JP2002303147A - 可変容量型ターボチャージャ - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】タービンホイールのブレードの振動についてそ
の好適な抑制を図ることのできる可変容量型ターボチャ
ージャを提供する。 【解決手段】このターボチャージャは、複数のブレード
２１ａが回転軸を中心とする円周上に設けられるととも
に同ブレード２１ａにエンジンの排気を受けて回転する
タービンホイール２１と、タービンホイール２１の外周
を囲うように同ホイール２１の周方向に沿って形成され
る排気流路と、排気流路内にあってタービンホイール２
１の回転軸を中心とする円周上に配設されるとともに連
動して開閉する複数のノズルベーン４４とを備える。各
ノズルベーン４４が最大開度位置にあるときにおける、
各ノズルベーン４４の下流側の端部を結ぶ円の半径Ｒｎ
とブレード２１ａの上流側の端部を結ぶ円の半径Ｒｔと
の比「Ｒｎ／Ｒｔ」が１．０７に設定される。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、エンジンの過給シ
ステムとして用いられるターボチャージャにかかり、詳
しくはタービンホイールを回転させる排気流の流量を可
変とするためのノズルベーンが設けられた可変容量型タ
ーボチャージャに関する。

【０００２】

【従来の技術】一般に、自動車用のエンジンにおいて、
その出力の向上を図る上では燃焼室へ充填される空気の
量を増やすことが好ましい。そこで従来は、自然吸気分
だけでなく、空気を強制的に燃焼室へ送り込むことによ
り充填効率を高める過給システムが提案され、実用され
ている。そして、こうした過給システムとしては、例え
ば特開昭６１−２６８８０４号公報に記載された可変容
量型ターボチャージャが知られている。

【０００３】こうした可変容量型ターボチャージャは通
常、エンジンの排気通路を流れる排気によって回転する
タービンホイールと、同機関の吸気通路内の空気を強制
的に燃焼室側へ送り込むコンプレッサインペラとを備え
ている。これらタービンホイールとコンプレッサインペ
ラとは、ロータシャフトを介して一体回転可能に連結さ
れている。そして、タービンホイールのブレードに排気
流が当たって同ホイールが回転すると、その回転力はロ
ータシャフトを介してコンプレッサインペラに伝達され
る。そして、コンプレッサインペラが回転することによ
り、吸気通路内の空気の圧力（過給圧）が高められ、そ
の結果、空気が強制的に燃焼室に送り込まれるようにな
る。

【０００４】また、可変容量型ターボチャージャは、タ
ービンホイールの外周を囲うように同ホイールの周方向
に沿って延びる排気流路を備えている。排気流路を通過
した排気は、タービンホイールのブレードに当たり、こ
れにより同タービンホイールが回転するようになる。こ
の排気流路には、タービンホイールのブレードに当てら
れる排気流の流速（流量）を可変とするための複数のノ
ズルベーンが設けられている。これらノズルベーンは、
タービンホイールの回転軸を中心とする円周上に位置
し、連動して開閉される。

【０００５】すなわち、タービンホイールのブレードに
当てられる排気流の流速は、上記ノズルベーンを連動し
て開閉して隣合うノズルベーン間の間隙の大きさを変化
させることにより調整される。こうしてノズルベーンを
開閉させて上記排気の流速調整を行うことにより、ター
ビンホイールの回転速度が調整され、ひいては燃焼室へ
の空気の過給圧が調整されるようになる。こうした調整
を行うことにより、燃焼室内や吸気通路内の圧力が過大
になるのを防止しつつ、エンジンの出力を向上させるこ
とができるようになる。

【０００６】

【発明が解決しようとする課題】上記従来の可変容量型
ターボチャージャにおいて、ノズルベーンの下流側で
は、上記ノズルベーン間の間隙による絞り効果によって
排気の流速が高められる領域がある。その一方で、ノズ
ルベーンの下流側には、こうした絞り効果の影響を受け
ず排気の流速が遅い領域、いわゆる死水領域も存在す
る。すなわち、ノズルベーンの下流側には、排気の流速
が高められタービンホイールのブレードにより大きな回
転力を与える領域と、その回転力が小さい領域とが混在
している。

