JP2004285887A

JP2004285887A - Sealing structure for supercharger

Info

Publication number: JP2004285887A
Application number: JP2003077958A
Authority: JP
Inventors: Takayoshi Kitada; 孝佳北田
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-03-20
Filing date: 2003-03-20
Publication date: 2004-10-14
Anticipated expiration: 2023-03-20
Also published as: JP4238610B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a sealing structure for a supercharger capable of easily and surely improving the sealing performance of a seal ring provided in the supercharger. <P>SOLUTION: The supercharger includes a housing and a drive shaft 10 rotatably supported by the housing and provided with a turbine wheel 45 on one end thereof. The supercharger include a sealing structure regulating the movement of a fluid between the inside and outside of the housing including the seal ring 58 provided in the housing and a groove 19 which is formed on the drive shaft 10 and in which the seal ring 58 is loosely fitted. The sealing structure is provided with a adjustment mechanism adjusting a side clearance of the seal ring 58 in relation to the groove 19. The adjustment mechanism is constructed of in a screw 11 formed on the outer circumference of the drive shaft 10, and a retainer 13 and a stopper nut 14 threadedly engaged with the screw 11. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、例えばターボチャージャに代表される過給機のシール構造に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
周知のように、内燃機関の排気圧を利用するターボチャージャでは、排気通路の途中に設けられたタービンホイールと、吸気通路の途中に設けられたコンプレッサホイールとが駆動シャフトによって連結されている。そして排気の圧力によってタービンホイールが回転すると、その回転が駆動シャフトを介してコンプレッサホイールに伝達され、燃焼室内に空気が過給される。
【０００３】
ところで、上記駆動シャフトの回転速度は一般的な転がり軸受の許容回転速度を越えている場合が多い。そのため、通常、駆動シャフトの軸受方式としては、フローティングベアリング方式が採用されている。このフローティングベアリング方式は、流体軸受である軸受メタルが駆動シャフトと同駆動シャフトが挿通される軸受ハウジング間で自由に回転できるようになっており、駆動シャフトと軸受メタルとの間、並びに軸受メタルと駆動ハウジングとの間には、潤滑油が供給される。このような流体軸受を採用するフローティングベアリング方式では、軸受メタルが駆動シャフトよりも低い回転速度で回転するようになるため、相対回転速度差に起因するいわゆる油膜切れが抑制され、高速回転時であっても駆動シャフトを円滑に回転させることができるようになる。ただし、この方式は潤滑油を用いる方式であるため、同潤滑油が前記ハウジング内からタービンホイール側、あるいはコンプレッサホイール側に漏れてしまうおそれがある。そこで従来から、このような潤滑油の漏れを抑制するための対策が種々なされている。例えば、特許文献１に記載のターボチャージャでは、図４に示すような構造によって潤滑油の漏れを抑制するようにしている。
【０００４】
