさらに、前記スロット（４４）内に収容されるローラ（４８）を有する第２の端部（５０）を有していることを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項６】
請求項４に記載の可変吸気領域タービンがさらに、前記渦巻の先端（５６）に配置されたローラセット（５２、５４）を具え、前記回転可能なダブルディスクアセンブリと前記スロットとの間で構造的に支持するため前記屈曲バンド（４０）と係合することを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項７】
請求項４に記載の可変吸気領域タービンにおいて、前記ダブルディスクアセンブリは間隔を空けて配置されたリブにより保持された内側ディスク（６０）と外側ディスク（６２）を具え、前記内側ディスクはさらに、ベアリングシステム（６８）によって支持されたフランジ（６６）を有することを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項８】
請求項７に記載の可変吸気領域タービンにおいて、前記ベアリングシステムが、前記ダブルディスクアセンブリを回転させるための駆動ホイール（６９）を有することを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項９】
請求項１に記載の可変吸気領域タービンにおいて、前記渦巻が、メリジオナル分割部（８６）を組み込んでいることを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項１０】
渦巻（１０）であって、タービン吸気領域（１９）へと前記渦巻内に運搬された排気ガスを流入させる排出領域（１６）を有する渦巻と；
前記渦巻の排出領域とタービン吸気領域の間の経路を制限し、前記タービン吸気領域を実質的に取り囲み、前記渦巻の外壁（３０）の空洞（２２）内へと延在している軌道（２０、２２）と；
前記軌道に保持され、前記タービン吸気領域を取り囲む第１の実質的な閉鎖位置から、リンクトレーンが前記空洞内に引き込まれた第２の実質的な開放位置まで配置することができるリンクトレーン（１４）とを具え、
前記リンクトレーンが、リンク（３３）を連結し前記軌道へと延在するピンを組み込んでおり、前記ピン（３２）と係合し前記軌道に沿って前記リンクトレーンを挿入したり引き込むように回転するギア（３４）をさらに具えることを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項１１】
請求項１０に記載の可変吸気領域タービンにおいて、前記リンクトレーンがさらに、前記ギアと係合するため、前記ピンの中間の前記リンク上に突出部（３８）を組み込んでいることを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項１２】
請求項１０に記載の可変吸気領域タービンにおいて、前記ピンが、前記軌道と低摩擦係合するように回転することを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項１３】
渦巻（１０）であって、タービン吸気領域へと前記渦巻内に運搬された排気ガスを流入させる排出領域を有する渦巻と；
前記タービン吸気領域を取り囲む回転可能なダブルディスク（４３）アセンブリによって着脱可能に保持された屈曲壁（４０、７４）であって、当該屈曲壁の第１の端部は前記回転可能なダブルディスクアセンブリに取り付けられている屈曲壁とを具える可変吸気領域タービンにおいて：
前記渦巻は前記屈曲壁を収容するスロット付きの外壁を有し、前記屈曲壁は、前記タービン吸気領域を取り囲む前記ダブルディスクアセンブリ上の第１の実質的な閉鎖位置から、前記屈曲壁が前記スロット内に引き込まれた第２の実質的な開放位置まで配置できることを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項１４】
請求項１３に記載の可変吸気領域タービンにおいて、前記屈曲壁はバンド（４０）であって、当該バンドは更に、前記スロット内に収容されるローラ（４８）を有する第２の端部を有していることを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項１５】
請求項１３に記載の可変吸気領域タービンがさらに、前記渦巻の先端（５６）に配置されたローラセット（５２、５４）を具え、前記回転可能なダブルディスクアセンブリと前記スロットとの間で構造的に支持するために前記屈曲バンドと係合することを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項１６】
