(57)【要約】【課題】ラジアルタービンインペラの強度設計のマージンを確保しつつ、小流量側から大流量側までの広い範囲での性能の向上を図ることができるラジアルタービン及び過給機を提供する。【解決手段】ラジアルタービンインペラ１１と、ラジアルタービンインペラ１１の前縁部１１Ａへ排気ガスを導くノズル流路２７Ａと、可変ノズルユニット２７とを備えるラジアルタービン１０であって、ラジアルタービンインペラ１１には、軸方向における後縁部１１Ｂまでの長さが互いに異なる第１タービンブレード１０１及び第２タービンブレード１０２が周方向に交互に配置されており、第２タービンブレード１０２は、上記軸方向において、第１タービンブレード１０１より短く、且つ、第１タービンブレード１０１のスロート位置よりも短く、ノズル流路２７Ａの流路幅より長いという構成を採用する。【選択図】図２
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
外周側から吹き付けられる流体を受けて軸周りの回転力を得るラジアルタービンインペラと、前記外周側に設けられて前記ラジアルタービンインペラの前縁部へ前記流体を導く導入路と、前記導入路の流路面積を可変させて前記ラジアルタービンインペラへ吹き付けられる前記流体の流量を調節する可変ノズル装置とを備えるラジアルタービンであって、
前記ラジアルタービンインペラには、前記軸方向における後縁部までの長さが互いに異なる第１タービンブレード及び第２タービンブレードが配設されており、
前記第２タービンブレードは、前記軸方向において、前記第１タービンブレードより短く、且つ、前記第１タービンブレードのスロート位置よりも短く、前記導入路の流路幅より長いことを特徴とするラジアルタービン。
【請求項２】
前記第１タービンブレードは、前記流体を受けた際の前記軸方向における負荷分布の最も高い位置を、前記第２タービンブレードの前記軸方向における長さの領域内に位置させる曲形状を有することを特徴とする請求項１に記載のラジアルタービン。
【請求項３】
内燃機関からの排気ガスにより駆動される排気タービンと、
前記排気タービンにより回転駆動されるコンプレッサインペラにより前記内燃機関に向けて圧縮空気を供給するコンプレッサとを備える過給機であって、
前記排気タービンとして、請求項１または２に記載のラジアルタービンを備えることを特徴とする過給機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ラジアルタービンおよび過給機に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
過給機（ターボチャージャ）は、内燃機関の排気ガスによりラジアルタービンを駆動させ、そのラジアルタービンインペラの回転軸に連結した圧縮機（コンプレッサ）のコンプレッサインペラを駆動させて空気を圧縮し、高圧になった空気を内燃機関に供給することで、エンジンの出力や効率を向上させるものである。近年の過給機では、ラジアルタービンインペラの上流に複数の可変翼（可変ノズルベーン）を備える可変ノズル装置を配置して、導入される排気ガスの小流量側から大流量側までの広い範囲での性能の向上を図っている。
【０００３】
ところで、上記可変ノズル装置を備えるラジアルタービンにおいては、小流量側での効率（排気ガスの流量に対する仕事（回転量）の効率）の向上が課題となっている。小流量側においてはタービンブレードの翼枚数が多い方が、効率が向上することが一般に知られているが、タービンブレードを多く設けると、タービンブレード間のピッチが狭くなり、最大流量を規定するタービンブレードのスロート面積が小さくなり最大流量が減少してしまうというトレードオフの関係がある。
【０００４】
特許文献１には、ラジアルタービンインペラに排ガスを導入する導入路を軸方向に可動させて流路面積を２段階で変化させ、流路面積が狭い小流量側に対応する短いタービンブレード及び流路面積が大きい大流量側に対応する長いタービンブレードを備えるラジアルタービンインペラが開示されている。このラジアルタービンによれば、小流量側では短長あわせた枚数のタービンブレードが排気ガスを受けるため効率の向上が図られ、一方の大流量側では上流に設定された可動部が作動することによりピッチ間の広い長いタービンブレードのスロートのみが有効になるため最大流量を確保できる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】米国特許出願公開第２００７／００３１２６１号明細書