【０００７】このため、タービンホイールのブレードに
当たる排気の流速は、同タービンホイールの回転に伴っ
て変動するようになる。その結果、ブレードには、その
大きさが周期的に変動する強制力が作用し、この強制力
によってブレードが振動するようになる。そして、この
ようなブレードの振動は、ターボチャージャの性能や信
頼性の低下を招く要因となる。特に、こうした排気流に
よってブレードに作用する上記強制力の周波数と同ブレ
ードの固有振動数とが一致した状態で、ターボチャージ
ャの運転が継続されるような場合には、ブレードの破損
を招くおそれもある。

【０００８】本発明は、こうした実情に鑑みてなされた
ものであって、その目的は、タービンホイールのブレー
ドの振動についてその好適な抑制を図ることのできる可
変容量型ターボチャージャを提供することにある。

【０００９】

【課題を解決するための手段】以下、上記目的を達成す
るための手段及びその作用効果について記載する。先
ず、請求項１に記載の発明は、複数のブレードがその回
転軸を中心とする円周上に配設され同ブレードにエンジ
ンの排気流を受けて回転するタービンホイールと、この
タービンホイールの外周を囲うように同ホイールの周方
向に沿って延びる排気流路と、この排気流路内にあって
前記タービンホイールの回転軸を中心とする円周上に配
設され、前記排気流の流路面積を変更すべく連動して開
閉される複数のノズルベーンとを備える可変容量型ター
ボチャージャにおいて、前記複数のノズルベーンが最大
開度位置にあるときの、これらノズルベーンの下流側端
部を結ぶ円の半径Ｒｎと同ノズルベーンの下流側端部に
対向する前記ブレードの上流側端部を結ぶ円の半径Ｒｔ
との比「Ｒｎ／Ｒｔ」が１．０７以上の値に設定される
ことをその要旨とする。

【００１０】ノズルベーンにより高められた排気の流速
は、同排気がノズルベーンから離れるほど遅くなる。従
って、上述したようなノズルベーンの下流側における排
気流速の差についても、ノズルベーンから離れるほど小
さくなる。すなわち、上記比「Ｒｎ／Ｒｔ」が大きな値
に設定されるほどブレードに作用する強制力の振幅が小
さくなり、これによりブレードに生じる振動も小さくな
る。そして、本発明者は、上記比「Ｒｎ／Ｒｔ」を
「１．０７」以上に設定することにより、ブレードの振
動を抑制する上で好適な値にまで上記排気流速の差が、
減少することを実験により確認した。

【００１１】上記構成によれば、上記比「Ｒｎ／Ｒｔ」
を１．０７以上に設定することで、タービンホイールの
ブレードの振動についてその好適な抑制を図ることがで
きるようになる。

【００１２】また、請求項２に記載の発明は、複数のブ
レードがその回転軸を中心とする円周上に配設され同ブ
レードにエンジンの排気流を受けて回転するタービンホ
イールと、このタービンホイールの外周を囲うように同
ホイールの周方向に沿って延びる排気流路と、この排気
流路内にあって前記タービンホイールの回転軸を中心と
する円周上に配設され、前記排気流の流路面積を変更す
べく連動して開閉される複数のノズルベーンとを備える
可変容量型ターボチャージャにおいて、前記タービンホ
イールのブレードは、その２次固有振動数が、同タービ
ンホイールの１秒あたりの許容最大回転数と前記ノズル
ベーンの数との積にほぼ一致する値に設定されてなるこ
とをその要旨とする。