請求項１３に記載の可変吸気領域タービンにおいて、前記ダブルディスクアセンブリが、間隔を空けて配置されたリブ（６４）により保持された内側ディスク（６０）と外側ディスク（６２）を具え、前記内側ディスクはさらに、ベアリングシステムによって支持されたフランジ（６６）を有することを特徴とする可変吸気領域タービン。
【請求項１７】
請求項１３に記載の可変吸気領域タービンにおいて、前記屈曲壁が、接合リンク（７６）アセンブリであることを特徴とする可変吸気領域タービン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
関連出願の参照
本願は、本願と同一の発明者による２００９年８月３０日出願の仮特許出願第６１２３８５９３号、名称Ｖａｒｉａｂｌｅ  Ｖｏｌｕｔｅ  Ｔｕｒｂｉｎｅ（可変渦巻タービン）の優先権に基づくものである。
【０００２】
本発明は概して内燃エンジン用のターボチャージャの分野に関し、より具体的には、屈曲性の分割壁を有するターボチャージャのタービン渦巻に関するものである。端部位置を変化させるように移動可能な壁を有する屈曲性の分割壁は、当該屈曲壁の端部において渦巻のスロート部を規定且つ制御し、その結果、タービンホイールへとフローを排出する渦巻の外周の範囲および割合を減少させる。
【背景技術】
【０００３】
ターボチャージャは、自動車や他の輸送手段に使用する多くの形態をした内燃エンジンに利用されている。ターボチャージャは一般に、エンジンからの排気ガスを供給する吸気渦巻を用いて動作するラジアルタービンを利用し、エンジンへの吸気チャージのためにコンプレッサを駆動させる。ターボチャージャについて所望のパワーを得るためにタービンを制御することが多くの場合必要とされる。可変容量タービンの目的は、制御可能な可変タービンのパワー出力が生じるように一部の可動機構を作動できるようにすることである。図１に示す修正流量カーブでは、一定の物的流量を仮定して従来の可変ノズルタービンのベーンを閉鎖すると、作動点が低修正流量かつ高膨脹比へと移動し、その結果、更にパワーを生成している。
【０００４】
可変容量タービンの問題点および制約事項はよく知られており、これらの問題点を克服すべく、より優れた機構について絶え間なく研究されている。一定および可変のノズルベーンを有するタービンが、多くの産業用の適用例、すなわち航空用ガスタービン、産業用ガスタービン、ターボ膨脹機、スチームタービン等において標準的である。固定式ノズルベーンは、限られた作動範囲、振動が誘発するタービンホイールの疲労破壊、およびノズルベーンを通過するタービンブレードにより生成される騒音のため、ターボチャージャにおいて従来は一般的でなかった。
【０００５】
従来の適用例におけるノズルが成功し、ターボチャージャにおいては比較的不成功である理由は、ターボチャージャのタービンは非常に広い速度範囲にわたり、一般的に少なくとも１０倍の範囲で動作するためである。殆どの産業用タービンの適用例では、タービンの速度範囲は通常、非常に限られている（２または３倍まで）。タービンが起動時および停止時の数秒間のみ共振して動作する場合、振動を誘発するノズルとタービンホイールの自然の振動モードの間の共振は、殆どの産業用の適用例では許容することができる。設計者にとって、これらの共振を最大速度以上、または通常の動作帯未満の何れかに近づけることは、ターボチャージャの広い速度範囲のために非常に難しい。
【０００６】
従来のベーン付可変容量タービンにおけるベーンを閉鎖すると、ベーンによる膨脹は、フローが超音速になり衝撃波が下流に生じる臨界点に達する。各通路は特定の衝撃波（または複数の衝撃波）を作り出すため、各タービンブレードは１秒に数百または数千の衝撃波を通過する。この衝撃波を切断する周波数がタービンホイールの振動モードと一致した場合、タービンホイールは数分で故障してしまう。タービンホイールは多くのブレードおよびハブモードを有し、振動の次数も明らかにせねばならないため、非常に複雑な問題である。自動最適ルーチンを用いて有限要素の応力や振動解析とリンクした最も高機能の計算流体力学を実行するコンピュータの「クラスター」でさえ、解を集束させることは困難である。
【０００７】
