WO2011105090A1 - 可変容量型ターボチャージャ - Google Patents

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introduction wall
exhaust introduction
rear exhaust
nozzle
wall
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松山　良満
智裕 井上
康隆 酒井
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株式会社Ihi
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    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/24—Casings; Casing parts, e.g. diaphragms, casing fastenings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D17/00—Regulating or controlling by varying flow
    • F01D17/10—Final actuators
    • F01D17/12—Final actuators arranged in stator parts
    • F01D17/14—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits
    • F01D17/16—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of nozzle vanes
    • F01D17/165—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of nozzle vanes for radial flow, i.e. the vanes turning around axes which are essentially parallel to the rotor centre line
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
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    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/40—Application in turbochargers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2240/00—Components
    • F05D2240/55—Seals
    • F05D2240/58—Piston ring seals

Definitions

  • the present invention relates to a variable displacement turbocharger that can improve turbine efficiency with a simple configuration and that enables smooth operation of nozzle vanes.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing the overall structure of a variable capacity turbocharger to which the present invention is applied.
  • a turbine housing 1 and a compressor housing 2 are integrally assembled by fastening bolts 3 a and 3 b via a bearing housing 3, and a turbine impeller 4 disposed in the turbine housing 1 and an inside of the compressor housing 2 are assembled.
  • a compressor impeller 5 disposed on the turbine housing 7 is connected to a bearing housing 3 by a turbine shaft 7 rotatably supported via a bearing 6.
  • An exhaust nozzle 9 for guiding exhaust gas introduced into the scroll passage 8 of the turbine housing 1 to the turbine impeller 4 is provided on the turbine housing side of the bearing housing 3.
  • the exhaust nozzle 9 is integrated by, for example, fixing members 12 provided at three locations in the circumferential direction in a state where a front exhaust introduction wall 10 on the bearing housing 3 side and a rear exhaust introduction wall 11 on the turbine housing 1 side maintain a predetermined interval. Is assembled. Further, a mounting member 13 is fixed to the front surface (side surface of the bearing housing 3) of the front exhaust introduction wall 10, and when the turbine housing 1 and the bearing housing 3 are assembled, the mounting member 13 is connected to the turbine housing 1 and the bearing. The exhaust nozzle 9 is fixed by being sandwiched between the housing 3. Further, the exhaust nozzle 9 is positioned with respect to the bearing housing 3 by the positioning pins 14 during the assembly.
  • a plurality of nozzle vanes 15 are arranged at equal intervals in the circumferential direction between the front exhaust introduction wall 10 and the rear exhaust introduction wall 11.
  • 17 a, 17 b, 17 c and 17 d are link type transmission mechanisms for adjusting the opening / closing angle of the nozzle vane 15, and 18 is a scroll passage formed in the compressor housing 2.
  • a space 19 is provided between the rear exhaust introduction wall 11 and the turbine housing 1 in the exhaust nozzle 9.
  • This gap 19 is originally unnecessary, but the deformation and accuracy are caused by the fact that the turbine housing 1 undergoes thermal deformation between the cold time and the hot time, and there are variations in accuracy among the assembled parts. It is provided to absorb the variation of
  • an annular concave groove 22 is provided on the outer peripheral surface of the extending portion 11 ′ of the rear exhaust introduction wall 11, and normally two sealing piston rings 21 are provided in the concave groove 22.
  • the sealing device 23 is configured by shifting the positions so that the respective notches do not overlap with each other, and the outer peripheral surface of the sealing piston ring 21 is applied to the inner surface 1 ′ of the turbine housing 1 by the elastic force. Gas leak is prevented by pressure bonding.
  • the sealing device 23 is devised in various ways in order to prevent gas leakage from the gap 19, but the structure of the sealing device 23 is devised in this way. However, it has been found that it is difficult to significantly improve the efficiency of the turbine and there is a limit.
  • the present inventors have conducted various examinations and tests on the factors affecting the turbine efficiency in addition to the gas leak problem. As a result, the turbine efficiency decreases when the exhaust gas disturbance at the turbine impeller outlet 20 is large. I found out.
  • the scroll passage Since the pressure in the gap 19 to which the pressure 8 directly acts becomes larger than the pressure in the exhaust nozzle 9, the exhaust gas having a high pressure in the gap 19 causes the clearance between the vane shaft 16b and the through hole 24 (see FIG. 2). It flows to the downstream of the exhaust nozzle 9 through. At this time, there is a clearance in advance between the nozzle vane 15 and the front exhaust introduction wall 10 and the rear exhaust introduction wall 11 so that the nozzle vane 15 can be rotated. There are individual differences depending on the charger.
  • each vane shaft 16b of each nozzle vane 15 is pushed by the exhaust gas from the high-pressure gap 19 and the nozzle vane 15 moves toward the front exhaust introduction wall 10, whereby each nozzle vane 15 and rear exhaust introduction wall 11 It was found that clearance occurred during Accordingly, high-pressure exhaust gas flows downstream of the exhaust nozzle 9 through the clearance between each nozzle vane 15 and the rear exhaust introduction wall 11, and the exhaust gas flow greatly disturbs the exhaust gas at the outlet of the turbine impeller 4, and this disturbance The knowledge that the efficiency of a turbine falls was acquired.
  • the present applicant prevents the problem that the exhaust gas in the scroll passage 8 leaks to the turbine impeller 4 side through the gap 19, and the high-pressure exhaust gas in the gap 19 passes through the vane shaft 16a and its through hole 24 (see FIG. No. 2) and a turbocharger that has been prevented from flowing downstream of the exhaust nozzle 9 through the clearance between each nozzle vane 15 and the rear exhaust introduction wall 11 (Patent Document 2).
  • the entire front exhaust introduction wall 10 has a disk shape, but the rear exhaust introduction wall 11 has a disk portion on the outer peripheral side, as in Patent Document 1.
  • the inner peripheral side is an extending portion 11 ′ bent toward the downstream side in the axial direction along the outer shape of the turbine impeller 4.