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
ところで、上記のような短いタービンブレードと長いタービンブレードとをラジアルタービンインペラに設けるには、隣り合うタービンブレードの付根部の干渉を避けるため、従来と比べて長いタービンブレードの枚数を減らす設計変更をする必要がある。
ところが、長いタービンブレードの枚数を減らすと、大流量側で排気ガスを受けるブレード一枚あたりの仕事（負荷）が増えるため、特に大流量側において境界層剥離の発生を助長させ、効率が低下してしまうという問題がある。
【０００７】
本発明は、上記問題点に鑑みてなされたものであり、ラジアルタービンインペラにおいて小流量側から大流量側までの広い範囲での性能の向上を図ることができるラジアルタービン及び過給機の提供を目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記の課題を解決するために、本発明は、外周側から吹き付けられる流体を受けて軸周りの回転力を得るラジアルタービンインペラと、上記外周側に設けられて上記ラジアルタービンインペラの前縁部へ上記流体を導く導入路と、上記導入路の流路面積を可変させて上記ラジアルタービンインペラへ吹き付けられる上記流体の流量を調節する可変ノズル装置とを備えるラジアルタービンであって、上記ラジアルタービンインペラには、上記軸方向における後縁部までの長さが互いに異なる第１タービンブレード及び第２タービンブレードが配設されており、上記第２タービンブレードは、上記軸方向において、上記第１タービンブレードより短く、且つ、第１タービンブレードのスロート位置よりも短く、上記導入路の流路幅より長いという構成を採用する。
この構成を採用することによって、本発明では、第２タービンブレードが小流量側から大流量側までの領域で流体を受けて仕事をする。すなわち、小流量側においては、翼枚数の多い前縁部により仕事を取り出すことで、効率の向上を図ることができる。さらに、大流量側においても、第２タービンブレードが流体を受けて仕事をするので極端な効率の低下を抑制することができ、また、流体を受ける翼枚数が多いため、一枚あたりの負荷が低減される。加えて、第２タービンブレードが第１タービンブレードより短いため、第１タービンブレードの後縁部で最大流量を規定するスロート面積を確保でき、効率と最大流量とのトレードオフの関係を低減できる。
【０００９】
また、本発明においては、上記第１タービンブレードは、上記流体を受けた際の上記軸方向における負荷分布の最も高い位置を、上記第２タービンブレードの上記軸方向における長さの領域内に位置させる曲形状を有するという構成を採用する。
この構成を採用することによって、本発明では、第１タービンブレードに生じる負荷分布の最も高い部分を前縁部にシフトさせることで、大流量側においても第２タービンブレードと共に翼枚数の多い前縁部で主に仕事をさせることが可能となり、一枚あたりの負荷を低減させて性能低下を抑制することができる。
【００１０】
また、本発明においては、内燃機関からの排気ガスにより駆動される排気タービンと、上記排気タービンにより回転駆動されるコンプレッサインペラにより上記内燃機関に向けて圧縮空気を供給するコンプレッサとを備える過給機であって、上記排気タービンとして、先に記載のラジアルタービンを備えるという構成を採用する。
【発明の効果】
【００１１】
本発明によれば、外周側から吹き付けられる流体を受けて軸周りの回転力を得るラジアルタービンインペラと、上記外周側に設けられて上記ラジアルタービンインペラの前縁部へ上記流体を導く導入路と、上記導入路の流路面積を可変させて上記ラジアルタービンインペラへ吹き付けられる上記流体の流量を調節する可変ノズル装置とを備えるラジアルタービンであって、上記ラジアルタービンインペラには、上記軸方向における後縁部までの長さが互いに異なる第１タービンブレード及び第２タービンブレードが配設されており、上記第２タービンブレードは、上記軸方向において、上記第１タービンブレードより短く、且つ、第１タービンブレードのスロート位置よりも短く、上記導入路の流路幅より長いという構成を採用することによって、第２タービンブレードが導入路の流路幅より長いため、小流量側から大流量側までの領域で流体を受けて仕事をする。すなわち、小流量側においては、翼枚数の多い前縁部により仕事を取り出すことで、効率の向上を図ることができる。さらに、大流量側においても、第２タービンブレードが仕事をするので極端な効率の低下を抑制することができ、また、流体を受ける翼枚数が多いため、一枚あたりの負荷が低減される。加えて、第２タービンブレードが第１タービンブレードのスロート位置より短いため、第１タービンブレードの後縁部で最大流量を規定するスロート面積を確保でき、効率と最大流量とのトレードオフの関係を低減できる。