内燃エンジンのブーストおよび背圧について更に制御する必要性が高まるにつれて、可変容量タービンは最新型のエンジンに広く普及してきた。残念ながら、これによりブレードの振動破損による多くの現場での課題が生じ、解決策はないか解決策は厳しい結果、すなわち空気力学的に十分ではなく慣性が大きくなるという結果を有するというように、タービン設計者は設計の許容範囲が制限されていた。
【０００８】
ノズルベーンを有しない多くの可変容量タービンが発明されてきたが、全動作範囲にわたる性能が一般的に不足しているため広く利用されていない。ターボチャージャにおける可変容量タービンの性能は、エンジン設計者にとって最も重要である。ターボチャージャは、低エンジン速度で性能が低く、増大するパワーのトランジェントに応じた遅れまたは遅延があるという既知の特徴を有している。ロータ群の慣性は重要な設計要素として広く認識されている。しかしながら、主な要因は、ベーンがかなり閉鎖された状態で動作した状態における低エンジン速度での可変容量タービンの効率である。
【０００９】
図２は１９８２年、ＭａｃＭｉｌｌａｎ  Ｐｒｅｓｓ  Ｌｔｄによって公表されたＮｅｉｌ  ＷａｔｓｏｎおよびＭａｒｉａｎ  Ｊａｎｏｔａの「Ｔｕｒｂｏｃｈａｒｇｉｎｇ  ｔｈｅ  Ｉｎｔｅｒｎａｌ  Ｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ  Ｅｎｇｉｎｅ（内燃エンジンのターボチャージ）」を再現しており、タービン速度Ｕと等エントロピー気体速度Ｃの比に対するラジアルタービン効率の典型的なグラフを示している。基本的に、このグラフは低エンジン速度で動作しているラジアルタービンの限界を示している。この動作条件ではＵ／Ｃ０は非常に低く、パワーが増大するエンジンのトランジェントが行われた場合には、ベーンは更に閉鎖される。これにより気体速度が上げる一方、タービン速度は低いままの状態となる。Ｕ／Ｃ０パラメータは多くの場合、定常状態では０．３まで、トランジェント条件では０．２以下まで低下し、極端に低いタービン効率ひいては応答性の低下が生じる。
【００１０】
数年間にわたるターボチャージャ技術者による多くの研究はこの課題を解決しようとしてきた。残念ながら、これはラジアルタービンの基礎物理学によって制御されている。従って、この可変容量タービン設計の他の目的は、ラジアルタービンの基礎物理学における「盲点」を発見し、低いブレード速度比でのタービン効率を改善することである。
【００１１】
図３は、ベーン付可変容量タービンの典型的な特徴を示す汎用グラフである。効率の特徴を観察してみると、最大効率が一定の修正流量で発生することが分かる。各ブレード通路が理想的な修正流量を有するときに高効率が得られるという推測がこのデータから得られる。低流量で高い効率を得るために明らかな解決策は、小型タービンを使用することである。タービンホイールは最大秒速５００メートルの先端速度で回転するため、可変サイズのタービンホイールを作ることは非現実的である  
【００１２】
従って、可変機構から誘発される振動によるタービンホイールの破損をなくすことが望ましい。低いタービン速度と気体速度の速度比（Ｕ／Ｃ０）でのタービン性能を高めることが更に望ましい。さらに、タービンホイールの破損が減少する結果として生じる影響として騒音が低減することが望ましい。
【００１３】
多くの一定容量ターボチャージャは分割されたタービンハウジングを利用しており、シリンダからの排気ガスが２（またはそれ以上）の通路へと送られ、これらのシリンダからの排気ガスはタービンホイール入口まで分かれている。この目的は、「パルス過給（ｐｕｌｓｅ  ｃｈａｒｇｉｎｇ）」を活用し、高圧パルスが近接するシリンダの上流に移動するのを防ぐことでシリンダの排気洗浄作用を向上させることである。従来の可変容量タービンは、ベーンの制約がパルスを減少させる上流の背圧を生成し、幾何学的な制約がベーンを通るフローのメリジオナル分離を妨げるため、「パルス過給」を利用することができなかった。従って、可変容量タービンが有する、効果的に「パルス過給」を利用することへの制約を取り除くことがさらに望ましい。
【発明の概要】
【００１４】
本願の実施形態は、タービン吸気領域へと渦巻内に運搬された排気ガスを流入させる排出領域を有する渦巻を有している可変吸気領域タービンを記載している。端部を有する屈曲性の分割壁は、タービン吸気領域の近傍に規定され、渦巻の外壁へと滑らかな湾曲をもって移行する経路に沿って移動することができる。この分割壁は経路に沿って挿入したり引き込むことで選択的に配置することができ、排出領域を実質的な閉鎖型から実質的な開放型へと変化させる。
【００１５】