  • the disc-shaped front exhaust introduction wall 10 is deformed only in the direction in which the diameter increases as a whole, whereas the rear exhaust introduction having the extending portion 11 ′ is introduced.
  • the wall 11 has a high rigidity strength of the extending portion 11 ′, deformation of the flat plate portion in the radial direction is suppressed by the extending portion 11 ′.
  • the flat plate portion is on the front exhaust introduction wall 10 side. Deforms to fall down. As a result, there is a concern that the flat plate portion may come into contact with the nozzle vane 15 and hinder the movement of the nozzle vane 15.
  • the present invention has been made in view of the above problems, and can prevent a problem that the front exhaust introduction wall and the rear exhaust introduction wall are deformed in directions other than the radial direction with a simple configuration, and can ensure a stable movement of the nozzle vane.
  • the present invention intends to provide such a variable capacity turbocharger.
  • the present invention has a gap between the rear exhaust introduction wall of the exhaust nozzle that holds the nozzle vane between the front exhaust introduction wall and the rear exhaust introduction wall and the turbine housing, and the exhaust gas in the scroll passage passes through the gap through the turbine.
  • this is a variable capacity turbocharger in which a sealing device is installed upstream of the exhaust gas from the position of the through hole for penetrating the vane shaft provided in the rear exhaust introduction wall.
  • Each of the front exhaust introduction wall and the rear exhaust introduction wall has a disc shape, and a step portion in which the disc-shaped rear exhaust introduction wall is fitted with the gap is provided in the turbine housing. This relates to a capacity-type turbocharger.
  • the front exhaust introduction wall and the rear exhaust introduction wall have the same linear expansion coefficient.
  • the sealing device may be a sealing piston ring, and the sealing device may be a disc spring seal.
  • each of the front exhaust introduction wall and the rear exhaust introduction wall is formed into a disk shape, and a gap is formed in a step portion formed in the turbine housing with the disk-shaped rear exhaust introduction wall. Since the front exhaust introduction wall and the rear exhaust introduction wall are deformed in a direction other than the radial direction with a simple configuration, it is possible to secure a stable movement of the nozzle vane. Can have an effect.
  • FIG. 4b is a cross-sectional view of yet another embodiment of the present invention with a sealing device similar to FIG. 4a.
  • FIG. 2 shows an embodiment of the present invention.
  • the rear exhaust introduction wall 11 provided with the extending portion 11 ′ is a disc-shaped rear exhaust introduction wall 51.
  • each of the front exhaust introduction wall 10 and the rear exhaust introduction wall 51 has a disk shape.
  • the disc-shaped rear exhaust introduction wall 51 and the disc-shaped front exhaust introduction wall 10 are preferably formed of the same material or a material having an equivalent linear expansion coefficient. As described above, by making the linear expansion coefficients of the rear exhaust introduction wall 51 and the front exhaust introduction wall 10 equal, the vane shafts 16a and 16b fixed to both sides of the nozzle vane 15 are connected to the rear exhaust introduction wall 51 and the front exhaust introduction. It is always supported coaxially by the wall 10.
  • the turbine housing 1 is formed with an extension 39 that extends to a position spaced apart from the outer peripheral surface of the rear exhaust introduction wall 51 by a predetermined distance.
  • a step 50 is formed in which the rear exhaust introduction wall 51 is fitted with a gap 19.
  • the gap 19 is set in consideration of the respective linear expansion coefficients so that the turbine housing 1 and the rear exhaust introduction wall 51 do not come into contact with each other.
  • a sealing device 25 for preventing the exhaust gas in the scroll passage 8 from leaking to the turbine impeller 4 side through the gap 19 between the turbine housing 1 and the rear exhaust introduction wall 51 is provided with a vane.
  • the shaft 16b is installed on the upstream side of the exhaust gas (on the scroll passage 8 side) from the position of the through hole 24 that penetrates the rear exhaust introduction wall 51.
  • a concave groove 22 extending in the circumferential direction is formed on the outer peripheral surface of the rear exhaust introduction wall 51, and the inner peripheral surface of the extension portion 39 and the outer peripheral surface of the rear exhaust introduction wall 51.
  • a flange 35 formed so as to cover the through hole 24 is formed in a fixed portion of the vane shafts 16a and 16b fixed to the nozzle vane 15 so as to penetrate the front exhaust introduction wall 10 and the rear exhaust introduction wall 51. Provided. Providing such a flange 35 can suppress the problem that foreign matter enters the through hole 24 and the problem that exhaust gas moves to the gap 19 through the through hole 24. Furthermore, by using the pressure of the exhaust gas acting on the rod 35, a sufficient force for moving the nozzle vane 15 toward the rear exhaust introduction wall 51 can be obtained as will be described later.
  • FIG. 3a is a cross-sectional view of the exhaust nozzle unit assembled integrally with the exhaust nozzle 9 of FIG. 2, and FIG. 3b is a front view of the exhaust nozzle unit of FIG.
  • the exhaust nozzle unit U has a vane shaft 16a in a through hole 24 between a disc-shaped rear exhaust introduction wall 51 having the concave groove 22 formed on the outer periphery and a disc-shaped front exhaust introduction wall 10.
  • a plurality of nozzle vanes 15 penetrating through 16b are disposed, and a rotating ring 52 is held between the front exhaust introduction wall 10 and the mounting member 13 on the front surface (the right side surface in FIG. 3a).
  • a guide ring 53 is disposed, and the rear exhaust introduction wall 51, the front exhaust introduction wall 10, the attachment member 13, and the guide ring 53 are fastened by the fixing members 12 provided at three locations,
  • the exhaust nozzle unit U is assembled.
  • the end of the vane shaft 16b of the nozzle vane 15 is fixed to the inner end of the transmission link 54, and the outer end of the transmission link 54 has the same number as the nozzle vane 15 on the inner peripheral surface of the rotating ring 52.
  • the engaging recess 55 is formed at intervals.