【００１３】タービンホイールの回転速度が高くなるほ
ど、そのブレードに作用する強制力の振幅も大きくな
り、またその周波数も上昇するようになる。従って、こ
のように強制力の振幅が大きくなる高回転域において同
強制力の周波数がブレードの固有振動数と一致して共振
するようになると、このときにおけるブレードの振動も
大きなものとなる。但し一般に、タービンホイールが許
容最大回転数近くの速度域で作動する頻度は極めて低
く、同速度域において上記共振現象が継続することは殆
どない。従って、請求項２に記載の発明の構成によれ
ば、ブレードの２次固有振動数と上記強制力の周波数と
が一致する共振状態が最大許容回転数近くの速度域にお
いて継続される機会自体がほとんどなくなり、こうした
共振によってブレードの振動が大きくなることが回避さ
れるようになる。一方、同構成では、タービンホイール
がほぼ許容最大回転数の１／２の回転数となる速度にて
回転するときにおいて、その１次固有振動数と上記強制
力の周波数とが一致して共振するようにもなる。ところ
が、このときには、上記強制力自体が比較的小さいため
に、上述したように強制力が大きい高回転域に１次固有
振動数が設定される場合と比較して、共振した場合にお
けるブレードの振動が小さく抑えられるようになる。従
って、同構成によれば、タービンホイールのブレードの
振動についてその好適な抑制を図ることができるように
なる。

【００１４】また、請求項３に記載の発明は、請求項２
記載の可変容量型ターボチャージャにおいて、前記複数
のノズルベーンが最大開度位置にあるときの、これらノ
ズルベーンの下流側端部を結ぶ円の半径Ｒｎと同ノズル
ベーンの下流側端部に対向する前記ブレードの上流側端
部を結ぶ円の半径Ｒｔとの比「Ｒｎ／Ｒｔ」が１．０７
以上の値に設定されることをその要旨とする。

【００１５】上記構成によれば、比「Ｒｎ／Ｒｔ」を上
述した態様で設定したことによるブレードの振動抑制効
果と、タービンホイールの固有振動数を上述した態様で
設定したことによるブレードの振動抑制効果とを併せて
奏することができるようになる。

【００１６】また、請求項２または３記載の可変容量型
ターボチャージャにおいて、前記ノズルベーンの数をＺ
ｎ、前記タービンホイールの６０秒あたりの許容最大回
転数をＮｍａｘとするとき、前記タービンホイールのブ
レードの２次固有振動数ｆ２を、次式「０．９ ＜ ｆ
２／（Ｚｎ×Ｎｍａｘ／６０） ＜ １．１」を満たす
値に設定するのが望ましい。

【００１７】上記構成によれば、１次固有振動数若しく
は多次の固有振動数における共振に伴うブレードの振動
が好適に抑制されるようになる。

【００１８】

【発明の実施の形態】（第１の実施の形態）以下、本発
明にかかる可変容量型ターボチャージャの第１の実施の
形態について説明する。

【００１９】はじめに、本実施の形態にかかるターボチ
ャージャの具体的な構成について、図１及び図２を参照
して説明する。なお、このターボチャージャは、過給シ
ステムとして車載エンジンに搭載されるものを想定して
いる。

【００２０】図１に示されるように、上記ターボチャー
ジャは、センタハウジング３１、コンプレッサハウジン
グ３２及びタービンハウジング３３を備えている。セン
タハウジング３１には、上記ロータシャフト２３がその
軸線Ｌを中心に回転可能に支持されている。このロータ
シャフト２３の一端部（図中右端部）には、上記コンプ
レッサインペラ２２が取り付けられている。このコンプ
レッサインペラ２２には、ロータシャフト２３の軸線Ｌ
を中心にして複数のブレード２２ａが設けられている。
また、ロータシャフト２３の他端部（図中左端部）に
は、上記タービンホイール２１が取り付けられている。
このタービンホイール２１にも、ロータシャフト２３の
軸線Ｌを中心にして複数のブレード２１ａが設けられて
いる。