第１の実施形態では、屈曲性の分割壁は経路を制限している軌道を通るリンクトレーンである。第２の実施形態では、屈曲性の分割壁はダブルディスクアセンブリに保持された屈曲バンドであり、このダブルディスクアセンブリはタービン吸気領域を取り囲み、ダブルディスクアセンブリを介して渦巻の排出領域を開くために渦巻の外壁のスロットへと徐々に引き込む。
【図面の簡単な説明】
【００１６】
本発明のこれらおよび他の特徴および利点は、添付の図面と併せて検討すると、以下の詳述を参照することでよりよく理解されるであろう。
【図１】図１は、可変ノズルを有するタービンの修正流量および膨脹比のグラフである。
【図２】図２は、タービン速度と等エントロピー気体速度の比に対する効率のグラフである。
【図３】図３は、可変容量タービンの特性を示す、膨脹比に対する修正流量のグラフである。
【図４】図４は、第１の実施形態の可変排出領域を利用するタービンの渦巻の上部断面図であり、屈曲性の分割壁はタービン吸気部を実質的に閉じた状態である。
【図５】図５は、第１の実施形態の可変排出領域を利用するタービンの渦巻の上部断面図であり、屈曲性の分割壁はタービン吸気領域全体を実質的に開いた状態である。
【図６Ａ】図６Ａは、図５の線６Ａ−６Ａに沿った側断面図である。
【図６Ｂ】図６Ｂは、図４の線６Ｂ−６Ｂに沿った側断面図である。
【図６Ｃ】図６Ｃは、明確にするために渦巻の一部を表した、第１の実施形態の屈曲性の分割壁のリンクの詳細図である。
【図７】図７は、第２の実施形態の可変排出領域を利用するタービンの渦巻の上部断面図であり、屈曲性の分割壁はタービン吸気部を実質的に閉じた状態である。
【図８】図８は、図７の第２の実施形態の渦巻の側断面図である。
【図９】図９は、屈曲性の分割壁用のバンドの代替的な実施形態の詳細な断面図である。
【図１０】図１０は、バンドを保持し、作動させるダブルディスクアセンブリの等角図である。
【図１１Ａ】図１１Ａは、変更されたリンクの分割壁を有する第２の代替的な実施形態の左上部等角図である。
【図１１Ｂ】図１１Ｂは、図１１Ａの第２の代替的な実施形態の右上部等角図である。
【図１１Ｃ】図１１Ｃは、図１１Ａの第２の代替的な実施形態の右底部等角図である。
【図１２】図１２Ａおよび１２Ｂは、屈曲リンクの分割壁を組み込んだ、分割型渦巻の側断面図である。
【発明を実施するための形態】
【００１７】
本書に記載された実施形態は、タービンホイールの３６０度の外周全体ではなく渦巻に囲まれたホイールの一部にのみ流入させることにより、タービンホイールの一部のみを利用している。ブレード通路によるゼロフロー時に関連する損失はあるが、この損失は合計フローの高効率と比較すると小さい。さらに、フローが最大限の速度で多数の小さい通路に分割されるのではなく１つの通路に集束した場合、フローの摩擦損失は実質的に低下するであろう。従来、タービン渦巻は０度で設計上のスロート部が始まり、３６０度に移行するにつれてゼロ領域へと縮小する。運動量保存の法則によると、スロート部（Ａ）をこの部分の中心の半径（ｒ）で割った値がホイールへのフローベクトルを制御する。限られた方法でスロート部を変化させるような可動フラップまたはレバーを有する多くの可変容量タービンのデザインがある。本書に開示された実施形態は、Ａ／ｒおよびホイールへの渦巻排出部の割合を滑らか且つ連続的に変化させて、非常に高い領域ターンダウン（最大排出領域と最小排出領域の比）を実現する方法を提供する。一実施形態は、完全に閉鎖して無限大のターンダウン比を実現するよう設計することもできるが、実際の実施例は１０／１乃至２０／１のターンダウン比を有する。
【００１８】
図面を参照すると、図４および５は、図示された実施形態についてはリンクトレーンであって、リンクトレーンを軌道に沿って挿入あるいは引き込むことにより選択的に配置される屈曲性の分割壁１４用の滑らか且つ連続的な通路または軌道１２を有する渦巻１０を図示している。これにより、渦巻排出領域１６のスロート部１５は屈曲性の分割壁の端部１８に従動し、渦巻内に運搬された排気ガスのフローをタービン吸気領域１９を通してタービンホイールへと排出する渦巻の外周の範囲および割合を減少させ、タービン吸気領域１９は分割壁が完全に引き込まれた状態で渦巻排出領域の全体を構成する。図面に示すように、分割壁は、軌道部２０におけるタービン吸気部の直径（渦巻の内側）周囲の軌道から、末端の軌道部２２における渦巻の外側の軌道まで移行する。図４は、大部分が閉じた位置にあるリンクトレーンの分割壁１４が渦巻排出領域１６’をタービン吸気領域全体の狭い部分１９’のみとする機構を図示しており、図５は、渦巻排出領域１６”をタービン吸気領域全体の広い部分１９”とする、大部分が開いたか引き込まれた位置にあるリンクトレーンの分割壁を図示している。