  • the exhaust nozzle unit U assembled as shown in FIGS. 3a and 3b is fitted with the flat plate-shaped rear exhaust introduction wall 51 with a gap 19 in a step 50 provided on the front surface of the turbine housing 1 in FIG.
  • the flange portion 13 ′ of the mounting member 13 is assembled by being sandwiched and fastened by the turbine housing 1 and the bearing housing 3.
  • the operation shown in FIG. 2 is as follows.
  • the variable capacity turbocharger shown in FIG. 2 includes an inner peripheral surface of an extension 39 in a step 50 provided on the front surface of the turbine housing 1, and a rear part of an exhaust nozzle unit U assembled as shown in FIGS. 3a and 3b.
  • the sealing piston ring 21 is arranged between the groove 22 formed on the outer peripheral surface of the exhaust introduction wall 51, and the rear exhaust introduction wall 51 is fitted to the step portion 50.
  • the mounting member 13 The flange portion 13 'is sandwiched between the turbine housing 1 and the bearing housing 3 shown in FIG. Then, the rear exhaust introduction wall 51 comes to be disposed with the gap 19 in the step portion 50 formed in the turbine housing 1.
  • the front exhaust introduction wall 10 and the rear exhaust introduction wall 51 that constitute the exhaust nozzle 9 have a simple disk-shaped configuration, respectively, and therefore, the disk-shaped front exhaust introduction wall 10.
  • the rear exhaust introduction wall 51 is freely deformed only in the radial direction.
  • the rear exhaust introduction wall 11 having the extending portion 11 ′ in FIG. 1 has a problem of deforming so as to fall in a direction other than the radial direction.
  • such deformation is suppressed.
  • the problem that an excessive force acts on the nozzle vane 15 is prevented, so that the nozzle vane 15 can always maintain a stable rotational operation.
  • the sealing device 25 in which the sealing piston ring 21 is disposed between the inner peripheral surface of the extension 39 and the concave groove 22 formed in the outer peripheral surface of the rear exhaust introduction wall 51 includes the scroll passage 8. This prevents the problem that the exhaust gas leaks through the gap 19 between the turbine housing 1 and the rear exhaust introduction wall 51.
  • the sealing device 25 is installed on the upstream side (scroll passage 8 side) of exhaust gas from the position of the through hole 24 where the vane shaft 16b penetrates the rear exhaust introduction wall 51, the sealing device 25 However, the pressure P2 is low in the downstream gap 19 and the pressure P1 in the exhaust nozzle 9 is in a state of P1> P2. For this reason, the exhaust gas in the exhaust nozzle 9 flows into the gap 19 downstream of the sealing device 25 as indicated by an arrow B. Furthermore, since the nozzle vane 15 is pushed and displaced toward the rear exhaust introduction wall 51 due to the pressure difference of P1> P2, the clearance between each nozzle vane 15 and the rear exhaust introduction wall 51 is minimized.
  • the vane shaft 16b penetrating the rear exhaust introduction wall 51 is provided with a flange 35 covering the through hole 24 in the fixing portion to the nozzle vane 15 so that the pressure of the exhaust gas in the exhaust nozzle 9 acts on the flange 35. Therefore, the flange 35 is pressed against the rear exhaust introduction wall 51 so as to close the through hole 24. Then, the leakage of the exhaust gas indicated by the arrow B is reduced, and the amount of exhaust gas guided to the turbine impeller 4 is increased, whereby the efficiency of the turbine impeller 4 is increased. Even if the spear 35 is not provided, the pressure P2 acting on the gap 19 of the vane shaft 16b becomes smaller than that in the case of FIG. 1, so that the nozzle vane 15 moves to the rear exhaust introduction wall 51 side. However, it is preferable to provide the flange 35 as described above because the nozzle vane 15 moves to the rear exhaust introduction wall 51 side more reliably.
  • FIG. 4 a shows another embodiment of the present invention having a sealing device 25 different from that in FIG. 2, in which the turbine housing 1 is opposed to the vertical surface of the rear exhaust introduction wall 51 and has a gap.
  • a stepped portion 27 that is recessed toward the turbine housing 1 from the inner peripheral side portion 26 is provided at the outer peripheral side position of the inner peripheral side portion 26 of the stepped portion 50 forming the stepped portion 19, and the stepped portion 27 and the rear exhaust introduction wall 51 are provided.
  • a ring-shaped disc spring seal 28 is provided between the rear surface and the rear surface.
  • the step portion 27 has a facing surface 27a that is parallel to the rear exhaust introduction wall 51 (perpendicular to the axial center line of the turbine impeller 4) and a diameter that decreases from the inner peripheral side portion 26 toward the turbine housing 1 side. It is formed by the annular taper surface 27b formed in this way.
  • the bottom surface of the stepped portion 27 may not be the tapered surface 27b, but may be a cylindrical surface having a constant diameter in the axial center line direction. Can hold.
  • the bottom surface of the stepped portion 27 is the tapered surface 27b, the disc spring seal 28 can be held more stably, and as a result, the sealing effect can be improved. Further, for example, when assembling a variable capacity turbocharger, it is possible to prevent a problem that the disc spring seal 28 moves and falls off the stepped portion 27.
  • the disc spring seal 28 has a notch 38 in which a part of the circumference is notched with a width of about 0.2 to 0.8 mm as shown by a two-dot chain line in FIG. 4B.
  • the disc spring seal 28 has a linear portion 30 that is bent so as to approach the facing surface 27a at a position close to the inner peripheral end 29, and then bent outward and abuts against the facing surface 27a.
  • it has a substantially S-shape bent so as to approach the rear exhaust introduction wall 51 from the straight portion 30.
  • the inner peripheral end 29 of the disc spring seal 28 is easily press-fitted into the tapered surface 27b. It is difficult to get out of the stepped portion 27.
  • the outer peripheral end 31 of the disc spring seal 28 has an inclined portion 32 extending inclinedly from the straight portion 30 so as to approach the rear exhaust introduction wall 51, and the outer peripheral portion of the inclined portion 32 is the rear exhaust. After forming the curved portion 33 that contacts the introduction wall 51, the curved portion 33 is curved away from the rear exhaust introduction wall 51. Accordingly, the disc spring seal 28 has a substantially frustoconical shape in which the positions of the inner peripheral end 29 and the outer peripheral end 31 are shifted in the direction along the axial center line.
