CN111237048B - 涡轮增压器 - Google Patents

Abstract

涡轮增压器包括收容涡轮的涡轮壳体和安装于所述涡轮壳体的废气旁通阀。在所述涡轮壳体的内壁面中的旁通通路的开口缘设置有对于所述废气旁通阀的阀座。所述废气旁通阀包括以能够旋转的方式支承于壁部的轴和从所述轴中的所述涡轮壳体的内部侧的端部起沿所述轴的径向延伸的阀芯。所述阀座的抵接面及所述阀芯的抵接面为平面。所述废气旁通阀是包括所述轴及所述阀芯的一体成形件。

Description

涡轮增压器

技术领域

本发明涉及涡轮增压器。

背景技术

在日本特开2009-092026的涡轮增压器中的涡轮壳体内收容有涡轮。另外，在涡轮壳体划分出旁通通路，所述旁通通路在比涡轮靠排气上游侧的位置与比涡轮靠排气下游侧的位置之间旁通。在该涡轮壳体安装有对旁通通路进行开闭的废气旁通阀。废气旁通阀中的轴以能够旋转的方式支承于涡轮壳体的壁部。支承臂从轴的端部朝向该轴的径向外侧延伸。在该支承臂以能够相对于支承臂摆动的方式安装有阀芯。

发明内容

在日本特开2009-092026的涡轮增压器中，由于容许阀芯相对于支承臂的摆动，因此例如在废气旁通阀使旁通通路从打开状态变为全闭状态时、或在废气旁通阀使旁通通路处于打开状态时来自旁通通路的排气的压力发生变动时，从阀芯相对于支承臂的安装部分产生咔嗒声。这样的咔嗒声可能会被车辆的乘员感知为异响，因此是不优选的。

本发明的方案是一种涡轮增压器。所述涡轮增压器包括收容涡轮的涡轮壳体和安装于所述涡轮壳体的废气旁通阀。所述涡轮壳体划分出旁通通路。所述旁通通路在比所述涡轮靠排气上游侧的位置与比所述涡轮靠排气下游侧的位置之间旁通。所述废气旁通阀构成为打开所述旁通通路，并构成为关闭所述旁通通路。在所述涡轮壳体的内壁面中的所述旁通通路的开口缘设置有对于所述废气旁通阀的阀座。所述废气旁通阀包括轴和阀芯，所述轴贯通所述涡轮壳体的壁部而以能够旋转的方式被支承于所述壁部，所述阀芯从所述轴中的所述涡轮壳体的内部侧的端部起沿所述轴的径向延伸。所述阀座的所述抵接面是对于所述阀芯的抵接面，所述阀芯的所述抵接面是对于所述阀座的抵接面。所述废气旁通阀是包括所述轴及所述阀芯的一体成形件。根据上述结构，由于轴及阀芯被一体成形，因此阀芯不会相对于轴摆动。由此，能够抑制伴随着阀芯的摆动而产生咔嗒声。

在所述涡轮增压器中，也可以是，所述轴的旋转轴线位于如下位置：在与所述阀座的所述抵接面正交的方向上从所述阀座向所述旁通通路的排气下游侧离开。也可以是，在与所述轴的旋转轴线正交并且与所述阀座的所述抵接面交叉的截面中，第一距离比第二距离短。也可以是，所述第一距离是在与所述阀芯的所述抵接面正交的方向上从所述阀芯的所述抵接面到所述轴的旋转轴线为止的距离，所述第二距离是在与所述阀座的所述抵接面正交的方向上从所述阀座的所述抵接面到所述轴的所述旋转轴线为止的距离。

在涡轮增压器中，即使设计成在旁通通路的全闭状态下涡轮壳体的阀座与废气旁通阀的阀芯进行面接触，若产生制造误差等，则两者也不会发生面接触。特别是，若在与阀芯的抵接面正交的方向上从阀芯的抵接面到轴的旋转轴线为止的距离比设计长，则在废气旁通阀完全关闭之前，阀芯与阀座发生干涉，废气旁通阀无法进一步向关闭侧旋转。根据上述结构，由于在与阀芯的抵接面正交的方向上从阀芯的抵接面到轴的旋转轴线为止的距离比在与阀座的抵接面正交的方向上从阀座的抵接面到轴的旋转轴线为止的距离短，因此即使在涡轮壳体、废气旁通阀产生一些制造误差，也难以发生在废气旁通阀完全关闭之前阀芯与阀座发生干涉这样的情况。由此，与在与阀芯的抵接面正交的方向上从阀芯的抵接面到轴的旋转轴线为止的距离比在与阀座的抵接面正交的方向上从阀座的抵接面到轴的旋转轴线为止的距离长的结构相比，能够减小在旁通通路的全闭状态下阀座的抵接面与阀芯的抵接面所成的角度。其结果是，在旁通通路的全闭状态下，能够减小在阀座的抵接面与阀芯的抵接面之间产生的间隙。

也可以是，所述涡轮增压器还具备连杆机构，所述连杆机构与所述轴中的所述涡轮壳体的外部侧的端部连结而将来自致动器的驱动力向所述轴传递。也可以是，所述连杆机构包括与所述轴中的所述涡轮壳体的外部侧的端部连结的连杆臂和与所述连杆臂中的从所述连杆臂与所述轴的连结中心沿所述轴的径向离开的部分连结的连杆。也可以是，所述连杆在使所述旁通通路从打开状态成为全闭状态时，从所述连杆的长度方向的一方侧向另一方侧运动。也可以是，在所述旁通通路的全闭状态下，沿着所述连杆的长度方向的假想直线相对于与所述阀座的所述抵接面平行的假想平面交叉。也可以是，所述阀芯的所述抵接面在所述旁通通路的全闭状态下，以越从所述连杆臂沿所述轴的旋转轴线方向离开则越相对于所述轴的所述旋转轴线位于所述连杆的长度方向的另一方侧的方式倾斜。

根据上述结构，在旁通通路维持为全闭状态时，从连杆机构的连杆臂向废气旁通阀的轴作用从连杆的长度方向的一方侧朝向另一方侧的力。这样一来，废气旁通阀的轴以涡轮壳体的外部侧的端部位于长度方向的另一方侧且涡轮壳体的内部侧的端部位于长度方向的一方侧的方式倾斜。在上述结构中，由于废气旁通阀是包括轴及阀芯的一体成形件，因此当轴倾斜时，固定于轴的阀芯也倾斜。在上述结构中，考虑到这样的阀芯的倾斜，该阀芯的抵接面倾斜，因此能够减小伴随废气旁通阀的轴倾斜而在阀芯与阀座之间产生的间隙。

在所述涡轮增压器中，也可以是，所述阀芯包括具有该阀芯的所述抵接面的阀主体和将所述阀主体与所述轴连接的连接部。也可以是，所述连接部中，越靠近所述轴侧则与所述阀芯的所述抵接面正交的方向的尺寸越大。

根据上述结构，在阀芯中越靠近轴的一侧，阀芯按压阀座时产生的应力越大。根据上述结构，由于阀芯的应力越大的部分厚度越大，因此能够抑制在阀芯产生变形、裂纹等。

附图说明

以下将参照附图来说明本发明的示例性实施方式的特征、优点、以及技术和工业重要性，其中同样的附图标记表示同样的构件，并且附图中：

图1是内燃机的概略图。

图2是涡轮增压器的主视图。

图3是涡轮增压器的俯视图。

图4是图3中的IV-IV线处的剖视图。

图5是是图2中的V-V线处的剖视图。

图6是图9中的VI-VI线处的局部剖视图。

图7是图9中的VI-VI线处的局部剖视图。

图8是图9中的VI-VI线处的局部剖视图。

图9是图2中的IX-IX线处的剖视图。

图10A是浮动轴承的剖视图。

图10B是浮动轴承的侧视图。

图11是压缩机叶轮、连结轴及涡轮的主视图。

图12A是废气旁通阀的侧视图。

图12B是废气旁通阀的主视图。

图12C是废气旁通阀的仰视图。

图13是涡轮增压器的局部剖视图。

图14是示出制造工序的说明图。

图15A是示出比较例的废气旁通阀的周边结构的说明图。

图15B是示出废气旁通阀的周边结构的说明图。

具体实施方式

以下，根据图1～图15B对实施方式进行说明。首先，对车辆的内燃机10中的进气及排气的通路结构进行说明。

如图1所示，内燃机10具备供来自该内燃机10的外部的进气流通的进气管11。在进气管11的下游端连接有在内部划分出气缸的内燃机主体12。在内燃机主体12的气缸内，燃料与进气混合而燃烧。在内燃机主体12连接有排气管13的上游端，该排气管13供从该内燃机主体12排出的排气流通。在排气管13的中途安装有用于净化排气的催化剂15。

内燃机10具备用于利用排气的流动来压缩进气的涡轮增压器20。涡轮增压器20的压缩机壳体30安装于进气管11的中途。另外，涡轮增压器20的涡轮壳体60安装于排气管13中的比催化剂15靠上游侧的部分。压缩机壳体30及涡轮壳体60经由涡轮增压器20中的轴承壳体50连接。

在压缩机壳体30的内部收容有对进气进行压缩的压缩机叶轮70。在压缩机叶轮70连接有连结轴80的一端部。连结轴80的中央部分收容于轴承壳体50的内部。连结轴80被支承为能够相对于轴承壳体50旋转。在连结轴80的另一端部连接有通过排气的流通而旋转的涡轮90。涡轮90收容于涡轮壳体60的内部。当涡轮90通过排气的流通而旋转时，经由连结轴80连结的压缩机叶轮70一起旋转。然后，压缩机叶轮70旋转，由此对进气进行压缩。

接着，对涡轮增压器20的整体结构进行说明。此外，以下，设为将内燃机10搭载于车辆，将车辆的上下方向设为涡轮增压器20的上下方向。另外，将沿着连结轴80的旋转轴线80a的方向简称为旋转轴线方向，将旋转轴线方向的压缩机叶轮70侧设为一方侧，将旋转轴线方向的涡轮90侧设为另一方侧。

如图2及图3所示，压缩机壳体30中的壳体主体39具备沿旋转轴线方向延伸的大致圆筒形状的筒状部30A和以围绕筒状部30A的外周的方式延伸的大致圆弧形状的圆弧部30B。圆弧部30B围绕筒状部30A的旋转轴线方向的另一方侧(图2中的右侧)的端部。

如图4所示，壳体主体39的筒状部30A的内部空间中的旋转轴线方向的另一方侧的一部分成为用于收容压缩机叶轮70的收容空间32。收容空间32的中心轴线与连结轴80的旋转轴线80a同轴。

插通孔31从收容空间32的旋转轴线方向的一方侧的端部朝向旋转轴线方向的一方侧延伸。插通孔31在壳体主体39的外表面开口。插通孔31的中心轴线与连结轴80的旋转轴线80a同轴。

凸起(英文：boss)部38从壳体主体39的筒状部30A的外周面突出。凸起部38形成为沿旋转轴线方向延伸的大致圆筒形状。在该凸起部38上经由未图示的螺栓固定有位于比压缩机壳体30靠上游侧的位置的进气管11。

在壳体主体39的旋转轴线方向的另一方侧，配置有整体呈圆板形状的密封板40。密封板40的外径与壳体主体39中的圆弧部30B的外径大致相同。密封板40的径向外侧的部分通过螺栓191固定于壳体主体39的圆弧部30B的旋转轴线方向的另一方侧的端部。另外，在密封板40中的径向的中央部沿旋转轴线方向贯通有插通孔41。在该插通孔41插通有连结轴80。

在壳体主体39的圆弧部30B划分出从壳体主体39排出进气的涡旋通路(英文：scroll passage)34。涡旋通路34以围绕压缩机叶轮70的方式在以连结轴80的旋转轴线80a为中心的周向上延伸。在壳体主体39中的圆弧部30B的延伸设置方向的端部固定有位于比压缩机壳体30靠下游侧的位置的进气管11。另外，涡旋通路34中的旋转轴线方向的另一方侧的端部到达至圆弧部30B的旋转轴线方向的另一方侧的端部。另外，涡旋通路34中的旋转轴线方向的另一方侧的部分由密封板40的旋转轴线方向的一方侧的端面40a堵塞。即，密封板40的端面40a构成涡旋通路34的内壁面的一部分。另外，收容空间32中的旋转轴线方向的另一方侧的部分由密封板40的端面40a堵塞。

在密封板40中的旋转轴线方向的一方侧的端面40a与壳体主体39的筒状部30A中的旋转轴线方向的另一方侧的端面30Aa之间确保有间隙。该间隙作为将筒状部30A的收容空间32与圆弧部30B的涡旋通路34连接的连接通路33发挥功能。

如图7所示，在密封板40中的旋转轴线方向的另一方侧配置有轴承壳体50的主体部51。主体部51整体呈圆柱形状，从密封板40朝向旋转轴线方向的另一方侧延伸。在主体部51中的径向的中央部沿旋转轴线方向贯通有支承孔52。支承孔52的中心轴线与连结轴80的旋转轴线80a同轴。

如图9所示，在主体部51划分出用于从轴承壳体50的外部向主体部51的内部供给油的油导入通路53。油导入通路53的一端与支承孔52连接。油导入通路53的另一端在主体部51的外周面开口。另外，油导入通路53的另一端位于主体部51的外周面中的下侧。在油导入通路53连接有未图示的油供给管，经由该油供给管向油导入通路53供给油。

在主体部51划分出用于从该主体部51的内部向外部排出油的油排出空间54。油排出空间54的大部分位于比支承孔52靠下侧的位置。如图7所示，油排出空间54沿旋转轴线方向延伸。油排出空间54中的旋转轴线方向的一方侧的端部到达至主体部51中的旋转轴线方向的一方侧的端部。并且，油排出空间54中的旋转轴线方向的一方侧的部分由密封板40中的旋转轴线方向的另一方侧的端面40b堵塞。即，密封板40的端面40b构成油排出空间54的内壁面的一部分。油排出空间54在旋转轴线方向上以越从主体部51的两端朝向中央侧则越位于下侧的方式扩展。

如图7所示，在主体部51划分出将油排出空间54与主体部51的外部连通的油排出口55。油排出口55的一端与油排出空间54的最下部连接。油排出口55的另一端在主体部51的外周面开口。另外，油排出口55的另一端位于主体部51的外周面中的下侧，并与油导入通路53的另一端(开口)相邻。在油排出口55连接有未图示的油排出管，经由油排出管从油排出口55排出油。

在主体部51划分出供冷却水流通的冷却水通路56。冷却水通路56沿旋转轴线方向延伸。从未图示的水泵压送的冷却水在冷却水通路56中流通，通过与在冷却水通路56中流通的冷却水进行热交换来冷却轴承壳体50。

如图7所示，在支承孔52的内部插入有大致圆筒形状的浮动轴承120。浮动轴承120在旋转轴线方向上的尺寸比主体部51在旋转轴线方向上的尺寸小。浮动轴承120配置在旋转轴线方向上的主体部51的中央部。如图9所示，供给孔121沿该浮动轴承120的径向贯通浮动轴承120。供给孔121与油导入通路53连通。

经由轴承壳体50的油导入通路53向浮动轴承120的外周面与支承孔52的内周面之间供给油。因此，浮动轴承120以在向浮动轴承120的外周面与支承孔52的内周面之间供给的油中浮起的状态支承于轴承壳体50的主体部51。

在浮动轴承120的内部插入有连结轴80。经由供给孔121向连结轴80的外周面与浮动轴承120的内周面之间供给油。因此，连结轴80经由供给到连结轴80的外周面与浮动轴承120的内周面之间的油而被支承为能够旋转。

如图7所示，夹持凸缘部59从轴承壳体50的主体部51的外周面中的比旋转轴线方向的中央部靠另一方侧的部分朝向连结轴80的径向外侧突出。夹持凸缘部59遍及连结轴80的周向整个区域地延伸，呈大致圆环形状。

如图8所示，在轴承壳体50中的旋转轴线方向的另一方侧配置有涡轮壳体60。涡轮壳体60具备从轴承壳体50朝向旋转轴线方向的另一方侧延伸的大致圆筒形状的筒状部60B和以围绕筒状部60B的外周的方式延伸的大致圆弧形状的圆弧部60A。圆弧部60A围绕筒状部60B的比旋转轴线方向的中央部稍微靠一方侧的部分。