【００１９】
渦巻１０はらせん形状を有し、その湾曲部は、渦巻が渦巻吸気部２４の完全に開いた設計領域から渦巻後部２６のゼロ領域に移行するにつれて連続的に減少する。最後の湾曲部はタービンホイール２８の直径の一定湾曲部よりも僅かに大きく、既定のクリアランスを有している。滑らかな数学的曲線はホイール周囲の一定半径から移行する軌道１２に沿った経路を規定し、渦巻の外壁３０（図６Ａおよび６Ｂに最もよく見られる）へと一体化させることができる。図４および５に見られるように、これは、屈曲性の分割壁として機能するリンクトレーンまたは屈曲バンドが従動できる滑らかで連続的な曲線である。図４、５および６Ａ／Ｂの実施形態について、リンクトレーンの分割壁１２が渦巻後部２６に達するまで、渦巻の外壁周囲の空洞３１に含まれる軌道部２２は、渦巻排出領域とタービン吸気領域の間に分割面を与えないリンクの収納空間として機能する。４の異なる半径方向における切断部の渦巻断面を示す図６Ａおよび６Ｂでは、ホイールから渦巻を分割する有効位置と、渦巻外側の空洞部の収納位置の双方にあるリンクトレーンの屈曲性の壁１４を見ることができる。
【００２０】
屈曲壁を形成するリンクの一形態がこの実施形態の図面に示されているが、リンクまたは連続的な屈曲バンドの異なる形態も可能である。以下に図示し、説明するようなデザインの利点もある。
【００２１】
渦巻スロートが下流の渦巻排出領域に向けて連続的にサイズ変更されるにつれて、結果として、渦巻入口から渦巻排出部およびタービン吸気部に流れる排気ガスは更に接線方向のフローとなり、矢印２９に表すような瞬間的な流量は、たとえタービンの一部にのみ連続的であったとしても一定レベルでタービンへと保持される。タービンを通る排気フローの圧力低下により、（渦巻と流体連通している）屈曲性の分割壁リンクの外側領域と、（タービンと流体連通している）屈曲性の分割壁リンクの内側領域の間には圧力差が生じる。これにより、リンクにはタービンホイールの方向へと半径方向の力が生じる。かなりの領域に圧力が作用するため、この力は相当大きくなることがある。従って、屈曲性の分割壁１４のリンクと渦巻ハウジングの内壁の軌道１２の間の干渉を低摩擦にすることは不可欠である。図示された実施形態について、それぞれのリンク３３を互いに連結するピン３２はさらに、この機構の摩擦を低下させるローラとしても機能する。図６Ｃは、屈曲性の分割壁１４について記載された実施形態のリンク３３を詳しく図示している。
【００２２】
エンジンの種類によっては温度が６００−１０００℃を越えることもあるため、この機構への注油は不可能である。一実施例では、セラミックのピンおよびリンクを利用して、耐摩耗性かつ耐振動性の低摩擦、高硬度、低質量の機構を提供する。この機構はニッケルおよび／またはコバルト合金を用いて金属に設計することもできる。
【００２３】
図示された実施形態について、図４に示すようなリンクの上部および底部の回転ピン３２と係合するギア歯３６を有するダブルギア３４を用いて、リンクトレーンを動作させる。機構のコストを削減するため、この機構はできる限り少ないリンクで設計されるべきであり、これはリンクができる限りそのように設計されるべきであることを意味している。この結果、直径が大きいギアを利用しない限り、ダブルギアを動作させる歯の間隔は大きくなりすぎる。しかしながら、連結ピンを模した、固定の円形突出部３８をリンクの壁に有することもできる。溝の高摩擦を防ぐため、これらのピンは回転ピンよりも小さくてもよく、あるいは、溝と摩擦するのを防ぎ、更にダブルギアと係合するのに適した表面を与える、底面に成形された僅かな平面を有していてもよい。代替的な実施形態は、各セグメントが複数の歯を有して多数の延在ピンと同時に係合する回転セグメントラックを利用してもよい。
【００２４】