  • the height in the axial center line direction due to the frustoconical shape of the disc spring seal 28 is such that when the inner peripheral end 29 is fitted to the tapered surface 27b and the linear portion 30 is brought into contact with the opposing surface 27a, A curved portion 33 on the outer periphery is formed at a height at which it is crimped to the rear surface of the rear exhaust introduction wall 51 with a predetermined force.
  • the disc spring seal 28 installed by being fitted to the tapered surface 27b of the stepped portion 27 of FIG. 4a has a height in the axial center line direction between the straight portion 30 and the curved portion 33 due to the frustoconical shape of the disc spring seal 28. Since the distance between the opposing surface 27a and the rear surface of the rear exhaust introduction wall 51 is higher, the straight portion 30 of the disc spring seal 28 is crimped to the opposing surface 27a when the assembly of the variable displacement turbocharger is performed.
  • the curved portion 33 at the outer peripheral end 31 of the disc spring seal 28 is pressure-bonded to the rear surface of the rear exhaust introduction wall 51.
  • the front exhaust introduction wall 10 and the rear exhaust introduction wall 51 constituting the exhaust nozzle 9 each have a simple disk-shaped configuration.
  • the exhaust introduction wall 10 and the rear exhaust introduction wall 51 can be freely deformed only in the radial direction, and deformation in a direction other than the radial direction is suppressed, so that an unreasonable force acts on the nozzle vane 15. Therefore, the nozzle vane 15 can ensure a stable rotational operation.
  • FIG. 5 shows another embodiment similar to the sealing device 25 shown in FIG. 4 a, in which the turbine housing 1 forms a gap 19 so as to face the vertical surface of the rear exhaust introduction wall 51.
  • a stepped portion 36 deeper than the stepped portion 27 of FIG. 4 a is provided at the outer peripheral position of the inner peripheral side portion 26, and a disc spring seal 37 is provided between the stepped portion 36 and the rear surface of the rear exhaust introduction wall 51.
  • the step portion 36 is formed by a notch surface 36 a formed to face the rear exhaust introduction wall 51 and a cylindrical surface 36 b parallel to the axial center line of the turbine shaft 7.
  • the disc spring seal 37 has a ring shape having a notch 38 that is partly cut out at a width of about 0.2 to 0.8 mm as shown by a two-dot chain line in FIG.
  • the inner peripheral end 29 is bent in a direction away from the rear exhaust introduction wall 51 and is fitted to the cylindrical surface 36b so as to be densely movable. It has a frustoconical shape whose diameter is increased toward the exhaust introduction wall 51, and a curved portion 33 formed at the outer peripheral end 31 comes into contact with the rear surface of the rear exhaust introduction wall 51.
  • the disc spring seal 37 installed by being fitted to the cylindrical surface 36b of the stepped portion 36 in FIG. 5 is formed by the pressure of the exhaust gas in the scroll passage 8 (the differential pressure between the pressure of the scroll passage 8 and the pressure of the gap 19).
  • the curved portion 33 of the outer peripheral end 31 is automatically pressed against the rear surface of the rear exhaust introduction wall 51.
  • the disc spring seal 37 is preliminarily formed so that the diameter thereof is reduced and the notched portion 38 shown in FIG.
  • the sealing device 25 by the disc spring seal 37 can prevent the problem that the exhaust gas in the scroll passage 8 gas leaks through the gap 19 between the turbine housing 1 and the rear exhaust introduction wall 51.
  • the front exhaust introduction wall 10 and the rear exhaust introduction wall 51 constituting the exhaust nozzle 9 have a simple disc-shaped configuration, so that the disc-shaped front portion
  • the exhaust introduction wall 10 and the rear exhaust introduction wall 51 can be freely deformed only in the radial direction, and deformation in a direction other than the radial direction is suppressed, so that an unreasonable force acts on the nozzle vane 15. Therefore, the nozzle vane 15 can ensure a stable rotational operation.
  • this invention is not limited only to the said form, Of course, a various change can be added in the range which does not deviate from the summary of this invention.
  • each of the front exhaust introduction wall and the rear exhaust introduction wall is formed into a disc shape, and the step portion in which the disc-shaped rear exhaust introduction wall is fitted with a gap is disposed in the turbine.