【００２１】センタハウジング３１の一端側には、コン
プレッサインペラ２２の外周を囲うように上記コンプレ
ッサハウジング３２が取り付けられている。このコンプ
レッサハウジング３２において、センタハウジング３１
の反対側に位置する部分には吸気入口３２ａが設けられ
ている。また、コンプレッサハウジング３２の内部に
は、螺旋状に延びて上記エンジンの吸気通路（図示略）
と連通するコンプレッサ通路３４が設けられている。更
に、コンプレッサハウジング３２には、吸気入口３２ａ
を介して同ハウジング３２内に導入された空気をコンプ
レッサ通路３４へ送り出すための送出通路３５が設けら
れている。この送出通路３５は、コンプレッサ通路３４
に沿って設けられている。そして、ロータシャフト２３
の回転に基づきコンプレッサインペラ２２が軸線Ｌを中
心に回転すると、空気が吸気入口３２ａ、送出通路３５
及びコンプレッサ通路３４を介して上記エンジンの吸気
通路へ強制的に送り出されるようになる。

【００２２】一方、センタハウジング３１の他端側に
は、タービンホイール２１の外周を囲うように、上記タ
ービンハウジング３３が取り付けられている。そしてこ
のタービンハウジング３３内には、螺旋状に延びるスク
ロール通路３６が設けられている。このスクロール通路
３６には、上記エンジンの排気通路（図示略）が連通さ
れており、同エンジンの燃焼室からの排気がこの排気通
路を介して送り込まれる。

【００２３】また、タービンハウジング３３内には、タ
ービンホイール２１の外周を囲うように、同ホイール２
１の周方向に沿って延びる排気流路３７が形成されてい
る。スクロール通路３６内の排気はこの排気流路３７を
通じてタービンホイール２１側に向けて導入される。こ
の排気流路３７を通じて導入される排気がタービンホイ
ール２１のブレード２１ａに当たることによって、ター
ビンホイール２１が軸線Ｌを中心に回転するようにな
る。その後、排気は、タービンハウジング３３において
センタハウジング３１と反対側に位置する部分に設けら
れた排気出口３３ａを介して触媒（図示略）へ送り出さ
れる。

【００２４】センタハウジング３１とタービンハウジン
グ３３との間には、上記排気流路３７を通じてタービン
ホイール２１側に導入される排気の流速を調整する可変
ノズル機構４１が設けられている。次にこの可変ノズル
機構４１について、図１及び図２を併せ参照して説明す
る。なお、図２（ａ）は同機構４１の側面断面構造を示
し、図２（ｂ）は同機構４１の正面構造を示している。

【００２５】これら図１及び図２（ａ），（ｂ）に示す
ように、可変ノズル機構４１は、環状に形成されたノズ
ルバックプレート４２を備えている。ノズルバックプレ
ート４２には、複数の軸４３が同プレート４２の円心を
中心としてその周方向に沿って等角度毎に設けられてい
る。各軸４３は、ノズルバックプレート４２をその厚さ
方向に貫通して回動可能に支持されている。これら軸４
３の排気流路３７側の端部（図１、図２（ａ）中の左端
部）には、ノズルベーン４４が固定されている。また、
軸４３の反対側の端部（図１、図２（ａ）中の右端部）
には、同軸４３と直交してノズルバックプレート４２の
外縁部へ延びる開閉レバー４５が固定されている。開閉
レバー４５の先端には二股に分岐した一対の挟持部４５
ａが設けられている。

【００２６】各開閉レバー４５とノズルバックプレート
４２との間には、ノズルバックプレート４２と重なるよ
うに環状のリングプレート４６が設けられている。ま
た、リングプレート４６にはその円心を中心として等角
度毎に複数のピン４７が固設されており、それらピン４
７は各開閉レバー４５の挟持部４５ａ間で位置変化可能
な状態でこれら挟持部４５ａに挟持されている。このよ
うにピン４７が挟持部４５ａにより挟持されることによ
り、リングプレート４６はその円心を中心に回動可能と
なっている。

【００２７】そして、リングプレート４６がその円心を
中心に所定角度回動すると、各ピン４７により各開閉レ
バー４５の挟持部４５ａは付勢され、軸４３を中心に所
定角度だけ回動する。その結果、それら開閉レバー４５
とともに軸４３が回動し、その軸４３の回動に伴い各ノ
ズルベーン４４は連動して開閉するようになる。また、
隣合うノズルベーン４４間の間隙の大きさは、それらノ
ズルベーン４４の開閉動作に基づき変化する。