従って、本発明では、ラジアルタービンインペラにおいて、小流量側から大流量側までの広い範囲での性能の向上を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】本発明の実施形態におけるターボチャージャが設けられた駆動系の全体構成を示す概略図である。
【図２】本発明の実施形態におけるラジアルタービンの構成を示す断面図である。
【図３】本発明の実施形態におけるラジアルタービンインペラの構成を示す拡大図である。
【図４】図３における点線Ｌで沿ったタービンブレードの断面の曲形状を、軸方向位置と周方向位置とで示す図である。
【図５】本発明の実施形態におけるラジアルタービンの性能特性と、従来のラジアルタービンの性能特性とを比較する図である。
【発明を実施するための形態】
【００１３】
以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
図１は、本発明の実施形態におけるターボチャージャＴが設けられた駆動系１の全体構成を示す概略図である。
駆動系１は、空気を清浄化するエアクリーナ２と、燃料と空気との混合気体を燃焼させて駆動力を得るエンジン（内燃機関）３と、エアクリーナ２から供給される空気を圧縮してエンジン３に供給するターボチャージャ（過給機）Ｔと、ターボチャージャＴから排出される排気ガスを清浄化する排気ガス浄化装置４とを有している。
【００１４】
エアクリーナ２は、第１吸気管９１を介して導入された車両外部の空気から粉塵等を分離する濾過器である。エアクリーナ２と、ターボチャージャＴのコンプレッサ２０とは、第２吸気管９２によって互いに連結されている。エアクリーナ２によって清浄化された空気は、第２吸気管９２に導入される。
【００１５】
エンジン３は、ターボチャージャＴのコンプレッサ２０から供給される空気と、不図示の燃料供給装置から供給される燃料とを混合させた気体を燃焼させて駆動力を得る。コンプレッサ２０とエンジン３の給気口３ａとは、第３吸気管９３によって互いに連結され、エンジン３の排気口３ｂとターボチャージャＴのラジアルタービン１０とは、第１排気管９５によって互いに連結されている。
【００１６】
排気ガス浄化装置４は、排気ガスから有害物質を除去するための触媒である。なお、有効に有害物質を除去するために、排気ガス浄化装置４を所定の温度（例えば３００℃）以上に維持することが好ましい。ラジアルタービン１０と排気ガス浄化装置４とは、第２排気管９６によって互いに連結されている。排気ガス浄化装置４には、第３排気管９７が接続されており、清浄化された排気ガスは第３排気管９７に導入される。
【００１７】
ターボチャージャＴは、エンジン３から排出された排気ガスが導入されるラジアルタービン１０と、エアクリーナ２から導入される空気を圧縮するコンプレッサ２０とを有している。
【００１８】
ラジアルタービン１０の内部には、排気ガスの流動によって軸周りに回転するラジアルタービンインペラ１１が設けられ、コンプレッサ２０の内部には、空気を圧縮するコンプレッサインペラ２１が設けられている。なお、ラジアルタービンインペラ１１とコンプレッサインペラ２１とは、インペラ軸１２によって同軸で一体的に連結されており、インペラ軸１２は軸受け部３０に回転自在に支持されている。
【００１９】
続いて、図２〜図４を参照して本実施形態のラジアルタービン１０の構成について詳しく説明する。
図２は、本発明の実施形態におけるラジアルタービン１０の構成を示す断面図である。図３は、本発明の実施形態におけるラジアルタービンインペラ１１の構成を示す拡大図である。図４は、図３における点線Ｌで沿ったタービンブレードの断面の曲形状を、軸方向位置と周方向位置とで示す図である。
【００２０】