如图8所示，夹持凸缘部68从涡轮壳体60的筒状部60B的外周面中的旋转轴线方向的一方侧的端部朝向连结轴80的径向外侧突出。夹持凸缘部68遍及连结轴80的周向整个区域地延伸，呈大致圆环形状。涡轮壳体60的夹持凸缘部68的外径与轴承壳体50的夹持凸缘部59的外径大致相同。

在涡轮壳体60的夹持凸缘部68及轴承壳体50的夹持凸缘部59的径向外侧安装有作为固定构件的V夹紧件140。V夹紧件140沿连结轴80的周向延伸，整体呈圆环形状。V夹紧件140在与该V夹紧件140的延伸设置方向正交的剖视图中呈连结轴80的径向内侧打开的大致V字形状。在V夹紧件140的径向内侧的部分配置有涡轮壳体60的夹持凸缘部68及轴承壳体50的夹持凸缘部59，通过V夹紧件140将涡轮壳体60的夹持凸缘部68及轴承壳体50的夹持凸缘部59沿旋转轴线方向紧固而相互固定。另外，在涡轮壳体60的筒状部60B与轴承壳体50的主体部51之间配置有隔热板130，该隔热板130抑制在涡轮壳体60的内部流通的排气的热向轴承壳体50传递。

如图8所示，在圆弧部60A划分出用于从涡轮壳体60的外部导入排气的涡旋通路61。涡旋通路61以围绕涡轮90的方式在以连结轴80的旋转轴线80a为中心的周向上延伸。如图5所示，上游侧凸缘部66从涡轮壳体60中的圆弧部60A的延伸设置方向的端部朝向涡旋通路61的径向外侧突出。在该上游侧凸缘部66通过未图示的螺栓固定有排气管13，该排气管13位于比涡轮壳体60靠上游侧的位置。在本实施方式中，2个涡旋通路61被划分成圆弧部60A，这2个涡旋通路61沿旋转轴线方向并列设置。

如图8所示，筒状部60B的内部空间中的旋转轴线方向的一方侧的一部分成为用于收容涡轮90的收容空间62。收容空间62的中心轴线与连结轴80的旋转轴线80a同轴。

排出通路63从收容空间62中的旋转轴线方向的另一方侧的端部朝向旋转轴线方向的另一方侧延伸。排出通路63中的旋转轴线方向的另一方侧的端部到达至筒状部60B中的旋转轴线方向的另一方侧的端部，并在涡轮壳体60的外表面开口。因此，被导入到收容空间62的排气经由排出通路63向涡轮壳体60的外部排出。在涡轮壳体60的筒状部60B中的旋转轴线方向的另一方侧的端部固定有排气管13，该排气管13位于比涡轮壳体60靠下游侧的位置。

在涡轮壳体60中的圆弧部60A及筒状部60B划分出将涡旋通路61与排出通路63连接的旁通通路64。即，旁通通路64对涡轮90进行旁通。旁通通路64从涡旋通路61朝向排出通路63的下游端大致直线状地延伸。在本实施方式中，与2个涡旋通路61对应地划分出2个旁通通路64。

如图13所示，在涡轮壳体60安装有用于开闭旁通通路64的废气旁通阀150。废气旁通阀150中的轴151贯通涡轮壳体60的筒状部60B的壁部，并被支承为能够相对于涡轮壳体60旋转。阀芯152从轴151中的涡轮壳体60的内部侧的端部朝向径向外侧延伸。阀芯152配置于涡轮壳体60中的排出通路63。

如图2所示，在轴151中的涡轮壳体60的外部侧的端部连结有传递驱动力的连杆机构170的一端部。在连杆机构170的另一端部连结有致动器180。致动器180经由固定板185固定于压缩机壳体30中的壳体主体39的圆弧部30B。当致动器180的驱动力经由连杆机构170传递到废气旁通阀150时，废气旁通阀150对旁通通路64进行开闭。

接着，对涡轮增压器20的各部分的结构进行更具体的说明。首先，对轴承壳体50、浮动轴承120以及连结轴80等的详细情况进行说明。

如图7所示，轴承壳体50中的支承孔52能够大致区分为在旋转轴线方向上位于比油排出空间54靠另一方侧的位置的另一方侧支承孔52a和在旋转轴线方向上位于比另一方侧支承孔52a靠一方侧的位置的一方侧支承孔52b。一方侧支承孔52b的内径比浮动轴承120的外径稍大。另外，一方侧支承孔52b的旋转轴线方向上的尺寸比浮动轴承120的旋转轴线方向上的尺寸稍大。在支承孔52中的一方侧支承孔52b的内部插入有浮动轴承120。如图9所示，在支承孔52的一方侧支承孔52b连接有油导入通路53的一端。

如图7所示，在轴承壳体50的主体部51划分出从支承孔52的一方侧支承孔52b朝向下方延伸的贯通孔57。贯通孔57的下端与油排出空间54连接。油排出口55位于贯通孔57的延长线上。另外，贯通孔57中的下侧部分的内径比上侧部分的内径大，在贯通孔57的下侧部分与上侧部分的分界部分存在台阶(日文：段差)。

如图10A所示，在浮动轴承120中，固定孔122沿该浮动轴承120的径向贯通。固定孔122的中心轴线与贯通孔57的中心轴线同轴。如图7所示，固定销129插通于固定孔122及贯通孔57，浮动轴承120以不能相对于轴承壳体50的主体部51旋转且不能沿旋转轴线方向移动的方式固定。此外，固定销129通过贯通孔57的台阶而在轴向上被定位，固定销129的上端不与连结轴80的外周面抵接。

如图11所示，连结轴80中的轴主体81沿旋转轴线方向延伸，整体呈圆棒状。轴主体81从旋转轴线方向的另一方侧的端部依次能够大致区分为大径部82、外径比大径部82的外径小的中径部83、以及外径比中径部83的外径小的小径部84。

大径部82的外径比轴承壳体50的支承孔52中的另一方侧支承孔52a的内径稍小。大径部82在旋转轴线方向上的尺寸与轴承壳体50的另一方侧支承孔52a在旋转轴线方向上的尺寸大致相同。

如图11所示，第1凹部82a从大径部82的外周面朝向连结轴80的径向内侧凹陷。第1凹部82a遍及连结轴80的周向整个区域地呈环状延伸。如图7所示，在第1凹部82a安装有第1密封构件106，该第1密封构件106抑制涡轮壳体60的内部的排气向轴承壳体50的内部流入。第1密封构件106呈沿连结轴80的周向延伸的C字状。在该实施方式中，第1密封构件106在连结轴80的周向上遍及约359度地延伸。换言之，第1密封构件106形成为在环的一部分设置有切缝(日文：切れ目)那样的形状。第1密封构件106的外径与轴承壳体50的支承孔52中的另一方侧支承孔52a的内径大致相同。

如图11所示，第2凹部82b从大径部82的外周面中的旋转轴线方向上的比第1凹部82a靠一方侧的部分朝向连结轴80的径向内侧凹陷。第2凹部82b遍及连结轴80的周向整个区域地呈环状延伸。如图7所示，在第2凹部82b安装有第2密封构件107，该第2密封构件107抑制涡轮壳体60的内部的排气向轴承壳体50的内部流入。第2密封构件107呈沿连结轴80的周向延伸的C字状。在该实施方式中，第2密封构件107在连结轴80的周向上遍及约359度地延伸。换言之，第2密封构件107形成为在环的一部分设置有切缝的形状。第2密封构件107的外径与轴承壳体50的支承孔52中的另一方侧支承孔52a的内径大致相同。

如图7所示，连结轴80的大径部82插入到轴承壳体50的支承孔52中的另一方侧支承孔52a的内部。因此，在连结轴80的大径部82的外周面与轴承壳体50的支承孔52的另一方侧支承孔52a的内周面之间夹设有第1密封构件106。另外，在连结轴80的大径部82的外周面与轴承壳体50的支承孔52的另一方侧支承孔52a的内周面之间，在旋转轴线方向上比第1密封构件106靠一方侧的位置夹设有第2密封构件107。

在从旋转轴线方向观察时，第2密封构件107以C字的切缝的部分相对于第1密封构件106的C字的切缝的部分位于180度对称的位置的方式安装。因此，在从旋转轴线方向观察时，在连结轴80的周向整个区域夹设有第1密封构件106及第2密封构件107中的至少一方。

如上所述，在轴承壳体50划分出冷却水通路56。通过与在该冷却水通路56中流通的冷却水的热交换，对轴承壳体50进行冷却。冷却水通路56中的旋转轴线方向的另一方侧的端部延伸至第1密封构件106及第2密封构件107的附近。具体而言，冷却水通路56中的旋转轴线方向的另一方侧的端部在旋转轴线方向上延伸至比第2密封构件107靠另一方侧的位置。另外，冷却水通路56中的旋转轴线方向的另一方侧的端部被划分成从径向外侧围绕第1密封构件106及第2密封构件107。

连结轴80中的中径部83的外径比浮动轴承120的内径稍小。中径部83在旋转轴线方向上的尺寸比浮动轴承120在旋转轴线方向上的尺寸稍大。中径部83插入到浮动轴承120的内部。因此，经由供给孔121向连结轴80的中径部83的外周面与浮动轴承120的内周面之间供给油。另外，中径部83的旋转轴线方向的另一方侧的一部分从浮动轴承120向旋转轴线方向的另一方侧突出。限制部85从中径部83的从浮动轴承120突出的部分朝向连结轴80的径向外侧突出。限制部85遍及连结轴80的周向整个区域地呈环状延伸。限制部85的外径比支承孔52的一方侧支承孔52b的内径稍小，与浮动轴承120的外径大致相同。限制部85在旋转轴线方向上与浮动轴承120的旋转轴线方向的另一方侧的端面125相对。另外，连结轴80的限制部85位于支承孔52的一方侧支承孔52b的内部。

连结轴80的小径部84的外径比密封板40的插通孔41的内径小。在小径部84的中径部83侧的端部，安装有整体呈筒状的限制衬套110。限制衬套110的旋转轴线方向的另一方侧的端部与小径部84和中径部83的分界部的台阶抵接。

限制衬套110中的衬套主体111呈沿旋转轴线方向延伸的大致圆筒形状。衬套主体111的外径比支承孔52的一方侧支承孔52b的内径小，比密封板40的插通孔41的内径稍小。衬套主体111的内径与连结轴80的小径部84的外径大致相同。衬套主体111固定于小径部84，与小径部84一体地旋转。此外，在本实施方式中，在从旋转轴线方向上的另一方侧观察一方侧时，连结轴80向该连结轴80的周向一方侧(顺时针侧)旋转。

限制环部112从衬套主体111的外周面中的旋转轴线方向的另一方侧的端部朝向连结轴80的径向外侧突出。即，限制环部112从连结轴80的轴主体81的外周面朝向径向外侧突出。限制环部112遍及连结轴80的周向整个区域地呈环状延伸。限制环部112的外径比支承孔52的一方侧支承孔52b的内径稍小，与浮动轴承120的外径大致相同。限制环部112在旋转轴线方向上与浮动轴承120的旋转轴线方向的一方侧的端面128相对。另外，连结轴80的限制环部112位于支承孔52的一方侧支承孔52b的内部。

圆环部113从衬套主体111的外周面中的旋转轴线方向的大致中央部朝向连结轴80的径向外侧突出。圆环部113遍及连结轴80的周向整个区域地呈环状延伸。圆环部113在旋转轴线方向上与限制环部112分离。因此，在圆环部113与限制环部112之间，作为大致圆环形状的空间而划分出圆环槽部114。另外，圆环槽部114位于支承孔52的一方侧支承孔52b的内部。因此，圆环槽部114的径向外侧由支承孔52的一方侧支承孔52b的内周面划分出。

第1凹部111a从衬套主体111的外周面中的旋转轴线方向的一方侧的端部朝向连结轴80的径向内侧凹陷。第1凹部111a遍及连结轴80的周向整个区域地呈环状延伸。在第1凹部111a安装有第1密封环101，该第1密封环101抑制压缩机壳体30的内部的进气向轴承壳体50的内部流入。第1密封环101呈圆环形状。第1密封环101的外径与密封板40的插通孔41的内径大致相同。

另外，第2凹部111b从衬套主体111的外周面中的旋转轴线方向的一方侧的端部中的比第1凹部111a靠另一方侧的部分朝向连结轴80的径向内侧凹陷。第2凹部111b遍及连结轴80的周向整个区域地呈环状延伸。在第2凹部111b安装有第2密封环102，该第2密封环102抑制压缩机壳体30的内部的进气向轴承壳体50的内部流入。第2密封环102呈圆环形状。第2密封环102的外径与密封板40的插通孔41的内径大致相同。

限制衬套110的衬套主体111的旋转轴线方向的一方侧的端部插通于密封板40的插通孔41的内部。因此，在限制衬套110的衬套主体111的外周面与密封板40的插通孔41的内周面之间夹设有第1密封环101。另外，在限制衬套110的衬套主体111的外周面与密封板40的插通孔41的内周面之间，且在比第1密封环101靠旋转轴线方向的另一方侧的位置夹设有第2密封环102。此外，小径部84的旋转轴线方向的一方侧的一部分位于压缩机壳体30的收容空间32。

如图10B所示，浮动轴承120的端面125能够大致区分为与连结轴80的限制部85相对的平台(英文：land)面125a和相对于该平台面125a倾斜的斜面(英文：tapered surface)125b。

平台面125a成为与连结轴80的旋转轴线80a正交的平坦的面。平台面125a在连结轴80的周向上相互分离地配置有4个。4个平台面125a的分离宽度在连结轴80的周向上成为等间隔。此外，在图10B中，省略了一部分附图标记。

斜面125b在连结轴80的周向上分别配置于平台面125a之间。即，斜面125b在连结轴80的周向上配置有4个。另外，斜面125b在连结轴80的周向上与平台面125a相邻。即，在连结轴80的周向上，将平台面125a及斜面125b连接。斜面125b相对于平台面125a在旋转轴线方向上凹陷。斜面125b越是靠连结轴80的旋转方向行进侧即周向一方侧(图10B中的顺时针侧)，则旋转轴线方向上的凹陷深度越浅。即，斜面125b以越靠连结轴80的周向一方侧则越在旋转轴线方向上接近限制部85的方式倾斜。另外，斜面125b中的连结轴80的周向一方侧的端部与平台面125a齐平。

槽部125c从斜面125b向旋转轴线方向凹陷。槽部125c位于连结轴80的旋转方向行进侧的相反侧的周向另一方侧(图10B中的逆时针侧)的斜面125b的端部。槽部125c从端面125的内周缘125d朝向连结轴80的径向外侧呈直线状延伸。槽部125c越朝向连结轴80的径向外侧则凹陷深度越浅，在到达斜面125b的径向外侧的缘部之前深度为零。即，槽部125c中的连结轴80的径向外侧的端部未到达至端面125的外周缘125e。此外，浮动轴承120的端面128是与端面125相同的结构，因此省略浮动轴承120的端面128的说明。

如图7所示，油排出空间54具备位于旋转轴线方向的一方侧的端部的一方侧端部空间54a、位于旋转轴线方向的中央部的中央空间54b、以及位于旋转轴线方向的另一方侧端部的另一方侧端部空间54c。中央空间54b的整个区域位于比连结轴80靠下侧的位置。

一方侧端部空间54a到达至比连结轴80靠上侧的位置。另外，一方侧端部空间54a以从径向外侧围绕连结轴80的限制衬套110的方式扩展，整体呈圆环形状。

另一方侧端部空间54c到达至比连结轴80靠上侧的位置。另外，另一方侧端部空间54c以从径向外侧围绕连结轴80的中径部83中的比限制部85靠旋转轴线方向的另一方侧的部分的方式扩展，整体呈圆环形状。

油排出空间54的一方侧环状空间54d从油排出空间54的中央空间54b的一方侧的部分向上侧延伸。一方侧环状空间54d以从径向外侧围绕浮动轴承120的旋转轴线方向的一方侧的端部的方式被划分出，整体呈圆环形状。一方侧环状空间54d与浮动轴承120的端面128和连结轴80中的限制衬套110的限制环部112的空间连接。