【００２８】上記構成の可変ノズル機構４１は、ノズル
バックプレート４２をボルト（図示略）でタービンハウ
ジング３３に固定することで、図１に示すように同ハウ
ジング３３に取り付けられる。この状態において、リン
グプレート４６の外縁部（図中下端部）には軸線Ｌと同
方向へ延びるピン５２が固定され、そのピン５２には可
変ノズル機構４１を駆動するための駆動機構５１が連結
される。

【００２９】駆動機構５１は、センタハウジング３１に
上記ピン５２と同方向へ延びた状態で回動可能に支持さ
れた支軸５３を備えている。この支軸５３の一端部（図
中左端部）には、上記ピン５２に対して位置変化可能に
連結された駆動レバー５４が固定されている。また、支
軸５３の他端部（図中右端部）には、アクチュエータ５
６に連結される操作片５５が固定されている。

【００３０】そして、アクチュエータ５６の駆動により
操作片５５が操作されて支軸５３が回動すると、この支
軸５３の回動に伴い駆動レバー５４が支軸５３を中心に
回動する。その結果、リングプレート４６が、駆動レバ
ー５４によりピン５２を介して周方向に付勢され、軸線
Ｌを中心に回動することとなる。このリングプレート４
６の回動により、隣合うノズルベーン４４間の間隙の大
きさが調整され、この調整に基づき、スクロール通路３
６から排気流路３７を通じてタービンホイール２１側に
導入される排気の流速が調節される。

【００３１】このように排気の流速を調節することによ
り、タービンホイール２１の回転速度、換言すればコン
プレッサインペラ２２の回転速度が適宜に調節され、ひ
いては過給圧が調整される。こうした過給圧の調整を行
うことにより、燃焼室内の圧力が過大になるのを防止し
つつエンジンの出力向上が図られるようになる。

【００３２】図３は、上記各ノズルベーン４４を最大開
度位置まで回動させたときにおけるこれらノズルベーン
４４と上記各ブレード２１ａとの位置関係を一部拡大し
て示している。本実施の形態のターボチャージャでは、
各ノズルベーン４４の下流側の端部を結ぶ円の半径Ｒｎ
と上記各ブレード２１ａの上流側の端部を結ぶ円の半径
Ｒｔとの比「Ｒｎ／Ｒｔ」が、上記ノズルベーン４４を
最大開度位置まで回動させたときにおいて「１．０７」
となるように設定されている。

【００３３】以下、上記比「Ｒｎ／Ｒｔ」を「１．０
７」に設定することによる作用について、図４を参照し
つつ説明する。図４は、ノズルベーン４４を最大開度位
置まで回動させたときにおける上記比「Ｒｎ／Ｒｔ」の
大きさとブレード２１ａに作用する強制力の振幅との関
係を示している。なお、こうした関係は、計算機を用い
たシュミレーション等の実験に基づいて求められる前記
比「Ｒｎ／Ｒｔ」とノズルベーン４４の下流側における
排気流速の差との関係に基づいて求められる。

【００３４】ノズルベーン４４により高められた排気の
流速は、基本的には同排気がノズルベーン４４から離れ
るほど遅くなる。従って、ノズルベーン４４の下流側に
おいてブレード２１ａに当たる排気の流速差について
も、同ノズルベーン４４から離れた部位ほど小さくな
る。すなわち、上記比「Ｒｎ／Ｒｔ」が大きな値に設定
されるほどブレード２１ａに作用する強制力の振幅が小
さくなり、これによりブレード２１ａに生じる振動も小
さくなる。そして、上記比「Ｒｎ／Ｒｔ」が１．０８に
設定される場合において、上記強制力の振幅が一旦最小
となる。更に、この比「Ｒｎ／Ｒｔ」が１．０８よりも
大きな値になると、若干上記強制力の振幅が大きくなる
ものの、上記比「Ｒｎ／Ｒｔ」が１．０７に設定される
ときにおける強制力の振幅よりも大きくなることはな
い。