図４は、そうしたターボチャージャ５０のロータシャフト４３の軸方向における断面を示している。このターボチャージャ５０は、センタハウジング４０、タービンハウジング４２、コンプレッサハウジング４１を備えている。タービンハウジング４２内には、排気流路４９及びタービンホイール４５が設けられている。また、コンプレッサハウジング４１内には吸気流入口４７、吸気流路４８及びコンプレッサホイール４４が設けられている。これらタービンホイール４５とコンプレッサホイール４４とは、駆動シャフト４３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４５に排気が吹き付けられて同タービンホイール４５が回転すると、その回転は駆動シャフト４３を介してコンプレッサホイール４４に伝達される。こうしてコンプレッサホイール４４が回転することにより、吸気通路内の空気が強制的に燃焼室に送り込まれるようになる。
【０００５】
図５は、図４におけるＡ部の拡大図を示している。この図５に示すように、駆動シャフト４３は、センタハウジング４０内に形成された軸受ハウジング５１に挿通されている。この駆動シャフト４３と軸受ハウジング５１との間には、フローティングベアリングである軸受メタル５３が遊嵌されている。この軸受メタル５３の周囲には潤滑油が供給される。これにより、軸受ハウジング５１と軸受メタル５３との間、及び軸受メタル５３と駆動シャフト４３との間には潤滑油の油膜が形成される。なお、軸受メタル５３は、ストッパリング５４、５５によって、駆動シャフト４３の軸方向への移動が規制されている。
【０００６】
前記駆動シャフト４３のタービンホイール４５側にあって、駆動シャフト４３の外周面には同駆動シャフト４３の径方向に延びるスリンガ５６が形成されている。さらに、このスリンガ５６よりもタービンホイール４５側の駆動シャフト４３の外周面には溝部５７が形成されている。この溝部５７には、シールリング５８が遊嵌されている。なお以下では、駆動シャフト４３の軸方向において、溝部５７の溝幅ＭＷとシールリング５８の幅ＳＴとの差をサイドクリアランス（図５に示す距離Ａと距離Ｂとの和）という。また、シールリング５８の外周面はセンタハウジング４０のタービンホイール４５側に形成された開口部５９に当接されている。ちなみに、このシールリング５８は径方向に縮径された状態で開口部５９に取り付けられているため、基本的には、開口部５９に固定されている。
【０００７】
次に、このように構成されたターボチャージャ５０において、軸受メタル５３に供給された潤滑油のタービンホイール４５側への流出が抑制される様子について、図５を参照しながら説明する。
【０００８】
まず、軸受メタル５３に供給された潤滑油は、スリンガ５６によって塞き止められる。この塞き止められた潤滑油は、スリンガ５６の回転によって同スリンガ５６の径方向に飛散され、センタハウジング４０に設けられた排出口からターボチャージャ５０の外部に排出される。また、スリンガ５６を越えてさらにタービンホイール４５側に向かう潤滑油は、最終的には、シールリング５８によって塞き止められ、タービンホイール４５側への潤滑油の流出が抑制される。
【０００９】
【特許文献１】
特開２０００−１９９４３３号公報
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、タービンホイール４５の開口部５９に固定されたシールリング５８と、駆動シャフト４３に形成された溝部５７とは、駆動シャフト４３の回転に応じて相対回転される。そのため、溝部５７の側壁に摺接して摩耗しないように、シールリング５８を溝部５７からある程度、離間させた状態としておかなければならない。
【００１１】
一方、上記シールリング５８及び溝部５７により構成されるシール部のシール性を高めるには、上記サイドクリアランスを極力小さくすることが望ましい。
これらの要件を双方共に満たすためには、上記サイドクリアランスの微妙な調整が必要となる。その結果、溝部５７の溝幅ＭＷやシールリング５８の幅ＳＴに極めて高い寸法精度が要求されることとなり、加工コストの増大や生産性の低下を招いている。
【００１２】
ちなみに、ターボチャージャ５０に供給された潤滑油は、一般に内燃機関のクランクケース内に戻されるようになっている。一方、近年では、内燃機関の多くに、クランクケース内に侵入したブローバイガスを吸気通路に導入し、燃焼室で燃焼させて処理するブローバイガス処理装置が設けられている。そうした内燃機関では、上記シールリング５８及び溝部５７により構成されたシール部を通じてタービンホイール４５側から排気が漏れ出すと、その排気は、潤滑油と共にクランクケースに送られ、最終的にはブローバイガス処理装置を通じて吸気中に混入されてしまう。そして燃焼状態の悪化等の不具合を招くことがある。そのため近年には、潤滑油の漏れだけでなく、排気の漏れも防げるような高いシール性が上記シール部に求められており、溝部５７やシールリング５８に要求される寸法精度がより高くなる傾向にある。
【００１３】
この発明は、こうした実情に鑑みてなされたものであり、その目的は、過給機に設けられるシールリングのシール性を、より容易且つ確実に向上させることのできる過給機のシール構造を提供することにある。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
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以下に記載する。