油排出空间54的另一方侧环状空间54e从油排出空间54的中央空间54b的另一方侧的部分向上侧延伸。另一方侧环状空间54e以从径向外侧围绕浮动轴承120的旋转轴线方向的另一方侧的端部的方式被划分出，整体呈圆环形状。另一方侧环状空间54e与浮动轴承120的端面125和连结轴80的限制部85的空间连接。

接着，对压缩机叶轮70及压缩机壳体30等的详细情况进行说明。

如图11所示，压缩机叶轮70的轴部73沿旋转轴线方向延伸，整体呈圆筒形状。轴部73的内径与连结轴80的小径部84的外径大致相同。在轴部73的内部插入有连结轴80的小径部84。轴部73通过螺母76固定于连结轴80的小径部84。

叶片部71从轴部73的外周面朝向连结轴80的径向外侧突出。叶片部71遍及轴部73的旋转轴线方向的大致整个区域地延伸。在从旋转轴线方向上的另一方侧观察一方侧时，叶片部71以越朝向旋转轴线方向的一方侧则越在连结轴80的周向上位于顺时针侧的方式弯曲。叶片部71在连结轴80的周向上相互分离地配置有6个。各叶片部71以在连结轴80的周向上彼此的分离宽度相等的方式等间隔地配置。

辅助叶片部72从轴部73的外周面朝向连结轴80的径向外侧突出。辅助叶片部72配置于在连结轴80的周向上排列的叶片部71之间。在本实施方式中，与叶片部71的数量对应地配置有合计6个辅助叶片部72。辅助叶片部72在旋转轴线方向上的延伸设置长度比叶片部71短。另外，辅助叶片部72的旋转轴线方向的一方侧的端部位于轴部73的旋转轴线方向的大致中央。因此，叶片部71的旋转轴线方向的一方侧的端部位于比辅助叶片部72的旋转轴线方向的一方侧的端部靠旋转轴线方向的一方侧的位置。另外，辅助叶片部72在从旋转轴线方向上的另一方侧观察一方侧时，以越朝向旋转轴线方向的一方侧则越在连结轴80的周向上位于顺时针侧的方式弯曲。

如图6所示，插通孔31的小径部31b从配置有所述压缩机轮70的壳体主体39的收容空间32朝向旋转轴线方向的一方侧延伸。插通孔31的大径部31a从小径部31b朝向旋转轴线方向的一方侧延伸。大径部31a到达至筒状部30A的端部。即，插通孔31的大径部31a向壳体主体39的外部开口。大径部31a的内径比小径部31b的内径大。

在插通孔31的大径部31a安装有用于对向压缩机叶轮70导入的进气进行整流的进气导管(英文：inlet duct)36A。进气导管36A具备大致圆筒形状的筒状构件36。筒状构件36在旋转轴线方向上的尺寸与壳体主体39的大径部31a在旋转轴线方向上的尺寸大致相同。筒状构件36的外径与壳体主体39的大径部31a的内径大致相同。另外，筒状构件36的内径与壳体主体39的小径部31b的内径大致相同。筒状构件36嵌入壳体主体39的大径部31a。筒状构件36的内部空间与壳体主体39的小径部31b的内部空间一起作为向壳体主体39的收容空间32导入进气的导入通路35发挥功能。

如图6所示，大致四方板状的引导叶片(英文：guide vane)37从筒状构件36(导入通路35)的内壁面朝向连结轴80的径向内侧突出。引导叶片37相对于旋转轴线方向平行地延伸。在此，在旋转轴线方向上，将距筒状构件36的旋转轴线方向的一方侧的端部的距离与距叶片部71的旋转轴线方向的一方侧的端部的距离相等的点作为中点X。引导叶片37从筒状构件36的旋转轴线方向的一方侧的端部延伸至比中点X靠旋转轴线方向的另一方侧(叶片部71侧)的位置。引导叶片37在连结轴80的周向上相互分离地配置有7个。即，引导叶片37的数量(7个)是比叶片部71的数量(6个)大的最小的奇数。另外，各引导叶片37以在连结轴80的周向上彼此的分离宽度相等的方式配置。在本实施方式中，引导叶片37是通过树脂成型而与筒状构件36一体构成的一体成形件。另外，在本实施方式中，由进气导管36A及壳体主体39构成压缩机壳体30。此外，进气导管36A通过树脂成型与比压缩机壳体30靠上游侧的进气管11也一体地构成。

接着，对密封板40与轴承壳体50的组装构造的详细情况进行说明。

如图5所示，支承部58从轴承壳体50的主体部51的外周面中的旋转轴线方向的一方侧的端部朝向连结轴80的径向外侧突出。支承部58的旋转轴线方向的一方侧的面与密封板40的旋转轴线方向的另一方侧的面抵接。即，密封板40从旋转轴线方向的一方侧与轴承壳体50的支承部58抵接。在支承部58设置有未图示的螺栓孔，通过插通于该螺栓孔的螺栓192将支承部58(轴承壳体50)固定于密封板40。

如图9所示，支承部58在连结轴80的周向上相互分离地配置有3个。在此，将3个支承部58中的一个(图9中最右侧的支承部58)作为第1支承部58a，将3个支承部58中的第1支承部58a以外的一个(在图9中为最左侧的支承部58)作为第2支承部58b。另外，将3个支承部58中的第1支承部58a及第2支承部58b以外的一个(在图9中为最上侧的支承部58)作为第3支承部58c。并且，将与连结轴80的旋转轴线80a正交并且通过第1支承部58a的中央的直线设为假想直线58d。

第1支承部58a位于比连结轴80的旋转轴线80a靠沿着假想直线58d的方向的一方侧(图9中的右下侧)的位置。另外，第2支承部58b及第3支承部58c位于比连结轴80的旋转轴线80a靠沿着假想直线58d的方向的另一方侧(图9中的左上侧)的位置。即，在沿着假想直线58d的方向上，第1支承部58a及第2支承部58b相互位于连结轴80的旋转轴线80a的相反侧。另外，在沿着假想直线58d的方向上，第1支承部58a及第3支承部58c互相位于连结轴80的旋转轴线80a的相反侧。

接着，对连结轴80与涡轮90的连结构造的详细情况进行说明。

如图7所示，大致圆柱形状的连结部86从轴主体81的大径部82的旋转轴线方向的另一方侧的端部朝向旋转轴线方向的另一方侧延伸。连结部86的外径比大径部82的外径小。大径部82与连结部86的分界部分成为曲面，成为所谓的圆角(日文：フィレット)形状。在该连结部86固定有涡轮90。

如图11所示，涡轮90的轴部92沿旋转轴线方向延伸，整体呈圆柱形状。轴部92的外径比连结轴80的连结部86的外径大，与连结轴80的大径部82的外径大致相同。

大致圆柱形状的连结凹部93从轴部92的旋转轴线方向的一方侧的端面朝向旋转轴线方向的另一方侧凹陷。连结凹部93的内径与连结轴80的连结部86的外径大致相同。连结凹部93的旋转轴线方向的一方侧的开口缘成为倒角形状。在轴部92的连结凹部93的内部插入有连结轴80的连结部86。并且，在连结轴80的大径部82的旋转轴线方向的另一方侧的端面与涡轮90的轴部92的旋转轴线方向一方侧的端面抵接的状态下，连结轴80与涡轮90被固定。在本实施方式中，连结轴80与涡轮90通过焊接被固定。

叶片部91从轴部92的外周面朝向连结轴80的径向外侧突出。叶片部91遍及轴部92的旋转轴线方向的大致整个区域地延伸。叶片部91在连结轴80的周向上相互分离地配置有9个。各叶片部91以在连结轴80的周向上彼此的分离宽度相等的方式等间隔地配置。

接着，对轴承壳体50与涡轮壳体60的连结构造的详细情况进行说明。

如图7所示，轴承壳体50的主体部51中的比夹持凸缘部59靠旋转轴线方向的另一方侧的端部即连结部51a的外径比轴承壳体50的主体部51中的比夹持凸缘部59靠旋转轴线方向的一方侧的部分的外径小。连结部51a从旋转轴线方向的一方侧的端部依次能够大致区分为连结大径部51b和外径比连结大径部51b的外径小的连结小径部51c。在连结大径部51b与连结小径部51c的分界部，存在沿连结轴80的周向整个区域延伸的台阶，构成该台阶的连结大径部51b的旋转轴线方向的另一方侧的端面作为夹持面51d发挥功能。夹持面51d是与连结轴80的旋转轴线80a正交的平坦的面。

如图8所示，涡轮壳体60的筒状部60B的内部空间中的比收容空间62靠旋转轴线方向的一方侧的部分成为供轴承壳体50的连结部51a插入的连结孔67。如图7所示，连结孔67从旋转轴线方向的一方侧的端部依次能够大致区分为连结大径孔67a和内径比连结大径孔67a的内径小的连结小径孔67b。连结大径孔67a的内径与轴承壳体50的连结大径部51b的外径大致相同。另外，连结小径孔67b的内径比轴承壳体50的连结小径部51c的外径大。在连结大径孔67a与连结小径孔67b的分界部，存在沿连结轴80的周向整个区域延伸的台阶，构成该台阶的连结小径孔67b的旋转轴线方向的一方侧的端面作为夹持面67d发挥功能。夹持面67d成为与连结轴80的旋转轴线80a正交的平坦的面。在涡轮壳体60的连结孔67的内部插入有轴承壳体50中的连结部51a。

在轴承壳体50的连结部51a与涡轮壳体60的连结孔67之间，配置有整体呈圆环形状的隔热板130。作为隔热板130的径向外侧的部分的外周部133为平板圆环形状。外周部133的外缘的直径比涡轮壳体60中的连结孔67的连结大径孔67a的内径小。外周部133在该外周部133的厚度方向上被夹入轴承壳体50中的连结部51a的夹持面51d与涡轮壳体60中的连结孔67的夹持面67d之间。另外，如上所述，外周部133成为平板环形状，因此外周部133在连结轴80的周向整个区域被夹入轴承壳体50中的连结部51a的夹持面51d与涡轮壳体60中的连结孔67的夹持面67d之间。外周部133的内缘的直径比涡轮壳体60的夹持面67d的内缘的直径小。弯曲部132从外周部133的内缘朝向旋转轴线方向的另一方侧延伸。弯曲部132以越靠旋转轴线方向另一方侧则越位于连结轴80的径向内侧的方式弯曲。弯曲部132从外周部133的内缘的整个区域延伸。内周部131从弯曲部132的内缘朝向连结轴80的径向内侧延伸。内周部131从弯曲部132的内缘的整个区域延伸，成为平板圆环形状。在夹入隔热板130的外周部133的状态下，弯曲部132在旋转轴线方向上弹性变形，内周部131与轴承壳体50的连结部51a的旋转轴线方向的另一方侧的端部抵接。并且，隔热板130的内周部131配置在轴承壳体50中的连结部51a与涡轮90的叶片部91之间。

轴承壳体50的夹持凸缘部59的旋转轴线方向的另一方侧的端面即相对面59a与连结轴80的旋转轴线80a正交。另外，涡轮壳体60的夹持凸缘部68的旋转轴线方向的一方侧的端面即相对面68a与连结轴80的旋转轴线80a正交。轴承壳体50的夹持凸缘部59的相对面59a与涡轮壳体60的夹持凸缘部68的相对面68a在旋转轴线方向上相互相对。在轴承壳体50的夹持凸缘部59的相对面59a与涡轮壳体60的夹持凸缘部68的相对面68a在旋转轴线方向上相对的整个区域中，两者在旋转轴线方向上分离，在两者之间产生间隙。

接着，对涡轮壳体60的旁通通路64及废气旁通阀150的详细情况进行说明。

如图8所示，在涡轮壳体60中，与2个涡旋通路61对应地划分出2个旁通通路64(在图8中仅图示了1个旁通通路64)。2个旁通通路64朝向涡轮壳体60的内部开口，并且这些开口位置并列设置。以围绕涡轮壳体60的内壁面中的旁通通路64的出口部分64a的开口缘的方式设置有阀座65。在本实施方式中，阀座65呈从涡轮壳体60的内壁面突出的圆筒状，在其内部分别划分出2个旁通通路64的出口部分64a。阀座65的端面即抵接面65a成为平坦的面。

如图13所示，在涡轮壳体60的筒状部60B的壁部贯通有贯通孔69。贯通孔69位于比涡轮壳体60中的阀座65靠下游侧(旋转轴线方向的另一方侧)的位置。贯通孔69的中心轴线与阀座65的抵接面65a平行。在贯通孔69的内部插入有圆筒形状的衬套160。衬套160的外径与贯通孔69的内径大致相同。衬套160的中心轴线与贯通孔69的中心轴线同轴。

如图13所示，在涡轮壳体60安装有对旁通通路64进行开闭的废气旁通阀150。废气旁通阀150的轴151为大致圆柱形状。轴151的外径与衬套160的内径大致相同。轴151插通于衬套160的内部，且被支承为能够相对于涡轮壳体60旋转。轴151的旋转轴线151a与贯通孔69的中心轴线同轴。另外，如上所述，由于贯通孔69位于比涡轮壳体60中的阀座65靠下游侧的位置，因此，轴151的旋转轴线151a位于如下位置：在与阀座65的抵接面65a正交的方向上从阀座65的抵接面65a向在旁通通路64中流通的排气的下游侧离开。

阀芯152的连接部153从轴151的涡轮壳体60的内部侧的端部朝向轴151的径向外侧延伸。如图12C所示，在连接部153的轴151的周向一方侧连接有大致圆板形状的阀主体154。阀主体154中的位于连接部153的相反侧的面与轴151的周向交叉，并作为相对于涡轮壳体60的阀座65的抵接面154a发挥功能。阀主体154的抵接面154a的整个区域为平坦的面。另外，连接部153中的与阀主体154的抵接面154a正交的方向的尺寸越靠轴151侧(图12C中的左侧)则越大。在本实施方式中，轴151及阀芯152通过铸造而一体地构成。因此，废气旁通阀150是轴151及阀芯152一体地构成的一体成形件。

如图2所示，在废气旁通阀150的轴151的涡轮壳体60的外部侧的端部连结有连杆机构170。具体而言，在轴151连结有大致长方形板状的连杆臂171的一端部。在连杆臂171的另一端部，连结有整体呈棒状的连杆172的一端部。因此，在轴151的径向上，连杆172及连杆臂171的连结中心177从连杆臂171及轴151的连结中心176离开。连杆172整体从旋转轴线方向的另一方侧朝向一方侧延伸。在连杆172的另一端部连结有致动器180的输出轴。

如图2所示，当连杆172通过致动器180的驱动而向该连杆172的长度方向的一方侧(图2中的左侧)运动时，连杆臂171将连杆172的运动转换为旋转运动，并向轴151的周向一方侧(图2中的逆时针侧)旋转。并且，废气旁通阀150向轴151的周向一方侧旋转。这样一来，废气旁通阀150中的阀芯152的抵接面154a与涡轮壳体60的阀座65的抵接面65a抵接。这样，旁通通路64的下游端由废气旁通阀150的阀芯152覆盖，由此旁通通路64成为全闭状态。此外，在本实施方式中，阀芯152的抵接面154a与阀座65的抵接面65a抵接而使废气旁通阀150不能进一步向关闭侧旋转的状态为全闭状态。此外，在本实施方式中，如图13所示，在旁通通路64的全闭状态下，沿着连杆172的长度方向的假想直线172a相对于与阀座65的抵接面65a平行的假想平面65b交叉。

另一方面，如图2所示，当连杆172通过致动器180的驱动而向该连杆172的长度方向的另一方侧(图2中的右侧)运动时，连杆臂171将连杆172的运动转换为旋转运动，并向轴151的周向另一方侧(图2中的顺时针侧)旋转。并且，废气旁通阀150向轴151的周向另一方侧旋转。这样一来，废气旁通阀150中的阀芯152的抵接面154a从涡轮壳体60的阀座65的抵接面65a离开。这样，旁通通路64的下游端未由废气旁通阀150的阀芯152覆盖，由此旁通通路64成为打开状态。