【００３５】本実施の形態では、上記排気流速の差を減
少させ強制力の振幅を抑える上で好適な上記比「Ｒｎ／
Ｒｔ」の範囲を「１．０７以上」とし、同比「Ｒｎ／Ｒ
ｔ」を１．０７に設定するようにしている。そして、こ
のように上記比「Ｒｎ／Ｒｔ」を設定することにより、
タービンホイール２１のブレード２１ａの振動について
その好適な抑制が図ることができるようになる。なお、
強制力の振幅を更に抑え、ブレード２１ａの振動を一層
効果的に抑制する上では、上記比「Ｒｎ／Ｒｔ」を１．
０８以上に設定するのが望ましい。

【００３６】（第２の実施の形態）以下、本発明にかか
る可変容量型ターボチャージャの第２の実施の形態につ
いて説明する。

【００３７】ここでは、ターボチャージャそのものの構
成は、先の図１及び図２に示した第１の実施の形態のタ
ーボチャージャと同等の構成のものを想定しており、そ
れら構成についての重複する説明は割愛する。

【００３８】さて、タービンホイール２１の回転速度が
高くなると、そのブレード２１ａに作用する上記強制力
の振幅は大きくなり、その周波数も上昇するようにな
る。従って、このように強制力の振幅が大きくなる高回
転域において同強制力の周波数がタービンホイール２１
の固有振動数と一致して共振するようになると、ブレー
ド２１ａの振動も大きなものとなる。

【００３９】そこで、本実施の形態のターボチャージャ
では、こうした共振によるブレード２１ａの振動の増大
を抑制すべく、ブレード２１ａの２次固有振動数（Ｈ
ｚ）を、タービンホイール２１の１秒あたりの許容最大
回転数とノズルベーン４４の数との積にほぼ一致する値
に、すなわち同タービンホイール２１が許容最大回転速
度で回転するときにおいてブレード２１ａに作用する強
制力の周波数とほぼ一致する値に設定するようにしてい
る。具体的には、ノズルベーン４４の数をＺｎ、タービ
ンホイール２１の６０秒あたりの許容最大回転数をＮｍ
ａｘとすると、ブレード２１ａの２次固有振動数をｆ２
を、 ｆ２ ＝ （Ｚｎ×Ｎｍａｘ／６０） …（１） といった関係式（１）により設定するようにしている。
なお、この２次固有振動数ｆ２が小さな値に設定される
ほど、１次固有振動数ｆ１と上記強制力の周波数とが一
致するときにおける強制力が小さく抑えられる反面、同
周波数と２次固有振動数ｆ２とが一致した状態でタービ
ンホイール２１が回転する頻度が大きくなって同２次固
有振動数ｆ２における共振が生じ易くなる。一方、この
２次固有振動数ｆ２が大きな値に設定されるほど、同２
次固有振動数ｆ２における共振が生じにくくなる反面、
１次固有振動数ｆ１と上記強制力の周波数とが一致する
ときにおける強制力が大きくなって１次固有振動数ｆ１
において共振が生じたときにおけるブレード２１ａの振
動が大きくなってしまう。ブレード２１ａの２次固有振
動数ｆ２を関係式（１）を満たす値に設定することで、
上記強制力の周波数がブレード２１ａの１次及び２次固
有振動数ｆ１及びｆ２とそれぞれ一致する共振時でのブ
レード２１ａの振動が共に好適に抑制されるようになる
ことが発明者によって確認されている。

【００４０】以下、このようにブレード２１ａの２次固
有振動数を設定することによる作用について、図５を参
照しつつ説明する。なお、図５は、タービンホイール２
１の６０秒あたりの回転数に対する、上記強制力の周波
数（同図５（ａ））、同強制力の振幅（同図５
（ｂ））、及びタービンホイール２１の作動頻度（同図
５（ｃ））をそれぞれ示している。