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Abstract

ノズルベーン１５を前部排気導入壁１０と後部排気導入壁５１で挾持する排気ノズル９の後部排気導入壁５１とタービンハウジング１との間に隙間１９を有しており、スクロール通路８の排ガスが隙間１９を通してタービンインペラ４側へ漏出するのを防止するために、後部排気導入壁５１に備えたベーン軸１６ａ貫通ための貫通孔２４の位置よりも排ガスの上流側にシール装置２５を設置しているターボチャージャであって、前部排気導入壁１０と後部排気導入壁５１の夫々を円板形状とし、円板形状の後部排気導入壁５１が隙間１９を有して嵌合する段部５０をタービンハウジング１に備える。

Description

可変容量型ターボチャージャ
　本発明は、簡単な構成によりタービン効率を向上させることができ、且つ、ノズルベーンの円滑な作動が可能にできる可変容量型ターボチャージャに関する。
　図１は本発明を適用する可変容量型ターボチャージャの全体構造を示す縦断面図である。このターボチャージャは、タービンハウジング１とコンプレッサハウジング２とが軸受ハウジング３を介して締結ボルト３ａ，３ｂにより一体的に組み立てられており、タービンハウジング１内に配置されるタービンインペラ４とコンプレッサハウジング２内に配置されるコンプレッサインペラ５が、軸受ハウジング３に軸受６を介して回転自在に支承されたタービン軸７により連結されている。
　上記軸受ハウジング３のタービンハウジング側には、タービンハウジング１のスクロール通路８に導入される排ガスを前記タービンインペラ４に導くための排気ノズル９が設けられる。
　排気ノズル９は、軸受ハウジング３側の前部排気導入壁１０とタービンハウジング１側の後部排気導入壁１１とが所要の間隔を保持した状態で例えば周方向３箇所に設けた固定部材１２により一体に組み立てられている。更に、前部排気導入壁１０の前面（軸受ハウジング３側面）には取付部材１３が固定されており、前記タービンハウジング１と軸受ハウジング３との組立時に、前記取付部材１３をタービンハウジング１と軸受ハウジング３とで挟持することにより前記排気ノズル９を固定している。更に、上記組立時に、前記排気ノズル９は位置決めピン１４によって軸受ハウジング３に対して位置決めされている。
　前部排気導入壁１０と後部排気導入壁１１との相互間には複数のノズルベーン１５が周方向に等間隔で配置されており、図１では、各ノズルベーン１５の両側に同軸で固定したベーン軸１６ａ，１６ｂが前部排気導入壁１０と後部排気導入壁１１を夫々貫通しており、ノズルベーン１５は両持ちの状態で回転可能に支持されている。図１中、１７ａ，１７ｂ，１７ｃ，１７ｄは前記ノズルベーン１５の開閉角度を調節するためのリンク式の伝達機構、１８はコンプレッサハウジング２に形成されたスクロール通路である。
　又、排気ノズル９における後部排気導入壁１１とタービンハウジング１との間には隙間（space）１９が設けられている。この隙間１９は本来不要なものであるが、タービンハウジング１が冷間時と熱間時との間で熱変形を起すこと、及び組み立て部品に精度上のばらつきがあること等から前記変形や精度のばらつきを吸収するために設けられる。
　上記隙間１９があると、スクロール通路８の排ガスが隙間１９を通してタービンインペラ出口２０に無駄に漏出されてしまうことから、この隙間１９を閉塞するために、後部排気導入壁１１が下流側へ延設された延設部１１'を設け、該延設部１１'の外周面と、この延設部１１'に対向するタービンハウジング１の内面１'との間にシール用ピストンリング２１を配置して、ガスリークを防止すると共に熱変形を吸収するようにしたものが提案されている（特許文献１参照）。
　上記特許文献１では図１に示すように、後部排気導入壁１１の延設部１１'の外周面に環状の凹溝２２を設け、この凹溝２２に、通常２枚のシール用ピストンリング２１を夫々の切欠部が重ならないように位置をずらして配置することによりシール装置２３を構成しており、前記シール用ピストンリング２１は弾撥力によってその外周面がタービンハウジング１の内面１'に圧着することによりガスリークを防止している。
　図１に示したターボチャージャにおいては、隙間１９からのガスリークを防止するためにシール装置２３を種々工夫して設けることが行われているが、このようにシール装置２３の構造に工夫を凝らしてもタービンの効率を大幅に向上させることは困難であり、限界があることが判明した。
　このため、本発明者らは、上記ガスリークの問題以外にタービンの効率に影響を及ぼす要因について種々検討・試験を実施した結果、タービンインペラ出口２０の排ガスの乱れが大きいとタービンの効率が低下することを突き止めた。
　図１に示すシール装置２３のように、後部排気導入壁１１の延設部１１'の外周面とタービンハウジング１の内面１'との間にシール用ピストンリング２１を備えた構成では、スクロール通路８の圧力が直接作用する隙間１９の圧力が、排気ノズル９内の圧力よりも大きくなるために、隙間１９の高い圧力の排ガスがベーン軸１６ｂとその貫通孔２４（図２参照）とのクリアランスを通して排気ノズル９の下流に流れることになる。この時、ノズルベーン１５と前部排気導入壁１０及び後部排気導入壁１１との間には、ノズルベーン１５を回動可能にするためにクリアランスが予め存在しており、且つこのクリアランスの大きさはターボチャージャによって個体差がある。従って、前記各ノズルベーン１５の各ベーン軸１６ｂは圧力が高い隙間１９からの排ガスにより押されてノズルベーン１５が前部排気導入壁１０側へ移動することにより、各ノズルベーン１５と後部排気導入壁１１との間にクリアランスが生じることが判明した。従って、各ノズルベーン１５と後部排気導入壁１１との間のクリアランスを通って高い圧力の排ガスが排気ノズル９の下流に流れ、この排ガスの流れによってタービンインペラ４出口の排ガスが大きく乱れ、この乱れによってタービンの効率が低下するという知見を得た。