如图12A所示，阀芯152的抵接面154a以越从连杆臂171沿着轴151的旋转轴线151a的方向即旋转轴线151a方向离开(图12A中的下侧)则越相对于轴151的旋转轴线151a位于轴151的径向外侧(图12A中的左侧)的方式倾斜。因此，在旁通通路64的全闭状态下，阀芯152的抵接面154a以越从连杆臂171沿着轴151的旋转轴线151a的方向即旋转轴线151a方向离开则越相对于轴151的旋转轴线151a位于连杆172的长度方向的一方侧(阀座65所在的一方侧)的方式倾斜。在本实施方式中，阀芯152的抵接面154a相对于轴151的旋转轴线151a以1度以下倾斜。此外，在图12A中，夸张地图示了阀芯152的抵接面154a相对于轴151的旋转轴线151a的倾斜。

在与轴151的旋转轴线151a正交并且与阀座65的抵接面65a交叉的截面中，如图12C所示，将与阀芯152的抵接面154a正交的方向上的从阀芯152的抵接面154a到轴151的旋转轴线151a为止的距离中的最长的距离设为距离A。另外，在与轴151的旋转轴线151a正交并且与阀座65的抵接面65a交叉的截面中，如图13所示，将与阀座65的抵接面65a正交的方向上的从阀座65的抵接面65a到轴151的旋转轴线151a为止的距离中的最短距离设为距离B。在本实施方式中，以距离A比距离B短的方式设计阀主体154的抵接面154a相对于阀座65的抵接面65a的位置。

接着，对旁通通路64与催化剂15的位置关系的详细情况进行说明。如图8所示，催化剂15中的筒状部16从排气管13的上游侧朝向下游侧呈直线状延伸。筒状部16为圆筒形状。在筒状部16的内部设置有划分该筒状部16的内部空间的多个划分壁17。划分壁17与筒状部16的中心轴线16a平行地从筒状部16的上游端延伸至下游端。划分壁17由在与筒状部16的中心轴线16a正交的第1方向上延伸的多个第1划分壁17a和在与第1方向正交的第2方向上延伸的多个第2划分壁17b构成。因此，在从沿着筒状部16的中心轴线16a的方向观察时，多个第1划分壁17a及多个第2划分壁17b成为格子状。此外，在图8中，减少划分壁17的数量而简化催化剂15的结构来进行图示。

催化剂15的上游端面的中央部位于旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b上。另外，旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b与催化剂15的第1划分壁17a交叉。如图8所示，在从与旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b及催化剂15的筒状部16的中心轴线16a分别正交的方向观察时，旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b与催化剂15的筒状部16的中心轴线16a所成的锐角的角度C为30度。此外，在本实施方式中，2个旁通通路64的出口部分64a平行地延伸。

接着，对将涡轮90的轴部92的旋转轴线方向的一方侧的端部与连结轴80的大径部82的旋转轴线方向的另一方侧的端部的接触部分焊接的制造方法进行说明。首先，对用于焊接的焊接装置200进行说明。

如图14所示，焊接装置200具备用于调整涡轮90及连结轴80的焊接位置的升降台201。升降台201的上表面能够通过未图示的致动器升降。在升降台201的上表面安装有用于支承连结轴80的旋转轴线方向的一方侧的端部的下部卡盘202。下部卡盘202能够相对于升降台201旋转。下部卡盘202的旋转轴线以沿着上下方向的方式延伸。另外，在升降台201的上表面安装有用于划分真空空间的真空腔室206。通过从真空腔室206的内部排出空气，真空腔室206的内部成为大致真空。在真空腔室206的上部安装有用于支承涡轮90的旋转轴线方向的另一方侧的端部的上部卡盘203。上部卡盘203位于下部卡盘202的旋转轴线上。另外，上部卡盘203能够与下部卡盘202同轴地相对于真空腔室206旋转。在上部卡盘203连结有电动马达204。通过电动马达204的驱动，使支承于上部卡盘203的涡轮90以及连结轴80旋转。另外，在真空腔室206的侧部安装有用于照射电子束的电子枪205。

接着，对将涡轮90的轴部92的旋转轴线方向的一方侧的端部与连结轴80的大径部82的旋转轴线方向的另一方侧的端部的接触部分焊接的制造方法进行具体说明。

首先，将连结轴80的连结部86插入涡轮90的轴部92的连结凹部93的内部。接着，利用下部卡盘202支承连结轴80的旋转轴线方向的一方侧(图14中的下侧)的端部，利用上部卡盘203支承涡轮90的旋转轴线方向的另一方侧(图14中的上侧)的端部。并且，从真空腔室206的内部排出空气，使真空腔室206的内部成为大致真空状态。

接着，相对于涡轮90的轴部92的旋转轴线方向的一方侧的端部与连结轴80的大径部82的旋转轴线方向的另一方侧的端部的接触部分，在连结轴80的径向外侧配置电子枪205。并且，从该电子枪205照射电子束(例如，电流为几mA、电压为几十kV)。在利用电子枪205照射电子束的状态下，使涡轮90及连结轴80绕连结轴80的旋转轴线80a旋转1周(例如，花费几秒的时间旋转)来进行临时焊接。

接着，增大电子枪205的电子束的输出(例如，电流为十几mA、电压为几十kV)。并且，相对于涡轮90的轴部92的旋转轴线方向的一方侧的端部与连结轴80的大径部82的旋转轴线方向的另一方侧的端部的接触部分，在连结轴80的径向外侧配置电子枪205。并且，从该电子枪205照射电子束。并且，在利用电子枪205照射了电子束的状态下，使涡轮90及连结轴80绕连结轴80的旋转轴线80a旋转1周(例如，花费几秒的时间旋转)来进行正式焊接/主焊接(日文：本溶接)。

接着，减小电子枪205的电子束的输出(例如，电流为几mA、电压为几十kV)。并且，相对于涡轮90的轴部92的旋转轴线方向的一方侧的端部与连结轴80的大径部82的旋转轴线方向的另一方侧的端部的接触部分，在连结轴80的径向外侧配置电子枪205。并且，从该电子枪205照射电子束。并且，在利用电子枪205照射了电子束的状态下，使涡轮90及连结轴80绕连结轴80的旋转轴线80a旋转1周(例如，花费几秒的时间旋转)来进行回火。

在上述的临时焊接的工序中，涡轮90的轴部92与连结轴80的大径部82的连结强度不满足能够经得住涡轮增压器20的驱动的连结强度。另外，在上述回火的工序中，涡轮90的轴部92与连结轴80的大径部82不熔融。因此，在本实施方式中，在上述正式焊接的工序中，仅进行一次涡轮90的轴部92与连结轴80的大径部82的连结强度成为能够经得住涡轮增压器20的驱动的连结强度的焊接。

对本实施方式的作用及效果进行说明。对与引导叶片37的周边结构相关的效果进行说明。在涡轮增压器20中，在压缩机壳体30的内部的压缩机叶轮70旋转时，从比压缩机壳体30靠上游侧的进气管11导入到导入通路35的进气经由收容空间32、连接通路33及涡旋通路34向比压缩机壳体30靠下游侧的进气管11排出。

如图6所示，大致四方板状的引导叶片37从压缩机壳体30的筒状构件36(导入通路35)的内壁面朝向连结轴80的径向内侧突出。因此，在导入通路35的径向外侧的部分中，进气不在导入通路35中的存在引导叶片37的部分流动，进气在导入通路35中的相邻的引导叶片37之间的部分流动而产生与引导叶片37的数量对应的进气流。这样一来，在导入通路35中的比引导叶片37靠下游侧的位置，产生进气流的部分的进气的流动较强，另一方面，未产生进气流的部分的进气的流动较弱。若像这样在导入通路35的周向上进气的流动的强度不均，则产生进气流而进气的流动较强的部分与压缩机叶轮70的叶片部71的上游端部碰撞，由此在压缩机叶轮70整体产生振动。

在此，假设引导叶片37的数量为与压缩机叶轮70的叶片部71的数量相同的7个。在该情况下，与引导叶片37的数量相应的进气流的数量为7个而成为与压缩机叶轮70的叶片部71的数量相同的7个，因此从导入通路35向下游侧流动的各个进气流在相同的时刻与压缩机叶轮70的叶片部71的上游端部碰撞。这样一来，由于进气流与叶片部71的上游端部碰撞而产生的振动重叠，从而有可能在压缩机叶轮70上产生过大的振动。

在本实施方式中，引导叶片37的数量(7个)是比叶片部71的数量(6个)大的最小的奇数。即，引导叶片37的数量不与压缩机叶轮70的叶片部71的数量相同，也不是叶片部71的数量的倍数。因此，由于进气流不会在相同的时刻与压缩机叶轮70的叶片部71的上游端部碰撞，因此由于进气流与叶片部71的上游端部碰撞而产生的振动不会在相同的时刻产生。由此，由于进气流与叶片部71的上游端部碰撞而产生的各个振动相互干涉，压缩机叶轮70整体的振动容易衰减。

另外，由于引导叶片37的数量比叶片部71的数量大，因此与引导叶片37的数量比叶片部71的数量小的结构相比，与引导叶片37的数量相应的进气流的数量变大。因此，能够减小因进气流与叶片部71碰撞而产生的各个叶片部71的振动。而且，引导叶片37的数量是比叶片部71的数量大的奇数中的最小值，成为必要最小限度的数量，因此能够使由引导叶片37的存在引起的进气阻力的增大为最小。

叶片部71的旋转轴线方向的一方侧(上游侧)的端部位于比辅助叶片部72的旋转轴线方向的一方侧(上游侧)的端部靠旋转轴线方向的一方侧(上游侧)的位置。在此，在进气从导入通路35向收容空间32流动时，压缩机叶轮70旋转，因此从导入通路35向收容空间32流动的进气的大半与叶片部71的上游端部碰撞。因此，由于进气流与压缩机轮70碰撞而产生的振动的大半是由于进气流与叶片部71碰撞而产生的。因此，引导叶片37的数量与辅助叶片部72的数量的关系对压缩机叶轮70的振动造成的影响极小。在本实施方式中，引导叶片37的数量相对于叶片部71的数量来设定，因此引导叶片37的数量不会因辅助叶片部72的数量而改变。由此，引导叶片37的数量不会根据辅助叶片部72的数量而增加，也不会像这样随着引导叶片37的数量增加而使进气阻力增大。

引导叶片37从筒状构件36的旋转轴线方向的一方侧的端部延伸至比中点X靠旋转轴线方向的另一方侧(叶片部71侧)的位置。因此，在本实施方式中，与引导叶片37的旋转轴线方向的另一方侧的端部位于比中点X靠旋转轴线方向的一方侧的位置的结构相比，引导叶片37的整流效果变大。另外，由于引导叶片37的旋转轴线方向的另一方侧(下游侧)的端部与叶片部71的旋转轴线方向的一方侧(上游侧)的端部之间的距离比较近，因此整流后的进气不被扩散而容易到达叶片部71。在此，若整流后的进气不被扩散而向叶片部71流动，则导入通路35的周向上的进气流动的强度的不均变大。并且，进气的流动较强的部分与叶片部71碰撞而产生的叶片部71的振动容易变大。通过如上述那样对这样的引导叶片37设定引导叶片37的数量，能够特别有效地得到压缩机叶轮70的振动抑制效果。

进气导管36A构成为与壳体主体39分开的构件，进气导管36A中的筒状构件36嵌入壳体主体39的大径部31a。并且，进气导管36A中的引导叶片37及筒状构件36成为一体成形件。因此，通过将进气导管36A中的筒状构件36嵌合于壳体主体39的大径部31a这样的简便的作用，能够在压缩机壳体30的内部形成引导叶片37。另外，由于在壳体主体39上未形成引导叶片37，因此能够抑制壳体主体39的形状复杂化。

对与连结轴80的周边结构相关的效果进行说明。如图7所示，在连结轴80的大径部82的外周面与轴承壳体50的支承孔52的内周面之间夹设有第1密封构件106。通过该第1密封构件106，抑制在涡轮壳体60的收容空间62中流通的排气流入到轴承壳体50的油排出空间54。

另外，根据内燃机10的运转状况等，有时涡轮壳体60的内部的排气的压力过度变高。这样一来，在涡轮壳体60的收容空间62中流通的排气有可能流入连结轴80的大径部82的外周面与轴承壳体50的支承孔52的内周面之间中的比第1密封构件106靠旋转轴线方向的一方侧的位置。

在本实施方式中，在连结轴80的大径部82的外周面与轴承壳体50的支承孔52的另一方侧支承孔52a的内周面之间，在旋转轴线方向上比第1密封构件106靠一方侧的位置夹设有第2密封构件107。因此，如上所述，即使排气流入连结轴80的大径部82的外周面与轴承壳体50的支承孔52的内周面之间中的比第1密封构件106靠旋转轴线方向的一方侧的位置，也能够抑制排气流入比第2密封构件107靠旋转轴线方向的一方侧的位置。

第1密封构件106及第2密封构件107在连结轴80的周向上遍及约359度地延伸，在一部分产生切缝。因此，排气有可能经由连结轴80的大径部82的外周面与轴承壳体50的支承孔52的内周面之间的第1密封构件106的切缝的部分的间隙向比第1密封构件106靠旋转轴线方向的一方侧流入。

在本实施方式中，在从旋转轴线方向观察时，在连结轴80的周向整个区域夹设有第1密封构件106及第2密封构件107中的至少一方。由于像这样第1密封构件106及第2密封构件107相互位于连结轴80的相反侧，因此即使排气经由第1密封构件106的切缝的部分的间隙流入到比第1密封构件106靠旋转轴线方向的一方侧的位置，也能够利用第2密封构件107抑制排气流入。

特别是，在本实施方式中，在从旋转轴线方向观察时，第2密封构件107以C字的切缝的部分相对于第1密封构件106的C字的切缝的部分位于180度对称的位置的方式安装。因此，容易确保连结轴80的大径部82的外周面与轴承壳体50的支承孔52的内周面之间中的从第1密封构件106的C字的切缝的部分到第2密封构件107的C字的切缝的部分为止的距离。

在本实施方式中，由于第1密封构件106夹设于比第2密封构件107靠旋转轴线方向的另一方侧的位置，因此与第2密封构件107相比容易暴露在排气中。因此，第1密封构件106有时会因排气的热而劣化。

如图7所示，轴承壳体50的冷却水通路56中的旋转轴线方向的另一方侧的端部在旋转轴线方向上延伸至比第2密封构件107靠另一方侧的位置。因此，通过与在冷却水通路56中流通的冷却水的热交换，除了轴承壳体50中的第2密封构件107的附近部分被冷却之外，轴承壳体50中的第1密封构件106的附近部分也被冷却。并且，夹设于轴承壳体50的支承孔52的内部的第1密封构件106、第2密封构件107被冷却。由此，能够抑制第1密封构件106、第2密封构件107的温度过度变高，能够抑制第1密封构件106、第2密封构件107发生劣化。

对与浮动轴承120的周边结构相关的效果进行说明。如图7所示，连结轴80的限制部85在旋转轴线方向上与浮动轴承120的旋转轴线方向的另一方侧的端面125相对。在此，当连结轴80旋转时，若连结轴80的限制部85与浮动轴承120的端面125抵接，则限制部85、浮动轴承120的端面125有可能磨损。

在本实施方式中，供给到连结轴80的外周面与浮动轴承120的内周面之间的油的一部分在连结轴80的限制部85与浮动轴承120的端面125之间流动。因此，在连结轴80旋转时，存在于浮动轴承120的端面125与连结轴80的限制部85之间的油随着连结轴80的限制部85的旋转而向连结轴80的旋转方向行进侧流动。

在此，浮动轴承120的端面125的斜面125b以越靠连结轴80的周向一方侧则越在旋转轴线方向上接近限制部85的方式倾斜。即，浮动轴承120的斜面125b与连结轴80的限制部85的旋转轴线方向的间隔越靠连结轴80的旋转方向前进侧则越小。因此，当油随着连结轴80的限制部85的旋转而流动时，油欲流入该间隔小的部位，因此该间隔小的部位的油的压力变高。这样，通过使浮动轴承120的斜面125b与连结轴80的限制部85之间的油的压力变高，能够在浮动轴承120的端面125与连结轴80的限制部85之间确保间隙。其结果是，能够抑制浮动轴承120的端面125与连结轴80的限制部85抵接而磨损的情况。