図７および８は、屈曲性の分割壁として弾性バンド４０を利用する代替的な実施形態を示している。図示された実施形態について、約１．５ｍｍの厚さのインコネルのような耐熱性の金属片が、タービンホイールよりも僅かに大きい円形に形成されて丸くなっている。バンド４０は、第１端部４１においてタービン２８と同心のダブルディスクアセンブリ４２（図１０に示す）に取り付ける。ダブルディスクアセンブリを回転させると、タービンの外周を覆う、あるいは外周を露わにする。このバンドは、バンドの第２端部５０に取り付けられたローラ４８およびダブルディスクと渦巻先端５６の間の支持されていない空間にわたってバンドをガイドする２のガイドローラ５２、５４を用いて、渦巻１０の外壁４６のスロット４４内にガイドされる。このバンドは、端部ローラ４８’がスロット端部にある完全に格納された位置の想像線４０’に示されている。これは、湾曲部の半径の変化が最小限となるような設計であり、バンドの屈曲性により、ディスクアセンブリの小さい直径から渦巻外壁の拡張したらせん形状まで移行する形状の要求事項を満たすように変形することが可能となる。
【００２５】
図８および１０に見られるように、ダブルディスクアセンブリ４２は間隔を開けて配置されたリブ６４に連結された外側ディスク６２と内側ディスク６０を包含しており、バンドが引き込まれたときに、渦巻排出領域１６とタービン吸気領域１９の間に開いたフロー経路を提供する。内側ディスク６０は、スロット内にバンドを挿入する、あるいはそこからバンドを引き込むためにアセンブリを回転させる摩擦ホイールまたはギアドライブ６９を有するベアリング６８と係合するフランジ６６を具えている。
【００２６】
図９に示すように、代替的な実施形態について、バンドの断面は、当該バンドの構造的特性を高める縦方向のディンプルまたは縦溝７０を有しうる。
【００２７】
第２の代替的な実施形態が図１１Ａ、１１Ｂおよび１１Ｃに図示されており、最初の２つの実施形態のバンドおよびリンクの屈曲分割壁の機構のデザインが組み合わされている。ドライブディスク７２（図示のような片側要素、または図８、９および１０の屈曲バンドと共に用いられるようなダブルディスクであってもよい）は、リンク７４で形成された屈曲性の分割壁と係合するための内側軌道を提供している。これらのリンクは、平坦な壁面７６と、リンクの関節接合ジョイントを提供する係合端面７８を有している。従リンク８０は、バンドの実施形態について図８に示すような渦巻外壁の収納スロット４４内に残る。先導リンク８２はドライブディスク７２に取り付けられ、ドライブディスクの回転によって、ドライブディスクに巻き付けられる、あるいはそこから伸長する。リンクが従動する経路は、経路線８３として想像線に示されている。駆動ギア８４は、駆動のために駆動スプロケットと係合している。リンク間の係合面７８の自ら関節接合する特性は、スロットと摺動係合して保持される係合面および平坦な壁面を用いて、バンドの態様で特定された先端ローラの必要性を解消する。
【００２８】
図１２Ａおよび１２Ｂに示すように、分割されたタービンは、タービン渦巻ハウジングに従来のメリジオナル分割部８６を用いることによって実現し、タービンホイールに入るまで分割された２つのフローの流れを保持することができる。メリジオナル分割部によって、タービンは「パルス過給」を活用し、高圧パルスが近接するシリンダの上流に移動するのを防ぐことでシリンダの排気洗浄作用を向上させることが可能となる。図１２Ａおよび１２Ｂに示す分割された渦巻の他の要素及び機能は、図６Ａおよび６Ｂに示す分割されていない渦巻と同等である。
【００２９】
特許法に規定されるように本発明を詳しく記載してきたが、当該技術分野の当業者は本書に開示された特定の実施形態を改変および置換することを認識するであろう。このような改変は、以下の特許請求の範囲に規定されるような本発明の範囲および意図する範囲内となる。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６Ａ】
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【図６Ｂ】
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【図６Ｃ】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１Ａ】
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【図１１Ｂ】
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【図１１Ｃ】
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【図１２Ａ】
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【図１２Ｂ】
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