　このため、本出願人は、スクロール通路８の排ガスが前記隙間１９を通してタービンインペラ４側に漏出する問題を防止すると共に、隙間１９の高い圧力の排ガスが、ベーン軸１６ａとその貫通孔２４（図２参照）との間のクリアランス及び各ノズルベーン１５と後部排気導入壁１１との間のクリアランスを通して排気ノズル９の下流に流れることを防止するようにしたターボチャージャを既に出願した（特許文献２）。
特開２００６－１２５５８８号公報 特開２００９－１４４５４５号公報
　特許文献２のターボチャージャによれば、隙間１９によるタービンインペラ４側へのガスリークの問題及びタービンインペラ４出口の排ガスの乱れの問題を防止してタービンの効率を効果的に高めることができる。
　しかし、特許文献２においては、前部排気導入壁１０は全体が円板形状となっているが、後部排気導入壁１１は、前記特許文献１と同様に、外周側は円板部となっているのに対して内周側はタービンインペラ４の外形形状に沿って軸方向下流側へ曲げられた延設部１１'となっている。このため、高温の排ガスによって加熱されると、前記円板形状の前部排気導入壁１０は全体的に径が増加する方向にのみ変形するのに対し、延設部１１'を有する後部排気導入壁１１は、延設部１１'の剛性強度が高いために平板部の径方向への変形が延設部１１'によって抑制されてしまい、このために、平板部が前部排気導入壁１０側へ倒れ込むように変形する。この結果、平板部がノズルベーン１５と接触してノズルベーン１５の動きを阻害するという懸念を有していた。
　本発明は、上記課題に鑑みてなしたもので、簡単な構成により前部排気導入壁及び後部排気導入壁が径方向以外方向に変形する問題を防止して、ノズルベーンの安定した動きを確保できるようにした可変容量型ターボチャージャを提供しようとするものである。
　本発明は、ノズルベーンを前部排気導入壁と後部排気導入壁で挾持する排気ノズルの前記後部排気導入壁とタービンハウジングとの間に隙間を有しており、スクロール通路の排ガスが前記隙間を通してタービンインペラ側へ漏出するのを防止するために、前記後部排気導入壁に備えたベーン軸貫通ための貫通孔の位置よりも排ガスの上流側にシール装置を設置している可変容量型ターボチャージャであって、前記前部排気導入壁と前記後部排気導入壁の夫々を円板形状とし、円板形状の後部排気導入壁が前記隙間を有して嵌合する段部を前記タービンハウジングに備えた可変容量型ターボチャージャ、に係るものである。
　上記可変容量型ターボチャージャにおいて、前記前部排気導入壁と後部排気導入壁は、同等の線膨張係数を有していることが好ましい。
　上記可変容量型ターボチャージャにおいて、前記シール装置はシール用ピストンリングであってもよく、又、前記シール装置は皿ばねシールであってもよい。
　本発明の可変容量型ターボチャージャによれば、前部排気導入壁と後部排気導入壁の夫々を円板形状とし、円板形状の後部排気導入壁を前記タービンハウジングに形成した段部に隙間を有して嵌合配置したので、簡単な構成にて前部排気導入壁及び後部排気導入壁が径方向以外の方向に変形する問題を防止して、ノズルベーンの安定した動きを確保できるという優れた効果を奏し得る。
本発明を適用する可変容量型ターボチャージャの全体構造を示す縦断面図である。 本発明の一実施例を示す排気ノズル近傍の断面図である。 図２の排気ノズルを有して一体に組み立てられた排気ノズルユニットを示す断面図である。 図３ａの排気ノズルユニットをＩＩＩ方向から見た正面図である。 図２とは異なるシール装置を備えた本発明の他の実施例を示す断面図である。 図４ａの皿ばねシールの正面図である。 図４ａに類似したシール装置を備えた本発明の更に他の実施例を示す断面図である。
　以下、本発明の実施の形態を添付図面を参照して説明する。
　図２は本発明の一実施例を示すもので、図１の可変容量型ターボチャージャにおいては延設部１１'を備えていた後部排気導入壁１１を、円板形状の後部排気導入壁５１とし、これにより、前部排気導入壁１０と後部排気導入壁５１を夫々が円板形状とした。又、円板形状の後部排気導入壁５１と円板形状の前部排気導入壁１０は、同一の材料によって形成するか、又は、同等の線膨張係数を有する材料によって形成することが好ましく、このように、後部排気導入壁５１と前部排気導入壁１０の線膨張係数を等しくすることにより、ノズルベーン１５の両側に固定されるベーン軸１６ａ，１６ｂは、後部排気導入壁５１と前部排気導入壁１０により常に同軸上に支持される。
　一方、前記タービンハウジング１には、後部排気導入壁５１の外周面に対して所要の間隔を隔てた位置まで延びた延長部３９が形成してあり、延長部３９を形成した前記タービンハウジング１の前面には、前記後部排気導入壁５１が隙間１９を有して嵌合する段部５０を形成している。前記隙間１９は、前記タービンハウジング１と後部排気導入壁５１が接触することがないように、夫々の線膨張係数を考慮して設定している。
　更に、図２の形態では、前記スクロール通路８の排ガスがタービンハウジング１と後部排気導入壁５１との間の隙間１９を通してタービンインペラ４側へ漏出するのを防止するためのシール装置２５を、ベーン軸１６ｂが後部排気導入壁５１を貫通している貫通孔２４の位置よりも排ガスの上流側（スクロール通路８側）に設置している。
　図２のシール装置２５は、後部排気導入壁５１の外周面には周方向に延びた凹溝２２が形成してあり、前記延長部３９の内周面と前記後部排気導入壁５１の外周面に形成した凹溝２２との間に、図１の場合と同様のシール用ピストンリング２１を嵌合配置している。図２の例では凹溝２２に２枚のシール用ピストンリング２１を配置している。
　又、前部排気導入壁１０及び後部排気導入壁５１を貫通するようにノズルベーン１５に固定されたベーン軸１６ａ，１６ｂの固定部には、前記貫通孔２４を覆うように形成された鍔３５を設けている。このような鍔３５を設けると、貫通孔２４に異物が侵入する問題、及び排ガスが貫通孔２４を通って隙間１９に移動する問題を抑制できる。更に、鍔３５に作用する排ガスの圧力を利用することで、後述するようにノズルベーン１５を後部排気導入壁５１側へ移動させるための十分な力を得ることができる。