在浮动轴承120的端面125中，平台面125a及斜面125b分别在连结轴80的周向上分离地形成有4个。因此，在浮动轴承120的各个斜面125b与连结轴80的限制部85之间，油的压力升高的部位在周向上等间隔地产生4个。其结果是，通过作用于连结轴80的限制部85的油的压力，能够抑制连结轴80相对于浮动轴承120倾斜。

浮动轴承120的端面125的槽部125c从端面125的内周缘125d朝向连结轴80的径向外侧延伸。因此，能够将连结轴80的外周面与浮动轴承120的内周面之间的油经由槽部125c向浮动轴承120的斜面125b与连结轴80的限制部85之间供给。因此，能够抑制向浮动轴承120的斜面125b与连结轴80的限制部85之间供给的油量不足。

另外，浮动轴承120的端面125的槽部125c未到达端面125的外周缘125e。因此，流入到浮动轴承120的槽部125c的油难以经由槽部125c向比端面125的外周缘125e靠径向外侧的位置流出。由此，能够抑制经由槽部125c向浮动轴承120的斜面125b与连结轴80的限制部85之间供给的油量的降低。

浮动轴承120的端面125的槽部125c位于连结轴80的旋转方向行进侧的相反侧的周向另一方侧(图10B中的逆时针侧)的斜面125b的端部。即，槽部125c位于浮动轴承120的斜面125b与连结轴80的限制部85之间的油的压力比较低的部分。因此，在本实施方式中，与槽部125c位于连结轴80的旋转方向行进侧的周向一方侧(图10B中的顺时针侧)的斜面125b的端部的结构相比，流入槽部125c的油容易被供给到浮动轴承120的斜面125b与连结轴80的限制部85之间。

在本实施方式中，浮动轴承120的旋转轴线方向的一方侧的端面128成为与浮动轴承120的旋转轴线方向的另一方侧的端面125相同的结构。另外，浮动轴承120的端面128与连结轴80中的限制衬套110的限制环部112相对。并且，由于限制衬套110与轴主体81一体地旋转，因此当连结轴80旋转时，存在于浮动轴承120的端面128与限制衬套110的限制环部112之间的油随着限制衬套110的限制环部112的旋转而向连结轴80的旋转方向行进侧流动。由此，能够在浮动轴承120的端面128与连结轴80的限制衬套110的限制环部112之间确保间隙。

浮动轴承120通过插通于该浮动轴承120的固定孔122的固定销129而不能相对于轴承壳体50旋转且不能沿旋转轴线方向移动。因此，例如，在浮动轴承120的旋转轴线方向的一方侧的端面128，不需要采用用于将浮动轴承120固定于轴承壳体50的结构。由此，如上所述，在浮动轴承120的旋转轴线方向的一方侧的端面128采用与浮动轴承120的旋转轴线方向的另一方侧的端面125相同的结构。

如上所述，在浮动轴承120的旋转轴线方向的一方侧的端面128不需要采用用于将浮动轴承120固定于轴承壳体50的结构。因此，在轴承壳体50的主体部51的旋转轴线方向的一方侧的部分不需要安装用于支承浮动轴承120的端面128的推力轴承等。由此，也无需在轴承壳体50的主体部51的旋转轴线方向的一方侧的部分采用用于安装推力轴承等的构造，因此能够提高轴承壳体50的主体部51的旋转轴线方向的一方侧的部分的设计自由度。并且，在本实施方式中，在轴承壳体50的主体部51的旋转轴线方向的一方侧的部分，油排出空间54的一方侧端部空间54a整体被划分为圆环形状。由此，一方侧端部空间54a的内部的油经由中央空间54b从油排出口55迅速地排出到轴承壳体50的外部。

轴承壳体50中的油排出空间54的另一方侧环状空间54e以从径向外侧围绕浮动轴承120的旋转轴线方向的另一方侧的端部的方式被划分。另外，油排出空间54的另一方侧环状空间54e与浮动轴承120的端面125和连结轴80的限制部85的空间连接。因此，供给到浮动轴承120的端面125与连结轴80的限制部85之间的油向连结轴80的径向外侧流动而到达油排出空间54的另一方侧环状空间54e。并且，经由油排出空间54及油排出口55向轴承壳体50的外部排出。由此，能够抑制油滞留在浮动轴承120的端面125与连结轴80的限制部85之间。其结果是，能够抑制浮动轴承120的端面125与连结轴80的限制部85之间的油的流动因油的滞留而被妨碍的情形。另外，通过油排出空间54的一方侧环状空间54d，能够抑制油滞留在浮动轴承120的端面128与连结轴80上的限制衬套110的限制环部112之间。

有时从浮动轴承120的端面128与连结轴80中的限制衬套110的限制环部112之间向油排出空间54的一方侧环状空间54d流动的油量会变得过大。若像这样向一方侧环状空间54d流动的油量大，则有时一方侧环状空间54d内的油的压力变高。这样一来，一方侧环状空间54d内的油有时会经由轴承壳体50的支承孔52中的一方侧支承孔52b的内周面与连结轴80的限制衬套110的限制环部112的外周面之间向旋转轴线方向的一方侧流动。并且，由于像这样向旋转轴线方向的一方侧流动的油的压力也变高，因此油有可能会经由密封板40的插通孔41的内周面与连结轴80的限制衬套110的衬套主体111的外周面之间流入压缩机壳体30的收容空间32。

在本实施方式中，在限制衬套110的圆环部113与限制环部112之间，划分出圆环槽部114作为大致圆环形状的空间。因此，经由轴承壳体50的支承孔52中的一方侧支承孔52b的内周面与连结轴80中的限制衬套110的限制环部112的外周面之间向旋转轴线方向的一方侧流动的油被导入到限制衬套110的圆环槽部114的内部。若像这样向限制衬套110的圆环槽部114的内部导入油，则向旋转轴线方向的一方侧流动的油的压力降低。由此，能够抑制油经由密封板40的插通孔41的内周面与连结轴80的限制衬套110的衬套主体111的外周面之间流入压缩机壳体30的收容空间32。

对与密封板40的周边结构相关的效果进行说明。假设在轴承壳体50不具备支承部58的情况下，仅轴承壳体50的主体部51与密封板40的中央部分在旋转轴线方向上抵接。在该结构中，例如，当由于内燃机10的振动等而使旋转轴线方向的力作用于密封板40的径向外侧的部分时，密封板40有时会以挠曲的方式变形。若像这样密封板40变形，则无法确保密封板40的端面40a与压缩机壳体30的旋转轴线方向的另一方侧的端面之间的密闭性，进气有可能从密封板40的端面40a与压缩机壳体30的旋转轴线方向的另一方侧的端面之间泄漏。

如图5所示，在本实施方式中，支承部58从轴承壳体50的主体部51的外周面中的旋转轴线方向的一方侧的端部朝向连结轴80的径向外侧突出。并且，密封板40从旋转轴线方向的一方侧与轴承壳体50的支承部58抵接。因此，即使位于比轴承壳体50的主体部51靠径向外侧的位置的密封板40的径向外侧的部分欲从旋转轴线方向的一方侧朝向另一方侧变形，该密封板40的变形也被轴承壳体50的支承部58限制。由此，即使对密封板40的径向外侧的部分作用从旋转轴线方向的一方侧向另一方侧的力，也能够抑制密封板40的变形。

轴承壳体50的支承部58通过螺栓192固定于密封板40。通过将密封板40固定于支承部58，即使密封板40的径向外侧的部分欲从旋转轴线方向的另一方侧朝向一方侧变形，该密封板40的变形也被轴承壳体50的支承部58限制。由此，即使在密封板40的径向外侧的部分，作用沿旋转轴线方向的力，也能够抑制旋转轴线方向的两侧的变形。

如图9所示，支承部58在连结轴80的周向上相互分离地配置有3个。因此，在本实施方式中，与支承部58在连结轴80的周向整个区域上延伸的结构相比，能够将因支承部58的存在而导致的重量增加抑制在最小限度，并且能够抑制密封板40的变形。

由于支承部58在连结轴80的周向上相互分离地配置，因此在轴承壳体50中，未设置支承部58的部分的外径变小。在此，例如，在通过铸造构成轴承壳体50时，在1个模具的内部形成用于多个轴承壳体50的腔(英文：cavity)。在该情况下，通过在模具的内部以轴承壳体50的支承部58相互不同的方式形成腔，容易增加能够在1个模具的内部铸造的轴承壳体50的数量。

第1支承部58a位于比连结轴80的旋转轴线80a靠沿着假想直线58d的方向的一方侧的位置。另外，第2支承部58b位于比连结轴80的旋转轴线80a靠沿着假想直线58d的方向的另一方侧的位置。即，在沿着假想直线58d的方向上，第1支承部58a及第2支承部58b彼此位于连结轴80的旋转轴线80a的相反侧。因此，密封板40的径向外侧的部分与彼此位于连结轴80的旋转轴线80a的相反侧的第1支承部58a及第2支承部58b抵接。因此，在连结轴80的周向上，能够抑制密封板40的径向外侧的部分的旋转轴线方向的变形。同样地，在沿着假想直线58d的方向上，第1支承部58a及第3支承部58c彼此位于连结轴80的旋转轴线80a的相反侧。由此，密封板40的径向外侧的部分通过与彼此位于连结轴80的旋转轴线80a的相反侧的第1支承部58a及第3支承部58c的抵接，也能够抑制旋转轴线方向的变形。

对与隔热板130的周边结构相关的效果进行说明。在涡轮增压器20中，通过向涡轮壳体60的内部导入排气，涡轮壳体60的温度变高。在此，假设涡轮壳体60中的夹持凸缘部68的相对面68a与轴承壳体50中的夹持凸缘部59的相对面59a接触，则涡轮壳体60的筒状部60B的旋转轴线方向的一方侧的部分向轴承壳体50侧传递热，使得温度降低。与此相对，涡轮壳体60的筒状部60B的旋转轴线方向的另一方侧的部分难以向轴承壳体50侧传递热，因此温度难以降低。即，涡轮壳体60的筒状部60B的旋转轴线方向的一方侧的部分的温度比较低，另一方面，涡轮壳体60的筒状部60B的旋转轴线方向的另一方侧的部分的温度比较高。若像这样在涡轮壳体60中产生温度差，则由于热膨胀量的不同而在涡轮壳体60产生较大的内部应力，有可能成为涡轮壳体60的变形、裂纹的原因。

在本实施方式中，如图7所示，在轴承壳体50的夹持凸缘部59的相对面59a和涡轮壳体60的夹持凸缘部68的相对面68a在旋转轴线方向上相对的整个区域中，在两者之间产生间隙。在像这样产生间隙的部位，热难以从涡轮壳体60的夹持凸缘部68侧向轴承壳体50的夹持凸缘部59侧传递。因此，涡轮壳体60的筒状部60B的旋转轴线方向的一方侧的部分的温度难以降低。由此，在涡轮壳体60中，难以产生温度较低的部分和温度较高的部分。其结果是，在涡轮壳体60中，难以产生因热膨胀量的不同而导致的内部应力，能够抑制产生变形、裂纹。

隔热板130的外周部133在该外周部133的厚度方向上被夹入轴承壳体50中的连结部51a的夹持面51d与涡轮壳体60中的连结孔67的夹持面67d之间。在此，由于隔热板130的外周部133为平板形状，因此难以在外周部133的厚度方向上变形。因此，能够经由隔热板130的外周部133来决定轴承壳体50及涡轮壳体60的旋转轴线方向的位置关系。由此，如上所述，即使在轴承壳体50的夹持凸缘部59的相对面59a与涡轮壳体60的夹持凸缘部68的相对面68a之间产生间隙而两者不接触，也能够抑制轴承壳体50与涡轮壳体60的旋转轴线方向的位置关系产生错位。

隔热板130的外周部133在连结轴80的周向整个区域被夹入轴承壳体50中的连结部51a的夹持面51d与涡轮壳体60中的连结孔67的夹持面67d之间。因此，隔热板130的外周部133在连结轴80的周向整个区域与轴承壳体50中的连结部51a的夹持面51d和涡轮壳体60中的连结孔67的夹持面67d紧贴。由此，隔热板130的外周部133也作为抑制涡轮壳体60的内部的排气向外部泄漏的密封构件发挥功能。因此，即使在轴承壳体50的夹持凸缘部59的相对面59a与涡轮壳体60的夹持凸缘部68的相对面68a之间产生间隙，排气也不会经由两者的间隙向外部泄漏。其结果是，不需要另外安装抑制涡轮壳体60的内部的排气向外部泄漏的密封构件。

如上所述，隔热板130的外周部133被夹入轴承壳体50中的连结部51a的夹持面51d与涡轮壳体60中的连结孔67的夹持面67d之间。因此，隔热板130的外周部133不在与连结轴80的旋转轴线80a正交的方向上移动。因此，隔热板130的外周部133不会相对于轴承壳体50中的连结部51a的夹持面51d、涡轮壳体60中的连结孔67的夹持面67d滑动，隔热板130的外周部133也不会产生磨损。

对与废气旁通阀150的周边结构相关的效果进行说明。假设废气旁通阀150中的轴151和阀芯152为分体构件，将两者组装而构成废气旁通阀150。在该结构中，在废气旁通阀150使旁通通路64从打开状态变为全闭状态时、或在废气旁通阀150使旁通通路64成为打开状态时在旁通通路64中流通的排气的压力发生变动时，有时在轴151与阀芯152的组装部分产生咔嗒声(日文：がたつき音)。这样的咔嗒声有可能会被车辆的乘员感知为异响。

在本实施方式中，如图12B所示，废气旁通阀150是轴151及阀芯152一体地构成的一体成形件。由于像这样轴151及阀芯152一体地构成，因此阀芯152不会相对于轴151摆动，也不会伴随着摆动产生咔嗒声。

假设设计成与图12C所示的阀芯152的抵接面154a正交的方向上的从抵接面154a到轴151的旋转轴线151a为止的距离A同与图13所示的阀座65的抵接面65a正交的方向上的从抵接面65a到轴151的旋转轴线151a为止的距离B相同。并且，若按照该设计制造废气旁通阀150及涡轮壳体60，则在旁通通路64的全闭状态下，涡轮壳体60的阀座65的抵接面65a与废气旁通阀150的阀芯152的抵接面154a面接触。

但是，如上所述，在旁通通路64的全闭状态下，即使设计成涡轮壳体60的阀座65的抵接面65a与废气旁通阀150的阀芯152的抵接面154a面接触，由于实际上产生制造误差等，因此两者也不一定面接触。特别是，如图15A所示，若实际的距离A1比作为设计值的距离A长，则在使旁通通路64成为全闭状态时，废气旁通阀150以阀芯152的根部侧(末端、尾部)相对于阀座65的抵接面65a在先接触的方式抵接。具体而言，在使旁通通路64成为全闭状态时，在废气旁通阀150完全关闭之前，抵接面154a的靠近轴151的一侧的一端部154b与阀座65的抵接面65a发生干涉，使废气旁通阀150不能进一步旋转。

在本实施方式中，设计成距离A比距离B短。因此，即使在废气旁通阀150、涡轮壳体60中产生一些制造误差，如图15B所示，在使旁通通路64成为全闭状态时，废气旁通阀150也以使阀芯152的前端侧相对于阀座65的抵接面65a在先接触的方式抵接。具体而言，在使旁通通路64成为全闭状态时，阀芯152的抵接面154a中的远离轴151的一侧(图15B中的右侧)的另一端部154c与阀座65的抵接面65a抵接。因此，不会发生在废气旁通阀150完全关闭之前阀芯152的抵接面154a与阀座65的抵接面65a发生干涉这样的情况。由此，即使产生相同的制造误差量，在旁通通路64的全闭状态下，如图15A及图15B所示，阀芯152的抵接面154a与阀座65的抵接面65a所成的角度E也小于阀芯152的抵接面154a与阀座65的抵接面65a所成的角度D。其结果是，在旁通通路64的全闭状态下，能够减小阀芯152的抵接面154a与阀座65的抵接面65a之间的间隙，能够减小从旁通通路64向排出通路63泄漏的排气量。此外，在图15A及图15B中，夸张地图示了角度D及角度E。