図２に示すように、ラジアルタービン１０は、ラジアルタービンインペラ１１を囲うタービンハウジング５と、ラジアルタービンインペラ１１の径方向外側に設けられるタービンスクロール流路１７と、第２排気管９６と連通するタービンハウジング出口１９とを有している。また、タービンハウジング５内のラジアルタービンインペラ１１の径方向外側には、略環状を呈する可変ノズルユニット（可変ノズル装置）２７が設置されている。
【００２１】
タービンスクロール流路１７は、ラジアルタービンインペラ１１を囲んで略環状に形成され、排気ガスを導入するための第１排気管９５と連通している。また、タービンスクロール流路１７は、可変ノズルユニット２７内のノズル流路（導入路）２７Ａと連通している。
【００２２】
可変ノズルユニット２７は、シュラウドリング３１と、シュラウドリング３１に対向して設置されるノズルリング２９と、シュラウドリング３１とノズルリング２９との間に保持される複数のノズルベーン（可変ノズルベーン）３７と、各ノズルベーン３７を同期して回転させる同期機構４３とを有している。なお、上述したノズル流路２７Ａは、シュラウドリング３１とノズルリング２９との間に形成される。
【００２３】
ノズルベーン３７は、ノズルリング２９とシュラウドリング３１の間に周方向で等間隔に複数設けられており、ラジアルタービンインペラ１１の回転軸と平行な軸周りに各々回転自在である。
【００２４】
同期機構４３は、略リング状を呈しノズルリング２９の後側に複数の連結ピン３３を介して固定されるサポートリング３５と、サポートリング３５により軸周りに回転自在に支持される駆動リング４７と、駆動リング４７の回転により各ノズルベーン３７の角度を調整する複数の同期用伝達リンク５１と、駆動リング４７を回転させる駆動用伝達リンク５９と、駆動用伝達リンク５９に連結されインペラ軸１２に平行な軸周りに回転自在に支持される駆動軸５５とを備えている。
なお、駆動軸５５の駆動用伝達リンク５９の逆側端部には駆動レバー５７が一体的に連結され、駆動レバー５７には不図示のシリンダ等のアクチュエータが連結されている。
【００２５】
ラジアルタービンインペラ１１は、図３に示すように、軸方向における後縁部１１Ｂまでの長さが互いに異なる第１タービンブレード１０１及び第２タービンブレード１０２を、周方向に交互に等ピッチで備えている。すなわち、ラジアルタービンインペラ１１を構成する翼形状を２種類として、排気ガスの入口側（前縁部１１Ａ側）では翼枚数を多くし、排気ガスの出口側（後縁部１１Ｂ側）では翼枚数を少なくしている。
【００２６】
本実施形態の第１タービンブレード１０１及び第２タービンブレード１０２の翼枚数は、それぞれ８枚となっている。なお、第１タービンブレード１０１のみで構成した通常のラジアルタービンインペラの翼枚数は１０枚であり、本実施形態では、ブレードの付根部の干渉を避けるために、通常と比べて第１タービンブレード１０１の枚数を２枚減らしている。
【００２７】
第２タービンブレード１０２は、図２に示すように、軸方向において第１タービンブレード１０１よりも短い（前縁部１１Ａ側は同じで後縁部１１Ｂ側が短い）。大流量側における最大流量は、スロート面積により規定され、該スロート面積は、ブレードの後縁部において隣接するブレードとそれを囲うハウジングとの間で形成する最小面積で定まる。すなわち、本実施形態では、第２タービンブレード１０２が第１タービンブレード１０１より短く、且つスロート位置（図３において符号Ｔｈで示す）よりも短いため、スロート面積に対してはピッチ間の広い第１タービンブレード１０１の後縁部１１Ｂが有効になり、該スロート面積を大きく形成することが可能となる。
【００２８】
また、第２タービンブレード１０２は、軸方向においてノズル流路２７Ａの流路幅（図３において符号Ｋ２で示す）よりも長い。したがって、第２タービンブレード１０２は、小流量側から大流量側までの範囲で常に排気ガスを受けることが可能な構成となっている。小流量側においては、翼枚数の多い前縁部１１Ａにより仕事を取り出すことで、効率の向上を図ることができる。同様に、大流量側においても、第２タービンブレード１０２が前縁部１１Ａにおいて仕事をする。また、前縁部１１Ａにおいては、排気ガスを受ける翼枚数が多いため、一枚あたりの負荷を低減することが可能となる。
以上のように、第２タービンブレード１０２の長さの上限は、スロート位置Ｔｈとの関係で長さＫ１となり、第２タービンブレード１０２の長さの下限は、ノズル流路２７Ａの流路幅との関係で長さＫ２となる。
【００２９】