　図３ａは、図２の排気ノズル９を備えて一体に組み立てられた排気ノズルユニットの断面図、図３ｂは図３ａの排気ノズルユニットをＩＩＩ方向から見た正面図である。排気ノズルユニットＵは、外周に前記凹溝２２が形成された円板形状の後部排気導入壁５１と、円板状の前部排気導入壁１０との間には、貫通孔２４にベーン軸１６ａ，１６ｂが貫通した複数のノズルベーン１５が配置され、前記前部排気導入壁１０の前面（図３ａの右側面）には、前記取付部材１３との間で回動リング５２を挾持するようにしたガイドリング５３が配置してあり、前記後部排気導入壁５１と、前部排気導入壁１０と、取付部材１３と、ガイドリング５３とを、３個所に設けた固定部材１２により締結することで、排気ノズルユニットＵは組み立てられる。前記ノズルベーン１５のベーン軸１６ｂの端部は伝達リンク５４の内側端に貫通固定されており、又、前記伝達リンク５４の外側端は前記回動リング５２の内周面にノズルベーン１５と同数の等間隔で形成した係合凹部５５に嵌合している。そして、図１の前記１７ａ，１７ｂ，１７ｃ，１７ｄからなる伝達機構によって１つのノズルベーン１５のベーン軸１６ｂを回動すると、前記伝達リンク５４と回動リング５２を介して全てのノズルベーン１５が同一の角度で回動されるようになっている。
　図３ａ、図３ｂに示すように組み立てられた排気ノズルユニットＵは、前記平板形状の後部排気導入壁５１を図２のタービンハウジング１の前面に設けた段部５０に隙間１９を有して嵌合させた状態において、取付部材１３のフランジ部１３'をタービンハウジング１と軸受ハウジング３で挟んで締結することにより組み付けられる。
　図２に示した形態では次のように作動する。
　図２に示す可変容量型ターボチャージャは、前記タービンハウジング１の前面に設けた段部５０における延長部３９の内周面と、図３ａ、図３ｂに示すように組み立てた排気ノズルユニットＵの後部排気導入壁５１の外周面に形成した凹溝２２との間に、シール用ピストンリング２１を配置して、後部排気導入壁５１を段部５０に嵌合させ、この状態において、取付部材１３のフランジ部１３'を、図１に示すタービンハウジング１と軸受ハウジング３の間に挟んで締結ボルト３ａにより一体に締結する。すると、後部排気導入壁５１は前記タービンハウジング１に形成した段部５０に隙間１９を有して配置されるようになる。
　前記したように、排気ノズル９を構成する前部排気導入壁１０と後部排気導入壁５１は、夫々円板形状の簡略な構成を有しているので、円板形状の前部排気導入壁１０及び後部排気導入壁５１は径方向にのみ自由に変形する。従って、図１における延設部１１'を備えた後部排気導入壁１１では径方向以外の方向へ倒れ込むように変形する問題を生じるが、図２の構成では、このような変形が抑制されるので、ノズルベーン１５に無理な力が作用する問題は防止され、よって、ノズルベーン１５は常に安定した回転動作を保持することができる。
　又、前記したように、延長部３９の内周面と後部排気導入壁５１の外周面に形成した凹溝２２との間にシール用ピストンリング２１を配置したシール装置２５は、スクロール通路８の排ガスがタービンハウジング１と後部排気導入壁５１との間の隙間１９を通してガスがリークする問題を防止する。
　更に、前記シール装置２５は、ベーン軸１６ｂが後部排気導入壁５１を貫通している貫通孔２４の位置よりも排ガスの上流側（スクロール通路８側）に設置しているので、シール装置２５よりも下流側の隙間１９は圧力Ｐ２が低くなっており、排気ノズル９内の圧力Ｐ１に対してＰ１＞Ｐ２の状態となる。このため、排気ノズル９内の排ガスが矢印Ｂで示すようにシール装置２５下流の隙間１９へ流れるようになる。更に、上記Ｐ１＞Ｐ２の圧力の差によりノズルベーン１５は後部排気導入壁５１側へ押されて変位するため、各ノズルベーン１５と後部排気導入壁５１との間のクリアランスは極小となる。この時、後部排気導入壁５１を貫通しているベーン軸１６ｂにおけるノズルベーン１５への固定部に貫通孔２４を覆う鍔３５を備えることにより、排気ノズル９内の排ガスの圧力は前記鍔３５に作用するので、前記鍔３５は前記貫通孔２４を塞ぐように後部排気導入壁５１に押し付けられる。すると、矢印Ｂで示した排ガスの漏れが少なくなり、タービンインペラ４に導かれる排ガス量が増加することにより、タービンインペラ４の効率が高められる。なお、仮に鍔３５を設けない場合でも、ベーン軸１６ｂの隙間１９に作用する圧力Ｐ２は図１の場合よりも小さくなることでノズルベーン１５は後部排気導入壁５１側へ移動するようになる。しかし、前記したように鍔３５を備えていると、ノズルベーン１５はより確実に後部排気導入壁５１側へ移動するので好ましい。
　図４ａは、図２とは異なるシール装置２５を備えた本発明の他の実施例を示すもので、このシール装置２５は、タービンハウジング１が後部排気導入壁５１の鉛直面と対向して隙間１９を形成している段部５０の内周側部分２６の外周側位置に、内周側部分２６よりタービンハウジング１側に凹んだ段部２７を設け、該段部２７と後部排気導入壁５１の後面との間にリング状の皿ばねシール２８を設けている。前記段部２７は、後部排気導入壁５１と平行（タービンインペラ４の軸中心線に対して直角）な対向面２７ａと、前記内周側部分２６からタービンハウジング１側に向かうに従って径が減少するように形成した環状のテーパ面２７ｂとにより形成されている。なお、段部２７の底面は、テーパ面２７ｂとせず、例えば軸中心線方向に径が一定の円筒面としても良く、このように段部２７の底面を円筒面としても、皿ばねシール２８を保持することはできる。しかし、前記したように段部２７の底面をテーパ面２７ｂとした場合には、皿ばねシール２８をより安定的に保持することができ、ひいては、シール効果の向上を図ることができる。また、例えば可変容量型ターボチャージャを組み立てる際に、皿ばねシール２８が動いて段部２７から脱落するような問題を防止できる。