如图13所示，在使旁通通路64成为全闭状态时，连杆172通过致动器180的驱动而从连杆172的长度方向的另一方侧(图13中的上侧)向一方侧(图13中的下侧)运动。并且，在维持旁通通路64的全闭状态时，在废气旁通阀150的轴151的涡轮壳体60的外部侧的端部，经由连杆臂171作用有从连杆172的长度方向的另一方侧朝向一方侧的力。这样一来，废气旁通阀150的轴151以涡轮壳体60的外部侧的端部位于连杆172的长度方向的一方侧且涡轮壳体60的内部侧的端部位于连杆172的长度方向的另一方侧的方式倾斜。并且，废气旁通阀150的阀芯152的抵接面154a以涡轮壳体60的外部侧的端部位于连杆172的长度方向的一方侧且涡轮壳体60的内部侧的端部位于连杆172的长度方向的另一方侧的方式倾斜。

在本实施方式中，如图12A所示，考虑到在上述那样的旁通通路64的全闭状态下产生的废气旁通阀150的轴151的倾斜，阀芯152的抵接面154a相对于轴151的旋转轴线151a倾斜。具体而言，阀芯152的抵接面154a以越从连杆臂171向沿着轴151的旋转轴线151a的方向即旋转轴线151a方向离开则越相对于轴151的旋转轴线151a位于轴151的径向外侧的方式倾斜。并且，如图13所示，在旁通通路64的全闭状态下，阀芯152的抵接面154a与阀座65的抵接面65a平行。由此，即使在旁通通路64的全闭状态下轴151倾斜，也能够减小在阀芯152的抵接面154a与阀座65的抵接面65a之间产生的间隙。

如图15B所示，在使旁通通路64成为全闭状态时，废气旁通阀150以轴151的旋转轴线151a为中心旋转，阀芯152的抵接面154a中的远离轴151的一侧的另一端部154c与阀座65的抵接面65a抵接。并且，在阀芯152的抵接面154a的另一端部154c与阀座65的抵接面65a抵接时，在阀芯152中越是靠近轴151的一侧，则阀芯152按压阀座65时产生的应力越大。在此，连接部153的与阀主体154的抵接面154a正交的方向的尺寸越靠轴151侧(图15B中的左侧)则越大。因此，在废气旁通阀150中，能够提高阀芯152的连接部153的刚性。由此，能够抑制在阀芯152的连接部153产生变形、裂纹等。

对与旁通通路64的周边结构相关的效果进行说明。如图8所示，在涡轮增压器20中，在旁通通路64的打开状态下，当排气在旁通通路64中流通时，该排气朝向位于比涡轮壳体60靠下游侧的位置的催化剂15流动。并且，催化剂15因排气而被加热，从而催化剂15活化而发挥净化能力。

另外，即使朝向催化剂15流动的排气的流量、温度相同，催化剂15的预热速度也根据催化剂15的划分壁17与排气的流通方向所成的角度而产生差异。例如，假设在旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b与催化剂15的筒状部16的中心轴线16a所成的锐角的角度C大(例如80度)的情况下，有时在旁通通路64中流通的排气会与催化剂15的上游端碰撞而导致排气在排气管13中的比催化剂15靠上游侧的部分滞留。另外，假设在旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b与催化剂15的筒状部16的中心轴线16a平行的情况下，在旁通通路64中流通的排气有时会不与催化剂15的划分壁17的壁面碰撞而向下游侧流动。即，不论旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b与催化剂15的筒状部16的中心轴线16a所成的锐角的角度C过大或过小，催化剂15的预热速度均降低而无法使催化剂15迅速活化。

在本实施方式中，旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b与催化剂15的第1划分壁17a交叉。并且，旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b与催化剂15的筒状部16的中心轴线16a所成的锐角的角度C为30度。因此，在旁通通路64的打开状态下，当在旁通通路64中流通的排气到达催化剂15时，与催化剂15中的第1划分壁17a的壁面碰撞。并且，与第1划分壁17a的壁面碰撞的排气以沿着该第1划分壁17a的壁面的方式向下游侧流动。这样一来，排气的热被传递到催化剂15的第1划分壁17a，能够迅速地提高催化剂15的温度。

如图8所示，废气旁通阀150的阀芯152的抵接面154a包括与阀座65抵接的部位在内的整体成为平坦的面。因此，在本实施方式中，与阀芯152的抵接面154a的一部分成为曲面的情况相比，在旁通通路64的打开状态下，在旁通通路64中流通的排气的流动不会被废气旁通阀150的阀芯152妨碍。由此，也能够将在旁通通路64中流通的排气通过废气旁通阀150的阀芯152向催化剂15侧引导。

对涡轮90与连结轴80的焊接方法相关的效果进行说明。在上述正式焊接的工序中，相对于涡轮90的轴部92的旋转轴线方向的一方侧的端部与连结轴80的大径部82的旋转轴线方向的另一方侧的端部的接触部分，绕连结轴80的旋转轴线80a旋转1周来进行正式焊接。因此，在本实施方式中，与使涡轮90及连结轴80绕连结轴80的旋转轴线80a旋转多次来进行焊接的制造方法相比，能够缩短焊接时间。由此，能够抑制由涡轮90及连结轴80的焊接时间变长引起的涡轮增压器20的制造成本的增大。

本实施方式能够以如下方式变更来实施。本实施方式及以下的变更例能够在技术上不矛盾的范围内相互组合来实施。在上述实施方式中，能够变更引导叶片37的数量。例如，在变更压缩机叶轮70中的叶片部71的数量的情况下，引导叶片37的数量为比叶片部71的数量大的最小的奇数即可。

另外，例如，若在压缩机叶轮70产生的振动比较小且在涡轮增压器20的驱动时不会成为问题，则引导叶片37的数量也可以与叶片部71的数量无关地变更。

在上述实施方式中，能够变更压缩机叶轮70的结构。例如，如上所述，叶片部71的数量可以变更。同样地，辅助叶片部72的数量可以变更，也可以省略辅助叶片部72。另外，能够变更叶片部71的数量与辅助叶片部72的数量的关系。具体而言，叶片部71的数量可以多于辅助叶片部72的数量，也可以少于辅助叶片部72的数量。

在上述实施方式中，能够变更压缩机壳体30的结构。例如，能够变更引导叶片37的旋转轴线方向的延伸设置长度。具体而言，引导叶片37也可以仅设置在筒状构件36的比中点X靠旋转轴线方向的一方侧的位置。另外，引导叶片37也可以仅设置在筒状构件36的比中点X靠旋转轴线方向的另一方侧的位置。

在上述实施方式中，压缩机壳体30中的进气导管36A及壳体主体39也可以一体地构成。在该情况下，引导叶片37只要从压缩机壳体30中的导入通路35的内壁面突出即可。

在上述实施方式中，进气导管36A与进气管11也可以为分体构件。在上述实施方式中，能够变更连结轴80的结构。例如，若涡轮壳体60的内部的排气流入轴承壳体50的内部的可能性低，则能够省略第2密封构件107，因此与此相伴，也可以省略连结轴80中的第2凹部82b。

在上述实施方式中，能够变更第2密封构件107相对于第1密封构件106的安装朝向。例如，在从涡轮壳体60的内部向比第1密封构件106靠旋转轴线方向的一方侧的位置流入的排气的量比较少的情况下，在从旋转轴线方向观察时，第1密封构件106的切缝的部分与第2密封构件107的切缝的部分也可以在周向上存在于相同的位置。即，在从旋转轴线方向观察时，在连结轴80的周向的一部分也可以具有第1密封构件106及第2密封构件107均不存在的部位。

在上述实施方式中，能够变更第1密封构件106及第2密封构件107的结构。例如，第1密封构件106也可以呈没有切缝的环状。在该情况下，在从旋转轴线方向观察时，第2密封构件107相对于第1密封构件106的安装朝向能够适当变更。另外，第1密封构件106中的连结轴80的周向的延伸设置范围也可以小于180度。在该情况下，若第1密封构件106的周向的延伸设置范围与第2密封构件107的周向的延伸设置范围的合计超过360度，则在从旋转轴线方向观察时，能够以夹设有第1密封构件106及第2密封构件107中的任一个的方式配置第1密封构件106及第2密封构件107。

在上述实施方式中，能够变更轴承壳体50的冷却水通路56的形状。例如，若由于从涡轮壳体60的内部流入的排气的热而变高的第1密封构件106的温度比较低，则冷却水通路56的旋转轴线方向的另一方侧的端部也可以位于在旋转轴线方向上比第2密封构件107靠旋转轴线方向的一方侧的位置。

在上述实施方式中，能够变更浮动轴承120的结构。例如，如果在连结轴80的限制部85与浮动轴承120的端面125之间流动的油量较大，连结轴80的限制部85与浮动轴承120的端面125抵接的可能性较低，则也可以省略浮动轴承120的端面125的斜面125b。

在上述实施方式中，能够变更浮动轴承120的端面125的平台面125a及斜面125b的数量。例如，平台面125a及斜面125b的数量也可设为3个以下或5个以上。

在上述实施方式中，能够变更浮动轴承120的斜面125b的槽部125c的位置。例如，槽部125c也可以位于斜面125b的周向的中央部、连结轴80的旋转方向行进侧的斜面125b的端部。

在上述实施方式中，能够变更浮动轴承120的斜面125b的槽部125c的形状。例如，槽部125c中的连结轴80的径向外侧的端部也可以到达至端面125的外周缘125e。另外，槽部125c的凹陷深度也可以为恒定。

在上述实施方式中，也可以省略浮动轴承120的斜面125b的槽部125c。例如，在从连结轴80的外周面与浮动轴承120的内周面之间向浮动轴承120的斜面125b供给的油量足够的情况下，也可以省略槽部125c。

在上述实施方式中，能够变更轴承壳体50的结构。例如，在从连结轴80的限制部85与浮动轴承120的端面125之间向径向外侧流动的油量较小的情况下，也可以省略轴承壳体50中的油排出空间54的另一方侧环状空间54e。同样地，也可以省略轴承壳体50中的油排出空间54的一方侧环状空间54d。

在上述实施方式中，也可以省略用于固定浮动轴承120的固定销129。例如，若在浮动轴承120的旋转轴线方向的一方侧的端部形成凹部，并在该凹部嵌入凸构件，从而将浮动轴承120固定于轴承壳体50，则也可以省略固定销129。另外，在这样的情况下，在浮动轴承120的旋转轴线方向的一方侧的端面128无法采用与浮动轴承120的旋转轴线方向的另一方侧的端面125相同的结构时，也可以为了支承浮动轴承120的端面128而将推力轴承等安装于轴承壳体50。

在上述实施方式中，能够变更轴承壳体50的结构。例如，在因内燃机10的振动等而产生的密封板40的径向外侧的部分的变形量较小的情况下，也可以省略轴承壳体50的支承部58。

在上述实施方式中，能够变更轴承壳体50的支承部58相对于密封板40的固定结构。例如，也可以通过焊接将轴承壳体50的支承部58固定于密封板40的径向外侧的部分。

另外，轴承壳体50的支承部58也可以不固定于密封板40。例如，若轴承壳体50的主体部51固定于密封板40的中央部，则轴承壳体50的支承部58也可以不固定于密封板40。

在上述实施方式中，能够变更轴承壳体50中的支承部58的形状、数量。例如，轴承壳体50中的支承部58可以是2个以下，也可以是4个以上。另外，轴承壳体50也可以具备一个在连结轴80的周向整个区域延伸的支承部58。

在上述实施方式中，能够变更轴承壳体50中的各支承部58的位置关系。例如，第1支承部58a、第2支承部58b及第3支承部58c也可以全部位于比连结轴80的旋转轴线80a靠沿着假想直线58d的方向的一方侧的位置。若在密封板40的径向外侧的部分存在容易产生旋转轴线方向的挠曲的部位，则在该部位的附近配置支承部58即可。

在上述实施方式中，能够变更轴承壳体50及涡轮壳体60的连接结构。例如，若涡轮壳体60的温度分布难以产生偏差，则轴承壳体50的夹持凸缘部59的相对面59a与涡轮壳体60的夹持凸缘部68的相对面68a也可以接触。此外，即使轴承壳体50的夹持凸缘部59中的相对面59a与涡轮壳体60的夹持凸缘部68中的相对面68a接触，若存在在周向上局部不接触的部位，则也能够多少抑制在涡轮壳体60中产生温度差的情况。

在上述实施方式中，能够变更轴承壳体50与涡轮壳体60之间的隔热板130的固定结构。例如，隔热板130的外周部133也可以在连结轴80的周向的一部分被夹入轴承壳体50与涡轮壳体60之间。在该情况下，例如，通过在轴承壳体50与涡轮壳体60之间安装另外的密封构件，能够抑制涡轮壳体60的内部的排气向外部泄漏。

另外，例如，在轴承壳体50与涡轮壳体60的旋转轴线方向的位置关系的偏差比较小的情况下，隔热板130的外周部133也可以在该外周部133的厚度方向上不被夹入轴承壳体50与涡轮壳体60之间。

在上述实施方式中，能够变更固定涡轮壳体60的夹持凸缘部68及轴承壳体50的夹持凸缘部59的结构。例如，涡轮壳体60的夹持凸缘部68及轴承壳体50的夹持凸缘部59也可以通过螺栓及螺母而固定。

在上述实施方式中，能够变更涡轮壳体60的夹持凸缘部68及轴承壳体50的夹持凸缘部59的形状。例如，凹部也可以从涡轮壳体60的夹持凸缘部68的相对面68a沿旋转轴线方向凹陷。另外，凹部也可以从轴承壳体50的夹持凸缘部59的相对面59a沿旋转轴线方向凹陷。并且，也可以在涡轮壳体60的凹部与轴承壳体50的凹部之间嵌入定位用的销。在该情况下也是，若在涡轮壳体60的夹持凸缘部68的相对面68a与轴承壳体50的夹持凸缘部59的相对面59a之间设置有间隙，则热难以从涡轮壳体60的夹持凸缘部68侧向轴承壳体50的夹持凸缘部59侧传递。

在上述实施方式中，能够变更在与阀芯152的抵接面154a正交的方向上从抵接面154a到轴151的旋转轴线151a为止的距离A与在与阀座65的抵接面65a正交的方向上从抵接面65a到轴151的旋转轴线151a为止的距离B的关系结构。例如，若废气旁通阀150的制造精度高且制造误差小到能够忽视的程度，则即使设计成距离A与距离B相同也不会产生问题。

在上述实施方式中，能够变更阀芯152的抵接面154a相对于轴151的旋转轴线151a的倾斜结构。例如，根据涡轮壳体60的贯通孔69、衬套160、废气旁通阀150的轴151的结构，在旁通通路64的全闭状态下，废气旁通阀150的轴151相对于涡轮壳体60的贯通孔69的倾斜量不同。因此，根据旁通通路64的全闭状态下的废气旁通阀150的轴151相对于涡轮壳体60的贯通孔69的倾斜量，来变更阀芯152的抵接面154a相对于轴151的旋转轴线151a的倾斜即可。此外，在废气旁通阀150的轴151相对于涡轮壳体60的贯通孔69的倾斜量比较小的情况下，阀芯152的抵接面154a也可以不相对于轴151的旋转轴线151a倾斜。

另外，例如，根据连杆机构170的连结结构，在使旁通通路64成为全闭状态时，连杆172从该连杆172的长度方向的一方侧(图13中的下侧)向另一方侧(图13中的上侧)运动。这样一来，在旁通通路64的全闭状态下，废气旁通阀150的轴151以涡轮壳体60的外部侧的端部位于连杆172的长度方向的另一方侧且涡轮壳体60的内部侧的端部位于连杆172的长度方向的一方侧的方式倾斜。在该情况下，阀芯152的抵接面154a以越从连杆臂171沿着轴151的旋转轴线151a的方向即旋转轴线151a方向离开(越靠图12A中的下侧)则越相对于轴151的旋转轴线151a位于轴151的径向内侧(图12A中的右侧)的方式倾斜即可。