なお、排気ガスの出口側においては、第１タービンブレード１０１のみであり、翼枚数が少ないため、翼一枚あたりの負荷が増える傾向にある。このため、第１タービンブレード１０１は、図４に示すような、曲形状（図３において点線Ｌで沿ったタービンブレードの断面の曲形状）を備える。
なお、図４における実線は、本実施形態における第１タービンブレード１０１の負荷分布変更形状を示し、点線は、従来形状を示す。また、図４においては、横軸に軸方向の位置をとり、縦軸に周方向の位置をとる。図４中の境界線Ａは、軸方向における第２タービンブレード１０２の長さの領域を示す。
【００３０】
図４に示すように、負荷分布変更形状及び従来形状は共に、軸方向において前縁部１１Ａから後縁部１１Ｂに向かうにつれて、周方向に２次的に曲がる。しかし、従来形状では、一度正転方向に向かって曲がった後、逆転方向に曲がるが、負荷分布変更形状では、初めから逆転方向に曲がる。さらに、両者は曲がりの逆転方向における変化が最も大きい位置（図４中、点Ｃ、点Ｃ´で示す）が異なっており、従来形状のよりも負荷分布変更形状の方が、前縁部１１Ａ側にシフトして、境界線Ａの内側に位置している。
【００３１】
ラジアルタービンインペラにおいては、ブレードの軸方向に対する周方向の曲がり（逆転方向）の変化が最も大きい部位が最も仕事をする（負荷を受ける）領域となる。本実施形態では、排気ガスを受けた際の軸方向における第１タービンブレード１０１の負荷分布の最も高い位置を前縁部１１Ａ側にシフトすることにより、負荷を入口側で受けることが可能となる。すなわち、大流量側においても、第２タービンブレード１０２と共に翼枚数の多い前縁部１１Ａで主に仕事をさせることが可能となり、出口側の第１タービンブレード１０１一枚あたりの負荷を低減させて効率低下を抑制することができる。
【００３２】
続いて、本実施形態におけるラジアルタービン１０の動作と、図５を参照して本実施形態におけるラジアルタービン１０の性能特性について説明する。
エンジン３から導入される排気ガスが小流量の場合、ラジアルタービン１０は、ノズル流路２７Ａの流路面積を絞るように可変ノズルユニット２７を駆動させる。このノズル流路２７Ａを通過した排気ガスは、高速で噴流のようにラジアルタービンインペラ１１の前縁部１１Ａに流入する。このとき、ラジアルタービンインペラ１１は衝動タービンとして作動し、主に前縁部１１Ａ側（入口側）で仕事をする。前縁部１１Ａには、第１タービンブレード１０１及び第２タービンブレード１０２が配置してあり翼枚数が多いので、有効に仕事を取り出すことができ、効率が向上する。
【００３３】
一方、エンジン３から導入される排気ガスが大流量の場合、ラジアルタービン１０は、ノズル流路２７Ａの流路面積を開くように可変ノズルユニット２７を駆動させる。このノズル流路２７Ａを通過した排気ガスは、小流量側と同じくラジアルタービンインペラ１１の前縁部１１Ａに流入する。第１タービンブレード１０１の曲形状は、図４のように負荷を前縁部１１Ａ側で受ける形状であるため、翼枚数の多い前縁部１１Ａにおいて主に仕事をすることができる。したがって、従来よりも第１タービンブレード１０１の翼枚数を少なくしたとしても、前縁部１１Ａの翼枚数が多い部位で負荷を受けることができ、結果、翼一枚あたりに加わる負荷を低減させて、効率低下を抑制することができる。加えて、大流量側の最大流量は、第１タービンブレード１０１の後縁部１１Ｂのみで規定されるため、効率と最大流量とのトレードオフの関係を低減できる。
【００３４】
図５は、本発明の実施形態におけるラジアルタービン１０の性能特性と、従来のラジアルタービンの性能特性とを比較する図である。図５においては、横軸に排気ガスの流量をとり、縦軸に排気ガスの流量に対する仕事の効率をとる。また、図５において、左側は小流量側を示し、右側は大流量側を示す。なお、ここで小流量側は、最大流量を１００％とした場合に３０％程度の範囲の流量のことを指す。
また、図５において、実線は本実施形態におけるラジアルタービンインペラ１１の性能特性を示し、点線は従来形状の長いブレードを１０枚配置したラジアルタービンインペラの性能特性を示し、一点鎖線は従来形状の長いブレードを１０枚より多く配置したラジアルタービンインペラの性能特性を示し、二点鎖線は従来形状の長いブレードを１０枚より少なく配置したラジアルタービンインペラの性能特性を示す。
【００３５】