　前記皿ばねシール２８は、図４ｂに二点鎖線で示すように円周上の一部が０．２～０．８ｍｍ程度の幅で切り欠かれた切欠部３８を有している。前記皿ばねシール２８は、内周端２９に近い位置において前記対向面２７ａに近付くように曲げられた後、外方へ曲げられて対向面２７ａに当接される直線部３０を有し、続いて直線部３０から後部排気導入壁５１に近付くように曲げられた略Ｓ字状を有している。そして、この略Ｓ字状を有することによって皿ばねシール２８の内周端２９が前記テーパ面２７ｂに圧入され易くなっており、又、圧入された内周端２９は前記テーパ面２７ｂの形状によって段部２７から抜け出し難くなっている。又、皿ばねシール２８の外周端３１は、前記直線部３０から後部排気導入壁５１に近付くように傾斜して延びた傾斜部３２を有しており、傾斜部３２の外周部は前記後部排気導入壁５１に当接する湾曲部３３を形成した後、後部排気導入壁５１から離れる方向に湾曲している。従って、上記皿ばねシール２８は、内周端２９と外周端３１の位置が軸中心線に沿う方向にずれた略截頭円錐形状を有している。更に、前記皿ばねシール２８の截頭円錐形状による軸中心線方向の高さは、内周端２９を前記テーパ面２７ｂに嵌合して直線部３０を対向面２７ａに当接させたとき、外周の湾曲部３３が後部排気導入壁５１の後面に所定の力で圧着される高さに形成されている。
　図４ａの段部２７のテーパ面２７ｂに嵌合させて設置した皿ばねシール２８は、皿ばねシール２８の截頭円錐形状による直線部３０と湾曲部３３との軸中心線方向の高さが、対向面２７ａと後部排気導入壁５１の後面との間隔よりも高くなっているため、可変容量型ターボチャージャの前記組立が行われると、皿ばねシール２８の直線部３０は対向面２７ａに圧着され、皿ばねシール２８の外周端３１の湾曲部３３は後部排気導入壁５１の後面に圧着される。このように、上記皿ばねシール２８によるシール装置２５によれば、スクロール通路８の排ガスがタービンハウジング１と後部排気導入壁５１との間の隙間１９を通してガスリークする問題を防止できる。
　又、図４ａの実施例においても、排気ノズル９を構成する前部排気導入壁１０と後部排気導入壁５１が夫々円板形状の簡略な構成を有しているので、円板形状の前部排気導入壁１０及び後部排気導入壁５１は径方向にのみ自由に変形することができ、径方向以外の方向への変形は抑制されるので、ノズルベーン１５に無理な力が作用するようなことは防止され、よって、ノズルベーン１５は安定した回転動作を確保することができる。
　図５は図４ａに示したシール装置２５に類似した他の実施例を示すもので、このシール装置２５は、タービンハウジング１が後部排気導入壁５１の鉛直面と対向して隙間１９を形成している内周側部分２６の外周位置に、前記図４ａの段部２７よりも深い段部３６を設け、該段部３６と前記後部排気導入壁５１の後面との間に皿ばねシール３７を設けている。前記段部３６は、後部排気導入壁５１に対向して形成された切欠面３６ａと、前記タービン軸７の軸中心線と平行な円筒面３６ｂとにより形成されている。
　前記皿ばねシール３７は、図４ｂに二点鎖線で示すように円周上の一部が０．２～０．８ｍｍ程度の幅で切り欠かれた切欠部３８を有するリング状を有しており、図５に示すように、内周端２９が後部排気導入壁５１から遠ざかる方向へ曲げられて前記円筒面３６ｂに密に移動可能に嵌合しており、更に、該嵌合部から後部排気導入壁５１へ向かって拡径された截頭円錐形状を有していて、外周端３１に形成した湾曲部３３が後部排気導入壁５１の後面に当接するようになっている。
　図５の段部３６の円筒面３６ｂに嵌合させて設置した皿ばねシール３７は、スクロール通路８内の排ガスの圧力（スクロール通路８の圧力と隙間１９の圧力との差圧）により円筒面３６ｂに沿って移動し、外周端３１の湾曲部３３が後部排気導入壁５１の後面へ自動的に押し付けられるようになっている。このとき、皿ばねシール３７は縮径して図４ｂに示す切欠部３８が無くなって両端が接した状態になるように予め形成されている。図５の実施例においても、上記皿ばねシール３７によるシール装置２５によって、スクロール通路８の排ガスがタービンハウジング１と後部排気導入壁５１との間の隙間１９を通してガスリークする問題を防止できる。
　又、図５の実施例においても、排気ノズル９を構成する前部排気導入壁１０と後部排気導入壁５１が夫々円板形状の簡略な構成を有しているので、円板形状の前部排気導入壁１０及び後部排気導入壁５１は径方向にのみ自由に変形することができ、径方向以外の方向への変形は抑制されるので、ノズルベーン１５に無理な力が作用するようなことは防止され、よって、ノズルベーン１５は安定した回転動作を確保することができる。
　なお、本発明は上記形態にのみ限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変更を加え得ることは勿論である。
　本発明の変容量ターボチャージャによれば、前部排気導入壁と後部排気導入壁の夫々を円板形状とし、円板形状の後部排気導入壁が隙間を有して嵌合する段部をタービンハウジングに備えることにより、排気ノズルの変形を抑制してノズルベーンの円滑な作動を可能になる。
　　１  タービンハウジング
　　３  軸受ハウジング
　　４  タービンインペラ
　　８  スクロール通路
　　９  排気ノズル
　１０  前部排気導入壁
　１１'  円板形状の後部排気導入壁
　１５  ノズルベーン
　１６ａ，１６ｂ        ベーン軸
　１９  隙間
　２１　シール用ピストンリング
　２４  貫通孔
　２５  シール装置
　２８　皿ばねシール
　５０  段部

Claims (4)

  1. 　ノズルベーンを前部排気導入壁と後部排気導入壁で挾持する排気ノズルの前記後部排気導入壁とタービンハウジングとの間に隙間を有しており、スクロール通路の排ガスが前記隙間を通してタービンインペラ側へ漏出するのを防止するために、前記後部排気導入壁に備えたベーン軸貫通ための貫通孔の位置よりも排ガスの上流側にシール装置を設置しているターボチャージャであって、前記前部排気導入壁と前記後部排気導入壁の夫々を円板形状とし、円板形状の後部排気導入壁が前記隙間を有して嵌合する段部を前記タービンハウジングに備えた可変容量型ターボチャージャ。
  2. 　前記前部排気導入壁と後部排気導入壁は、同等の線膨張係数を有する請求項１記載の可変容量型ターボチャージャ。
  3. 　前記シール装置は、シール用ピストンリングである請求項１記載の可変容量型ターボチャージャ。
  4. 　前記シール装置は、皿ばねシールである請求項１記載の可変容量型ターボチャージャ。
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