在上述实施方式中，能够变更废气旁通阀150中的阀芯152的结构。例如，在废气旁通阀150中的阀芯152的抵接面154a与阀座65的抵接面65a面接触的情况下，在阀芯152的抵接面154a与阀座65的抵接面65a抵接时，在阀芯152产生的应力容易变小。在这样的情况下，连接部153中的与阀主体154的抵接面154a正交的方向的尺寸也可以为恒定。

在上述实施方式中，能够变更旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b与催化剂15的筒状部16的中心轴线16a所成的锐角的角度C。例如，旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b与催化剂15的筒状部16的中心轴线16a所成的锐角的角度C也可以在25度～35度的范围内变更。此外，在该角度C在25度～35度的范围内的情况下，发明人通过实验等发现了由于排气与催化剂15的划分壁17碰撞而使该催化剂15的温度迅速变高的情况。

另外，例如，在能够通过在涡轮壳体60的收容空间62中流通的排气充分加热催化剂15的情况下，旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b与催化剂15的筒状部16的中心轴线16a所成的锐角的角度C也可以小于25度或大于35度。

在上述实施方式中，能够变更催化剂15的结构。例如，在从沿着筒状部16的中心轴线16a的方向观察时，催化剂15中的划分壁17也可以呈蜂窝形状。在该情况下，通过使旁通通路64的出口部分64a的中心轴线64b与催化剂15的筒状部16的中心轴线16a所成的锐角的角度C在25度～35度的范围内，也能够使排气以沿着划分壁17的壁面的方式流通。

在上述实施方式中，能够变更焊接涡轮90和连结轴80的制造方法。例如，在对涡轮90及连结轴80进行焊接来进行固定所需的时间比较短且涡轮增压器20的制造成本难以增大的情况下，也可以使涡轮90及连结轴80绕连结轴80的旋转轴线80a旋转多次来进行焊接。

在日本特开2018-040317的涡轮增压器中的涡轮壳体中收容有涡轮。在涡轮固定有连结轴的一端。连结轴在轴承壳体的内部被支承为能够旋转。在涡轮壳体的端部设置有凸缘部。另外，在轴承壳体的端部设置有凸缘部。涡轮壳体的凸缘部及轴承壳体的凸缘部在相互对接的状态下由夹紧构件固定。

在日本特开2018-040317的涡轮增压器中，由于向涡轮壳体的内部导入排气，因此涡轮壳体的温度变高。此时，在涡轮壳体的与轴承壳体接触的部分，由于热被向轴承壳体侧传递，因此温度降低。另一方面，在涡轮壳体的远离轴承壳体的部分，由于热难以向轴承壳体侧传递，因此温度难以降低。即，在涡轮壳体中，产生温度较低的部分和温度较高的部分。这样，若在涡轮壳体中产生温度差，则由于热膨胀量的不同而在涡轮壳体产生较大的内部应力而成为变形、裂纹的原因，因此是不优选的。

鉴于这样的课题，无论是否使废气旁通阀一体化，均采用在涡轮壳体的凸缘部的相对面与轴承壳体的凸缘部的相对面之间设置间隙这样的结构即可。

在国际公开第2015/001644号的内燃机中的进气管安装有涡轮增压器的压缩机壳体。在压缩机壳体的内部划分出用于收容压缩机叶轮的收容空间。另外，在压缩机壳体中划分出用于向收容空间导入进气的导入通路。对进气进行整流的板状的引导叶片从导入通路的内壁面突出。该引导叶片在导入通路的周向上相互分离地配置有多个。另外，在压缩机壳体的收容空间收容有压缩机叶轮。压缩机叶轮具备在该压缩机叶轮的旋转轴线方向上延伸的轴部和从轴部朝向径向外侧突出的多个叶片部。

在国际公开第2015/001644号的涡轮增压器中，在压缩机叶轮旋转而使进气从导入通路向收容空间流通时，进气与压缩机轮碰撞。因此，压缩机叶轮由于进气碰撞的冲击而稍微振动。并且，根据压缩机叶轮的叶片部的数量与压缩机壳体中的引导叶片的数量的关系，压缩机叶轮产生的振动有时会大到无法忽视的程度。

鉴于这样的课题，无论是否使废气旁通阀一体化，均采用使压缩机壳体的引导叶片的数量为比压缩机叶轮的叶片部的数量大的最小奇数这样的结构即可。

日本特开2015-127517的涡轮增压器具备大致筒状的轴承壳体。将涡轮和压缩机叶轮连结的连结轴以能够旋转的方式支承在该轴承壳体的内部。在轴承壳体的连结轴的旋转轴线方向的一方侧(压缩机叶轮侧)固定有大致圆板形状的密封板。具体而言，密封板的外径大于轴承壳体的外径。密封板的中央部分通过螺钉固定于轴承壳体。在密封板的与轴承壳体相反的一侧固定有压缩机壳体。通过这些密封板及压缩机壳体，划分出收容压缩机叶轮的空间、供压缩机叶轮压送的进气流通的涡旋通路。

在日本特开2015-127517的涡轮增压器中，密封板突出至比轴承壳体的外周面靠径向外侧的位置。因此，若轴承壳体的轴线方向的力作用于密封板的径向外侧的部分，则密封板有可能以挠曲的方式变形。假如密封板变形，则无法确保密封板与压缩机壳体之间的密闭性，进气有可能会从密封板与压缩机壳体之间泄漏。

鉴于这样的课题，无论是否使废气旁通阀一体化，均采用使密封板从旋转轴线方向的一方侧与轴承壳体的支承部抵接的结构即可。

在日本特表2004-512453号公报的涡轮增压器中的轴承壳体的内部插入有圆筒状的浮动轴承。在浮动轴承的内部插入有将涡轮与压缩机叶轮连结的连结轴。该连结轴的旋转轴线方向的端部向浮动轴承的外部突出。

在日本特表2004-512453号公报那样的连结轴的端部，有时设置外径比其他部位的外径大的限制部。并且，通过连结轴的限制部与浮动轴承的轴线方向的端部抵接，从而连结轴相对于浮动轴承的旋转轴线方向的移动被限制。因此，在浮动轴承的轴线方向的端部、连结轴的限制部容易产生磨损。因此，在涡轮增压器中，要求能够抑制这样的磨损的构造。

鉴于这样的课题，无论是否使废气旁通阀一体化，均采用在与连结轴的限制部相对的浮动轴承的端面设置平台面及斜面这样的结构即可。

在日本特开2009-068380中记载了通过焊接将涡轮增压器中的涡轮的端部与连结轴的端部固定的技术。具体而言，在日本特开2009-068380记载的技术中，使涡轮的端部及连结轴的端部接触，在由电子枪从连结轴的径向外侧对两者的接触部分照射了电子束的状态下，使涡轮及连结轴相对于电子枪绕该连结轴的旋转轴线旋转。这样一来，通过该电子束的热，将连结轴及涡轮的各自的端部焊接。之后，在由电子枪从连结轴的径向外侧对涡轮及连结轴的焊接部分的外表面照射了电子束的状态下，使涡轮及连结轴相对于电子枪绕该连结轴的旋转轴线旋转。这样一来，涡轮及连结轴的焊接部分顺畅地完成。

在日本特开2009-068380的制造方法中，由于进行2次电子束焊接，因此用于固定连结轴的端部及涡轮的端部的焊接时间变长。若这样焊接时间变长，则成为涡轮增压器的制造成本增大的原因。

鉴于这样的课题，无论是否使废气旁通阀一体化，均采用通过使涡轮及连结轴相对于电子枪绕该连结轴的旋转轴线旋转一次而对涡轮的端部与连结轴的端部进行焊接这样的制造方法即可。

在日本特开2017-078435的涡轮增压器中的涡轮壳体中收容有涡轮。在涡轮固定有连结轴的一端。连结轴收容在由轴承壳体划分出的支承孔的内部。在连结轴的涡轮侧的端部的外周面安装有大致环状的密封构件。通过该密封构件，将连结轴的涡轮侧的端部的外周面与轴承壳体的支承孔的内周面之间的间隙填埋。

在日本特开2017-078435的涡轮增压器中，在内燃机驱动时，在涡轮壳体的内部流通的排气的压力有时会过度上升。若像这样排气的压力变高，则虽然间隙由密封构件填埋，但在涡轮壳体的内部流通的排气有可能会流入轴承壳体的内部。

鉴于这样的课题，无论是否使废气旁通阀一体化，均采用使第2密封构件夹设于连结轴的旋转轴线方向的另一方侧的端部的外周面与轴承壳体的支承孔的内周面之间且比第1密封构件靠旋转轴线方向的一方侧的位置这样的结构即可。

在日本特开2018-087556的内燃机中的排气管的中途，安装有用于净化排气的催化剂。在排气管中的比催化剂靠上游侧的部分安装有涡轮增压器的涡轮壳体。在涡轮壳体收容有通过排气的流通而旋转的涡轮。另外，在涡轮壳体设置有在比涡轮靠排气上游侧的位置及比涡轮靠排气下游侧的位置进行旁通的旁通通路。该旁通通路的出口部分朝向位于比涡轮壳体靠下游侧的位置的催化剂延伸。

在日本特开2018-087556的涡轮增压器中，在内燃机驱动时，当排气在旁通通路中流通时，该排气朝向位于比涡轮壳体靠下游侧的位置的催化剂流动。并且，通过催化剂由排气加热，从而催化剂活化而发挥净化能力。在此，即使朝向催化剂流动的排气的流量、温度相同，催化剂的预热速度也根据催化剂的划分壁与排气的流通方向所成的角度而产生差异。在日本特开2018-087556的涡轮增压器中，从催化剂的预热速度的观点出发，没有对来自旁通通路的排气的流通方向进行研究，存在进一步改良的余地。

鉴于这样的课题，无论是否使废气旁通阀一体化，均采用在从与旁通通路中的出口部分的中心轴线及催化剂中的筒状部的中心轴线分别正交的方向观察时使旁通通路的出口部分的中心轴线与催化剂的筒状部的中心轴线所成的锐角的角度为25～35度这样的结构即可。

对能够从上述实施方式及变更例掌握的技术思想及其效果进行记载。一种涡轮增压器，所述涡轮增压器具备收容涡轮的涡轮壳体和将与所述涡轮连结的连结轴支承为能够旋转的轴承壳体，在所述涡轮壳体的所述连结轴的旋转轴线方向的一方侧的端部，凸缘部朝向所述连结轴的径向外侧突出，在所述轴承壳体的所述连结轴的旋转轴线方向的另一方侧的端部，凸缘部朝向所述连结轴的径向外侧突出，所述涡轮壳体的凸缘部与所述轴承壳体的凸缘部在所述连结轴的旋转轴线方向上由固定构件紧固而相互固定，在所述涡轮壳体与所述轴承壳体之间配置有环状的隔热板，并且该隔热板由所述涡轮壳体和所述轴承壳体夹入，在所述涡轮壳体的凸缘部设置有在所述连结轴的旋转轴线方向上与所述轴承壳体的凸缘部相对的相对面，在所述轴承壳体的凸缘部设置有在所述连结轴的旋转轴线方向上与所述涡轮壳体的凸缘部相对的相对面，在所述涡轮壳体的相对面中与所述轴承壳体的相对面相对的整个区域，在两者之间设置有间隙。

在上述结构中，在设置有间隙的部位，热难以从涡轮壳体的凸缘部朝向轴承壳体的凸缘部传递。因此，涡轮壳体中的靠近轴承壳体的一侧的部分的温度难以降低。由此，在涡轮壳体中，难以产生温度较低的部分和温度较高的部分。

在上述结构中，作为所述隔热板的径向外侧的一部分的外周部呈平板状，所述隔热板的外周部在所述隔热板的外周部的厚度方向上由所述涡轮壳体和所述轴承壳体夹入。

在上述结构中，隔热板的外周部由于呈平板状而难以在厚度方向上变形，因此通过夹入该隔热板的外周部，能够决定涡轮壳体与轴承壳体的位置关系。因此，即使在涡轮壳体的凸缘部与轴承壳体的凸缘部之间产生间隙而两者不直接抵接，也能够抑制涡轮壳体与轴承壳体的位置关系产生错位。

在上述结构中，作为所述隔热板的径向外侧的一部分的外周部在所述连结轴的周向整个区域由所述涡轮壳体和所述轴承壳体夹入。

在上述结构中，隔热板的外周部在连结轴的周向整个区域与涡轮壳体及轴承壳体紧贴。因此，隔热板也作为防止导入到涡轮壳体的内部的排气向外部泄漏的密封构件发挥功能。因此，不需要另外安装用于防止排气的泄漏的构件。

一种涡轮增压器，所述涡轮增压器具备安装于进气管的压缩机壳体和收容于所述压缩机壳体的内部的压缩机叶轮，所述压缩机叶轮具备在该压缩机叶轮的旋转轴线方向上延伸的轴部和从所述轴部朝向径向外侧突出的叶片部，所述叶片部在所述压缩机叶轮的周向上相互分离地配置有多个，在所述压缩机壳体划分出用于收容所述压缩机叶轮的收容空间和从所述旋转轴线方向的一方侧与所述收容空间连接并向所述收容空间导入进气的导入通路，板状的引导叶片从所述导入通路的内壁面突出，所述引导叶片在所述导入通路的周向上彼此分离地配置有多个，所述引导叶片的数量为比所述叶片部的数量大的最小的奇数。

在上述结构中，进气在有引导叶片的部分不流动，进气在没有引导叶片的部分流动，因此产生与引导叶片的数量相应的进气流。通过这些进气流与压缩机叶轮的叶片部的端部碰撞，从而在压缩机叶轮上产生振动。假如进气流的数量(引导叶片的数量)与压缩机叶轮的叶片部的数量相同，则在相同的时刻进气流与各叶片部碰撞而彼此的振动不会相互抵消，因此有时压缩机叶轮整体的振动变大。关于这一点，在上述结构中，引导叶片的数量与压缩机叶轮的叶片部的数量不相同，也不是叶片部的数量的倍数。因此，整流后的进气流与叶片部的端部碰撞而产生的振动不会在相同的时刻产生，各振动相互干涉而容易衰减。而且，在上述结构中，与引导叶片的数量比叶片部的数量小的结构相比，与引导叶片的数量相应的进气流的数量变大，从而能够减小由一个进气流在叶片部产生的振动。另外，引导叶片的数量是比叶片部的数量大的奇数中的最小值，因此能够使引导叶片的进气阻力的增大为最小。

在上述结构中，所述压缩机叶轮具备从所述轴部朝向径向外侧突出的辅助叶片部，所述辅助叶片部配置于在所述压缩机叶轮的周向上排列的所述叶片部之间，所述叶片部中的所述旋转轴线方向的一方侧的端部位于比所述辅助叶片部中的所述旋转轴线方向的一方侧的端部靠所述旋转轴线方向的一方侧的位置。

在上述结构中，由于叶片部的上游端位于比辅助叶片部的上游端靠上游侧的位置，因此向比引导叶片靠下游侧的位置流动的气流的大半与叶片部的上游端碰撞。在上述结构中，由于引导叶片的数量相对于位于上游侧的叶片部的数量设定，因此能够有效地抑制压缩机叶轮的振动。

在上述结构中，所述导入通路的中心轴线与所述旋转轴线一致，所述导入通路中的所述旋转轴线方向的一方侧向所述压缩机壳体的外部开口，在所述旋转轴线方向上，在将距所述导入通路中的所述旋转轴线方向的一方侧的端部的距离与距所述叶片部的所述旋转轴线方向的一方侧的端部的距离相等的点作为中点时，所述引导叶片在所述压缩机叶轮的旋转轴线方向上，从所述导入通路的所述旋转轴线方向的一方侧的端部延伸至比所述中点靠所述叶片部侧的位置。

根据上述结构，引导叶片超过从导入通路的开口至压缩机叶轮的叶片部的导入通路的一半地延伸，因此该引导叶片对进气的整流效果较大。另外，由于引导叶片的端部与压缩机叶轮的叶片部的距离较近，因此整流后的进气不扩散而容易到达叶片部。