図５に示すように従来のラジアルタービンインペラでは、小流量側の場合、翼枚数が多い方が、効率が高くなる傾向にある。一方、大流量側の場合、比較的流量の小さいときには翼枚数が多い方が効率が高いが、最大流量側に向かうにつれて翼枚数の多い方の効率が極端に下がる傾向がある。また、最大流量は、スロート面積を大きく確保できる翼枚数の少ない方が有利である。
本実施形態のラジアルタービンインペラ１１は、小流量側においては、翼枚数の多い前縁部１１Ａ側で仕事をするので翼枚数の多い方に近い性能特性を示し、また、大流量側においては、第１タービンブレード１０１のみでスロート面積を規定して最大流量を確保できるので翼枚数の少ない方に近い性能特性を示すこととなる。したがって、この図から、効率と最大流量とのトレードオフの関係が低減されていることがわかる。
【００３６】
従って、上述の本実施形態によれば、外周側から吹き付けられる排気ガスを受けて軸周りの回転力を得るラジアルタービンインペラ１１と、上記外周側に設けられてラジアルタービンインペラ１１の前縁部１１Ａへ排気ガスを導くノズル流路２７Ａと、ノズル流路２７Ａの流路面積を可変させてラジアルタービンインペラ１１へ吹き付けられる排気ガスの流量を調節する可変ノズルユニット２７とを備えるラジアルタービン１０であって、ラジアルタービンインペラ１１には、軸方向における後縁部１１Ｂまでの長さが互いに異なる第１タービンブレード１０１及び第２タービンブレード１０２が周方向に交互に配設されており、第２タービンブレード１０２は、軸方向において、第１タービンブレード１０１より短く、且つ、ノズル流路２７Ａの流路幅より長いという構成を採用することによって、第２タービンブレード１０２がノズル流路２７Ａの流路幅より長いため、小流量側から大流量側までの領域で排気ガスを受けて仕事をする。すなわち、小流量側においては、翼枚数の多い前縁部１１Ａにより仕事を取り出すことで、効率の向上を図ることができる。さらに、大流量側においても、第２タービンブレード１０２が仕事をするので効率の低下を抑制することができ、また、排気ガスを受ける翼枚数が多いため一枚あたりの負荷が低減される。加えて、第２タービンブレード１０２が第１タービンブレード１０１のスロート位置より短いため、第１タービンブレード１０１の後縁部１１Ｂのみで最大流量を規定するスロート面積を確保でき、効率と最大流量とのトレードオフの関係を低減できる。
従って、本実施形態では、ラジアルタービンインペラ１１における小流量側から大流量側までの広い範囲での性能の向上を図ることができる。
【００３７】
また、本実施形態においては、第１タービンブレード１０１は、排気ガスを受けた際の軸方向における負荷分布の大きい位置を、第２タービンブレード１０２の軸方向における長さの領域内（図４における境界線Ａの内側）に位置させる曲形状を有するという構成を採用することによって、第１タービンブレード１０１に生じる負荷分布の最も高い部分を前縁部１１Ａにシフトさせることで、第２タービンブレード１０２と共に翼枚数の多い前縁部１１Ａで主に仕事をさせることが可能となり、一枚あたりの負荷を低減させて効率低下を抑制することができる。
【００３８】
以上、図面を参照しながら本発明の好適な実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるものではない。上述した実施形態において示した各構成部材の諸形状や組み合わせ等は一例であって、本発明の主旨から逸脱しない範囲において設計要求等に基づき種々変更可能である。
【符号の説明】
【００３９】
３…エンジン（内燃機関）、６…ウェイストゲートバルブ、１０…ラジアルタービン、１１…ラジアルタービンインペラ、１１Ａ…前縁部、１１Ｂ…後縁部、２０…コンプレッサ、２１…コンプレッサインペラ、２７…可変ノズルユニット（可変ノズル装置）、２７Ａ…ノズル流路（導入路）、１０１…第１タービンブレード、１０２…第２タービンブレード、Ｔ…ターボチャージャ（過給機）、Ｋ２…流路幅、Ｔｈ…スロート位置
【図１】
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【図２】
2011117344.tif 000004
【図３】
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【図４】
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【図５】
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