【００４１】図５（ａ）に示されるように、本実施の形
態のターボチャージャでは、そのタービンホイール２１
が「許容最大回転数Ｎｍａｘ」といった回転数となる速
度にて作動する場合において、上記２次固有振動数ｆ２
とノズルベーン４４に作用する強制力の周波数とが一致
する。この場合、図５（ｂ）に示されるように、ノズル
ベーン４４に作用する強制力が大きいものの、図５
（ｃ）に示されるように、こうした許容最大回転数Ｎｍ
ａｘ近くの作動領域においてタービンホイール２１が作
動する頻度は極めて少ない。このため、ブレード２１ａ
の２次固有振動数ｆ２と上記強制力の周波数とが一致す
る共振状態でその運転が継続される機会自体がほとんど
ない。従って、こうした共振によってブレード２１ａの
振動が大きくなることが回避される。

【００４２】一方、図５（ａ）に示されるように、本実
施の形態のターボチャージャでは、タービンホイール２
１が「１／２×許容最大回転数Ｎｍａｘ」といった回転
数となる速度にて運転される場合において、その１次固
有振動数ｆ１（＝１／２×ｆ２）と上記強制力の周波数
とが一致して共振が生じることとなる。ところがこの場
合には、図５（ｂ）に示されるように、強制力の振幅が
比較的小さいために、強制力の振幅が大きい高回転域に
１次固有振動数が設定される場合と比較して、共振した
場合におけるブレード２１ａの振動が小さく抑えられ
る。すなわち、本実施の形態のターボチャージャにあっ
ては、上記強制力の周波数と上記ブレード２１ａの１次
及び２次固有振動数ｆ１及びｆ２とが一致する共振時に
おけるブレード２１ａの振動が、共に好適に抑制される
ようになる。従って、タービンホイール２１のブレード
２１ａの振動についてその好適な抑制を図ることができ
るようになる。

【００４３】なお、上記各実施の形態は、それぞれ以下
のように変更して実施してもよい。 ・上記第１の実施の形態では、各ノズルベーン４４の下
流側の端部を結ぶ円の半径Ｒｎと、上記各ブレード２１
ａの上流側の端部を結ぶ円の半径Ｒｔとの比「Ｒｎ／Ｒ
ｔ」を「１．０７」に設定するようにしたが、これに限
られない。要は、この比「Ｒｎ／Ｒｔ」を「１．０７以
上」の値に設定することで、ブレードの振動についてそ
の好適な抑制を図ることはできる。

【００４４】・また特に、この比「Ｒｎ／Ｒｔ」を１．
０８以上に設定することで、ブレード２１ａの振動につ
いてのより好適な抑制を図ることができるようになる。 ・上記第２の実施の形態では、タービンホイール２１の
２次固有振動数ｆ２を、「ｆ２＝（Ｚｎ×Ｎｍａｘ／６
０）」といった関係式（１）により設定するようにした
が、この２次固有振動数ｆ２は、「０．９＜ｆ２／（Ｚ
ｎ×Ｎｍａｘ／６０）＜１．１」といった関係式を満た
す値であれば、適宜採用することができる。例えば、ブ
レード２１ａ、ひいてはタービンホイール２１の軽量化
を図る上では、このブレード２１ａの２次固有振動数ｆ
２をその下限値「０．９０×（Ｚｎ×Ｎｍａｘ／６
０）」により近い値（０．９０×（Ｚｎ×Ｎｍａｘ／６
０）＜ｆ２＜（Ｚｎ×Ｎｍａｘ／６０）等）に設定する
ようにしてもよい。

【００４５】・第１の実施の形態の構成と第２の実施の
形態の構成とを双方備えるようにしてもよい。こうした
構成によれば、上記比「Ｒｎ／Ｒｔ」を上述した態様で
設定したことによるブレード２１ａの振動抑制効果と、
上記タービンホイール２１の２次固有振動数ｆ２を上述
した態様で設定したことによるブレード２１ａの振動抑
制効果とを併せて奏することができるようになる。

【００４６】以上、本発明の実施の形態について説明し
たが、本発明の実施の形態には、次のような形態を含む
ものであることを付記しておく。 （１）前記エンジンは、車載エンジンである請求項１〜
４のいずれかに記載の可変容量型ターボチャージャ。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明にかかる可変容量型ターボチャージャの
第１の実施の形態についてその断面構造を示す断面図。