在上述结构中，所述压缩机壳体具备壳体主体和筒状构件，所述壳体主体被划分出所述收容空间并且被划分出从该收容空间向所述旋转轴线方向的一方侧延伸并向所述压缩机壳体的外部开口的插入孔，所述筒状构件插入到所述插入孔，所述插入孔包括小径部和大径部，所述大径部的内径比所述小径部的内径大，所述大径部位于比所述小径部靠所述旋转轴线方向的一方侧的位置并从所述小径部到达所述插入孔的所述旋转轴线方向的一方侧的端部，所述筒状构件嵌入所述大径部，所述筒状构件的内部构成所述导入通路，所述筒状构件及所述引导叶片是一体成形件。

根据上述结构，通过将筒状构件嵌合于壳体主体中的插入孔的开口这样的简便的作业，能够在压缩机壳体设置引导叶片。另外，由于在壳体主体未设置引导叶片，因此能够抑制随着设置引导叶片而使壳体主体的形状复杂化的情况。

一种涡轮增压器，所述涡轮增压器具备供将涡轮及压缩机叶轮连结的连结轴插入的轴承壳体、固定于所述轴承壳体中的所述连结轴的旋转轴线方向的一方侧的密封板、以及固定于所述密封板中的所述连结轴的旋转轴线方向的一方侧并与所述密封板一起划分出所述压缩机叶轮的收容空间的压缩机壳体，所述轴承壳体具备将所述连结轴支承为能够旋转的主体部和从所述主体部的外周面朝向所述连结轴的径向外侧突出的支承部，所述密封板从所述连结轴的旋转轴线方向的一方侧与所述支承部抵接。

根据上述结构，即使位于比轴承壳体的主体部靠径向外侧的位置的密封板的径向外侧的部分欲从连结轴的旋转轴线方向的一方侧朝向另一方侧变形，该变形也被轴承壳体的支承部限制。因此，即使从连结轴的旋转轴线方向的一方侧向另一方侧的力作用于密封板的径向外侧的部分，也能够抑制密封板的变形。

在上述结构中，所述密封板固定于所述支承部。在上述结构中，通过在支承部固定有密封板，即使密封板的径向外侧的部分欲从连结轴的旋转轴线方向的另一方侧朝向一方侧变形，该变形也被轴承壳体的支承部限制。因此，在密封板的径向外侧的部分，即使作用沿连结轴的旋转轴线方向的力，也能够抑制连结轴的旋转轴线方向的两侧的变形。

在上述结构中，所述支承部在所述连结轴的周向上相互分离地配置有多个。在上述结构中，与抑制密封板的变形并且使支承部沿周向整个区域延伸的结构相比，能够使由于设置有支承部而导致的轴承壳体的重量增加等为最小限度。

在上述结构中，将在所述连结轴的周向上配置的多个所述支承部中的一个作为第1支承部，将在所述连结轴的周向上配置的多个所述支承部中的所述第1支承部以外的一个作为第2支承部，将与所述连结轴的旋转轴线正交并且通过所述第1支承部的直线作为假想直线时，所述第1支承部位于比所述连结轴的旋转轴线靠所述假想直线方向的一方侧的位置，所述第2支承部位于比所述连结轴的旋转轴线靠所述假想直线方向的另一方侧的位置。

在上述结构中，密封板的径向外侧的部分与相互位于连结轴的相反侧的第1支承部及第2支承部抵接。因此，在连结轴的周向上，能够抑制密封板的径向外侧的部分的变形。

一种涡轮增压器，将收容涡轮的涡轮壳体与收容压缩机叶轮的压缩机壳体经由轴承壳体连结，在所述轴承壳体的内部插入有筒状的浮动轴承，在所述浮动轴承的内部插入有连结所述涡轮与所述压缩机叶轮的连结轴，向所述浮动轴承的内周面与所述连结轴的外周面之间供给油，所述连结轴具备插入所述浮动轴承的内部的棒状的轴主体和从所述轴主体的外周面朝向径向外侧突出并且遍及所述轴主体的周向整个区域地延伸的限制部，所述轴主体的一部分比所述浮动轴承的轴线方向的端面向所述浮动轴承的外侧突出，所述限制部从所述轴主体的所述一部分的外周面突出，在所述浮动轴承的所述端面设置有与所述限制部相对的平台面和在所述连结轴的周向上与所述平台面相邻并且相对于所述平台面倾斜的斜面，所述斜面相对于所述平台面凹陷，并且以越靠涡轮增压器的驱动时的所述连结轴的旋转方向前进侧则越在所述连结轴的旋转轴线方向上接近所述限制部的方式倾斜。

在上述结构中，存在于浮动轴承的端面与连结轴的限制部之间的油随着连结轴的限制部的旋转而向连结轴的旋转方向行进侧流动。根据上述结构，浮动轴承的斜面以越靠连结轴的旋转方向行进侧则越接近限制部的方式倾斜。即，斜面与限制部的间隔越靠连结轴的旋转方向前进侧则越小。由于油欲流入该间隔小的部位，因此该部位的油的压力变高。这样，通过提高斜面与限制部之间的油的压力，能够在浮动轴承的端面与连结轴的限制部之间确保间隙，能够抑制两者抵接而磨损。

在上述结构中，在所述浮动轴承的所述端面设置有在所述连结轴的周向上相互分离的多个所述平台面和位于在所述连结轴的周向上分离的所述平台面之间的多个所述斜面。

在上述结构中，通过浮动轴承的端面与连结轴的限制部之间的油的流动，油的压力在各斜面与限制部之间升高。由此，能够分散在连结轴的周向上油的压力高的部分，能够抑制连结轴由于作用于连结轴的限制部的油的压力而相对于浮动轴承倾斜的情况。

在上述结构中，在所述浮动轴承的所述端面设置有从所述斜面凹陷的槽部，所述槽部从所述浮动轴承的所述端面的内周缘朝向所述连结轴的径向外侧延伸。

在上述结构中，能够将浮动轴承的内周面与连结轴的轴主体的外周面之间的油经由槽部供给到斜面。由此，向斜面与限制部之间供给充分的油。

在上述结构中，所述槽部未到达所述浮动轴承的外周缘。在上述结构中，从浮动轴承的内周缘侧流入槽部的油难以流出到比浮动轴承的外周缘靠径向外侧的位置。即，能够抑制经由槽部供给到斜面的油量降低。因此，能够提高由油实现的浮动轴承的端面与连结轴的限制部之间的润滑性。

在上述结构中，所述槽部位于涡轮增压器的驱动时的与所述连结轴的旋转方向行进侧相反的一侧的所述斜面的端部。在上述结构中，在连结轴的旋转轴线方向上，槽部位于斜面与限制部的间隔最远的部分。即，槽部位于斜面与限制部之间的油的压力比较低的部分。因此，流入槽部的油容易向浮动轴承的斜面与连结轴的限制部之间的间隙供给。

在上述结构中，在所述轴承壳体中，划分出用于将供给到所述浮动轴承与所述连结轴之间的油向外部排出的油排出空间，并且划分出将所述油排出空间与所述轴承壳体的外部连通的油排出口，所述油排出空间的至少一部分被划分成从径向外侧围绕所述浮动轴承的所述限制部侧的端部，并且与所述浮动轴承的所述端面和所述限制部的空间连接。

在上述结构中，供给到浮动轴承的端面与连结轴的限制部之间的油流向连结轴的径向外侧而到达油排出空间。并且，经由油排出口向轴承壳体的外部排出。由此，能够抑制油滞留在浮动轴承的端面与连结轴的限制部之间。其结果是，能够抑制浮动轴承的端面与连结轴的限制部之间的油的流动因油的滞留而被妨碍的情况。

一种涡轮增压器的制造方法，所述涡轮增压器具备收容于涡轮壳体的涡轮、收容于压缩机壳体的压缩机叶轮、以及连结所述涡轮及所述压缩机叶轮的连结轴，在由电子枪从所述连结轴的径向外侧对所述涡轮的端部及所述连结轴的端部的接触部分照射了电子束的状态下，使所述涡轮及所述连结轴相对于所述电子枪绕该连结轴的旋转轴线旋转一次，由此对所述涡轮的端部与所述连结轴的端部进行焊接。

在上述结构中，由于使涡轮及连结轴相对于电子枪绕该连结轴的旋转轴线旋转一次来进行焊接，因此与使涡轮及连结轴绕该连结轴的旋转轴线多次旋转来进行焊接的制造方法相比，能够缩短焊接时间。

一种涡轮增压器，所述涡轮增压器具备收容涡轮的涡轮壳体、收容压缩机叶轮的压缩机壳体、连接所述涡轮壳体及所述压缩机壳体的轴承壳体、以及连结所述涡轮及所述压缩机叶轮且收容于所述轴承壳体的连结轴，在所述轴承壳体中，收容所述连结轴的支承孔从所述涡轮壳体侧向所述压缩机壳体侧贯通，在所述连结轴的所述涡轮侧的端部的外周面与所述支承孔的内周面之间，夹设有沿所述连结轴的周向延伸的第1密封构件，在所述连结轴的所述涡轮侧的端部的外周面与所述支承孔的内周面之间且在比所述第1密封构件靠所述压缩机叶轮侧的位置，夹设有沿所述连结轴的周向延伸的第2密封构件。

在上述结构中，若在涡轮壳体的内部流通的排气的压力上升，则排气有时会向连结轴的外周面与支承孔的内周面之间中的比第1密封构件靠压缩机叶轮侧的位置流入。在上述结构中，即使排气这样向比第1密封构件靠压缩机叶轮侧的位置流入，也能够通过夹设于连结轴的外周面与支承孔的内周面之间的第2密封构件，抑制排气向比该第2密封构件靠压缩机叶轮侧的位置流入。

在上述结构中，所述第1密封构件在所述连结轴的周向上的延伸设置范围为180度以上且小于360度，所述第2密封构件在所述连结轴的周向上的延伸设置范围为180度以上且小于360度，在从所述连结轴的旋转轴线方向观察时，在所述连结轴的周向整个区域夹设有所述第1密封构件及所述第2密封构件中的至少一方。

在上述结构中，有时排气会经由连结轴的外周面与支承孔的内周面之间的未夹设第1密封构件的间隙向比第1密封构件靠压缩机叶轮侧的位置流入。在上述结构中，由于第1密封构件及第2密封构件相互位于连结轴的相反侧，因此即使排气从第1密封构件的间隙流入，也能够利用第2密封构件抑制排气流入。

在上述结构中，在所述轴承壳体中划分出供冷却水流通的冷却水通路，所述冷却水通路的一部分在所述连结轴的旋转轴线方向上延伸至比所述第2密封构件靠所述涡轮侧的位置。

在上述结构中，在连结轴的旋转轴线方向上，冷却水通路的一部分越过第2密封构件而向第1密封构件侧延伸。因此，通过与在冷却水通路中流通的冷却水的热交换，除了第2密封构件之外，第1密封构件也被冷却。由此，能够抑制因在涡轮壳体的内部流通的排气的热而使第1密封构件、第2密封构件的温度过度变高的情况。其结果是，能够抑制由于温度过度变高而在第1密封构件、第2密封构件中产生劣化。

一种内燃机的排气构造，所述内燃机的排气构造具备供排气流通的排气管、安装于所述排气管的涡轮增压器的涡轮壳体、以及安装于所述排气管中的比所述涡轮壳体靠下游侧的部分并用于净化排气的催化剂，所述催化剂具备筒状的筒状部和在所述筒状部的中心轴线方向上延伸的多个划分壁，在所述涡轮壳体中划分出收容涡轮的收容空间、与所述收容空间连接并且将排气从所述涡轮壳体的外部向所述收容空间导入的涡旋通路、与所述收容空间连接并且将排气从所述收容空间向所述涡轮壳体的外部排出的排出通路、以及与所述涡旋通路及所述排出通路连接并且对所述涡轮进行旁通的旁通通路，所述催化剂的上游端面位于所述旁通通路的排气的出口部分的中心轴线上并且所述出口部分的中心轴线与所述划分壁交叉，在从与所述出口部分的中心轴线及所述筒状部的中心轴线分别正交的方向观察时，所述出口部分的中心轴线与所述筒状部的中心轴线所成的锐角的角度为25～35度。

假如旁通通路的出口部分的中心轴线与催化剂的筒状部的中心轴线平行，则在旁通通路中流通的排气有可能不与催化剂的划分壁的壁面碰撞而向下游侧流动。另外，若旁通通路的出口部分的中心轴线与催化剂的筒状部的中心轴线所成的角度接近90度，则在旁通通路流通的排气有可能与催化剂的上游端面碰撞而滞留在比催化剂靠上游侧的部分。

在上述结构中，当在旁通通路中流通的排气到达下游侧的催化剂时，排气与催化剂中的划分壁的壁面碰撞。并且，与催化剂中的划分壁的壁面碰撞的排气以沿着划分壁的壁面的方式向下游侧流动。因此，排气的热被传递到催化剂的划分壁，能够迅速地提高催化剂的温度。另外，在上述结构中，能够抑制在旁通通路中流通的排气与催化剂的上游端碰撞而使排气滞留在排气管中的比催化剂靠上游侧的部分。

Claims (3)

1.一种涡轮增压器，其特征在于，包括：

涡轮壳体，所述涡轮壳体收容涡轮，所述涡轮壳体划分出旁通通路，所述旁通通路在比所述涡轮靠排气上游侧的位置和比所述涡轮靠排气下游侧的位置进行旁通；以及

废气旁通阀，所述废气旁通阀安装于所述涡轮壳体，所述废气旁通阀构成为打开所述旁通通路，并构成为关闭所述旁通通路，

在所述涡轮壳体的内壁面中的所述旁通通路的开口缘设置有对于所述废气旁通阀的阀座，

所述废气旁通阀包括轴和阀芯，所述轴贯通所述涡轮壳体的壁部而以能够旋转的方式被支承于所述壁部，所述阀芯从所述轴中的所述涡轮壳体的内部侧的端部起沿所述轴的径向延伸，所述阀座的抵接面及所述阀芯的抵接面为平面，所述阀座的所述抵接面是对于所述阀芯的抵接面，所述阀芯的所述抵接面是对于所述阀座的抵接面，

所述废气旁通阀是包括所述轴及所述阀芯的一体成形件，

所述轴的旋转轴线位于如下位置：在与所述阀座的所述抵接面正交的方向上从所述阀座向所述旁通通路的排气下游侧离开，以及

在与所述轴的所述旋转轴线正交并且与所述阀座的所述抵接面交叉的截面中，第一距离比第二距离短，所述第一距离是在与所述阀芯的所述抵接面正交的方向上从所述阀芯的所述抵接面到所述轴的旋转轴线为止的距离，所述第二距离是在与所述阀座的所述抵接面正交的方向上从所述阀座的所述抵接面到所述轴的所述旋转轴线为止的距离。

2.根据权利要求1所述的涡轮增压器，其特征在于，还包括：

连杆机构，所述连杆机构与所述轴中的所述涡轮壳体的外部侧的端部连结而将来自致动器的驱动力向所述轴传递，

所述连杆机构包括与所述轴中的所述涡轮壳体的外部侧的端部连结的连杆臂和与所述连杆臂中的从所述连杆臂与所述轴的连结中心沿所述轴的径向离开的部分连结的连杆，

所述连杆在使所述旁通通路从打开状态成为全闭状态时，从所述连杆的长度方向的一方侧向另一方侧运动，

在所述旁通通路的全闭状态下，沿着所述连杆的长度方向的假想直线相对于与所述阀座的所述抵接面平行的假想平面交叉，并且，

所述阀芯的所述抵接面在所述旁通通路的全闭状态下，以越从所述连杆臂沿所述轴的旋转轴线方向离开则越相对于所述轴的所述旋转轴线位于所述连杆的长度方向的另一方侧的方式倾斜。

3.根据权利要求1或2所述的涡轮增压器，其特征在于，

所述阀芯包括具有该阀芯的所述抵接面的阀主体和将所述阀主体与所述轴连接的连接部，

所述连接部的与所述阀芯的所述抵接面正交的方向的尺寸越靠近所述轴侧则越大。

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