【図２】ノズルベーンを開閉する可変ノズル機構を示す
断面図及び正面図。

【図３】ノズルベーンとブレードとの位置関係を一部拡
大して示す略図。

【図４】比「Ｒｎ／Ｒｔ」の大きさとブレードに作用す
る強制力の振幅との関係を示すグラフ。

【図５】本発明にかかる可変容量型ターボチャージャの
第２の実施の形態についてその作用を説明するためのグ
ラフ。

【符号の説明】

２１…タービンホイール、２１ａ，２２ａ…ブレード、
２２…コンプレッサインペラ、２３…ロータシャフト、
３１…センタハウジング、３２…コンプレッサハウジン
グ、３２ａ…吸気入口、３３…タービンハウジング、３
３ａ…排気出口、３４…コンプレッサ通路、３５…送出
通路、３６…スクロール通路、３７…排気流路、４１…
可変ノズル機構、４２…ノズルバックプレート、４３…
軸、４４…ノズルベーン、４５…開閉レバー、４６…リ
ングプレート、４７…ピン、５１…駆動機構、５２…ピ
ン、５３…支軸、５４…駆動レバー、５５…操作片、５
６…アクチュエータ。

Claims (4)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】複数のブレードがその回転軸を中心とする
   円周上に配設され同ブレードにエンジンの排気流を受け
   て回転するタービンホイールと、このタービンホイール
   の外周を囲うように同ホイールの周方向に沿って延びる
   排気流路と、この排気流路内にあって前記タービンホイ
   ールの回転軸を中心とする円周上に配設され、前記排気
   流の流路面積を変更すべく連動して開閉される複数のノ
   ズルベーンとを備える可変容量型ターボチャージャにお
   いて、 前記複数のノズルベーンが最大開度位置にあるときの、
   これらノズルベーンの下流側端部を結ぶ円の半径Ｒｎと
   同ノズルベーンの下流側端部に対向する前記ブレードの
   上流側端部を結ぶ円の半径Ｒｔとの比「Ｒｎ／Ｒｔ」が
   １．０７以上の値に設定されることを特徴とする可変容
   量型ターボチャージャ。
2. 【請求項２】複数のブレードがその回転軸を中心とする
   円周上に配設され同ブレードにエンジンの排気流を受け
   て回転するタービンホイールと、このタービンホイール
   の外周を囲うように同ホイールの周方向に沿って延びる
   排気流路と、この排気流路内にあって前記タービンホイ
   ールの回転軸を中心とする円周上に配設され、前記排気
   流の流路面積を変更すべく連動して開閉される複数のノ
   ズルベーンとを備える可変容量型ターボチャージャにお
   いて、 前記タービンホイールのブレードは、その２次固有振動
   数が、同タービンホイールの１秒あたりの許容最大回転
   数と前記ノズルベーンの数との積にほぼ一致する値に設
   定されてなることを特徴とする可変容量型ターボチャー
   ジャ。
3. 【請求項３】請求項２記載の可変容量型ターボチャージ
   ャにおいて、 前記複数のノズルベーンが最大開度位置にあるときの、
   これらノズルベーンの下流側端部を結ぶ円の半径Ｒｎと
   同ノズルベーンの下流側端部に対向する前記ブレードの
   上流側端部を結ぶ円の半径Ｒｔとの比「Ｒｎ／Ｒｔ」が
   １．０７以上の値に設定されることを特徴とする可変容
   量型ターボチャージャ。
4. 【請求項４】前記ノズルベーンの数をＺｎ、前記タービ
   ンホイールの６０秒あたりの許容最大回転数をＮｍａｘ
   とするとき、 前記タービンホイールのブレードは、その２次固有振動
   数ｆ２が、次式 ０．９ ＜ ｆ２／（Ｚｎ×Ｎｍａｘ／６０） ＜
   １．１ を満たす値に設定されてなる請求項２または３記載の可
   変容量型ターボチャージャ。