請求項１に記載の発明は、ハウジングとそのハウジングに回転可能に軸支されてその一端にホイールの配設された駆動シャフトとを有する過給機に適用され、前記ハウジングに配設されるシールリングと、前記駆動シャフトに設けられて前記シールリングの遊嵌される溝部とを有して、前記ハウジング内外の流体の移動を規制する過給機のシール構造において、前記溝部に対する前記シールリングのサイドクリアランスを調整する調整機構を備えることをその要旨とする。
【００１５】
同構成では、調整機構によって溝部に対するシールリングのサイドクリアランスを調整することができるため、そのサイドクリアランスの寸法を容易に最適化することができる。したがって、過給機に設けられるシールリングのシール性を、より容易且つ確実に向上させることができるようになる。
【００１６】
請求項２に記載の発明は、ハウジングとそのハウジングに回転可能に軸支されてその一端にホイールの配設された駆動シャフトとを有する過給機に適用され、前記ハウジングに配設されるシールリングと、前記駆動シャフトに設けられて前記シールリングの遊嵌される溝部とを有して、前記ハウジング内外の流体の移動を規制する過給機のシール構造において、前記溝部の溝幅を調整する調整機構を備えることをその要旨とする。
【００１７】
同構成では、調整機構によって、シールリングの遊嵌される溝部の溝幅が調整可能となる。そのため、溝部に対するシールリングのサイドクリアランスの寸法を容易に最適化することができる。したがって、過給機に設けられるシールリングのシール性を、より容易且つ確実に向上させることができるようになる。
【００１８】
請求項３に記載の発明は、請求項１または２に記載の過給機のシール構造において、前記調整機構は、前記駆動シャフトの外周に形成されたねじ部とそのねじ部に螺合されるナットとを有して構成されることをその要旨とする。
【００１９】
同構成では、駆動シャフト外周に形成されたねじ部上において、駆動シャフトの軸方向におけるナットの位置を、ねじ送りによって任意に変位させることができる。同構成によれば、そうしたナットの変位を通じて、溝部の溝幅やその溝部に対するシールリングのサイドクリアランスの調整をより容易且つ確実に行うことができるようになる。
【００２０】
請求項４に記載の発明は、請求項３に記載の過給機のシール構造において、前記駆動シャフトの外周にあって前記ねじ部の前記ホイール側に拡径された段部を形成するとともに、その段部の前記ホイールと反対側の端面に対向する端面を前記ナットに形成して、それら前記段部の端面と前記ナットの端面を前記溝部の両側壁としたことを特徴とすることをその要旨とする。
【００２１】
同構成では、シールリングの遊嵌される溝部の側壁が、駆動シャフト外周に形成された段部とナットとによって構成されている。そのため、駆動シャフトの軸方向にナットを変位させることで、溝部の溝幅が変更され、ひいてはその溝部に対するシールリングのサイドクリアランスが変更されるようになる。したがって、比較的簡易な構成で上記調整機構を具現可することができるようになる。
【００２２】
請求項５に記載の発明は、請求項３または４に記載の過給機のシール構造において、前記駆動シャフトは、流体軸受を介して前記ハウジングに回転可能に軸支され、前記ナットは、前記駆動シャフトの軸方向への前記流体軸受の移動を規制するストッパを兼ねてなることをその要旨とする。
【００２３】
過給機の多くでは、流体軸受を介して駆動シャフトをハウジングに軸支させる構成となっている。そうした過給機では、流体軸受の駆動シャフト軸方向への変位を規制するストッパが必要となる。そして従来の過給機の多くでは、そうしたストッパが、ハウジングに固定されている。その点、上記構成では、調整機構を構成するナットがそのストッパを兼ねるため、構成の簡易化を図ることができるようになる。
【００２４】
請求項６に記載の発明は、請求項３または４に記載の過給機のシール構造において、前記駆動シャフトは、流体軸受を介して前記ハウジングに回転可能に軸支され、前記ナットは、前記ホイール側の前記流体軸受の端面と対向し、且つその流体軸受の端面と当接可能な端面を有してなることをその要旨とする。
【００２５】
同構成では、上記ナットの端面と流体軸受との当接により、流体軸受の軸方向への変位を規制することができる。したがって、流体軸受の軸方向への変位を規制するストッパとしての機能をナットに兼ねさせることができ、構成の簡易化を図ることができるようになる。
【００２６】
請求項７に記載の発明は、請求項３〜６のいずれかに記載の過給機のシール構造において、前記ナットの外周には、その径方向に拡径されたフランジが形成されてなることをその要旨とする。
【００２７】
同構成では、駆動シャフトの軸方向への流体の移動が、ナット外周に形成されたフランジによって規制されるようになるため、更なるシール性の向上を図ることができるようになる。
【００２８】
なお、上記ナットを回転させる際には、一般的な工具であるスパナを用いることが多い。そして、スパナでナットを回転させるためには、スパナでナットを挟むための平行な面、いわゆる二面幅が形成されることが多い。ここで、二面幅をナットに形成すると、同ナットの外周面が一部欠如してしまうために、過給機のハウジング内の潤滑流体がホイール側に流出しやすくなるおそれがある。この点、上記請求項７に記載の構成では、上記フランジが形成されるため、二面幅を形成することによる潤滑油の漏れも抑制することができるようになる。
【００２９】
請求項８に記載の発明は、請求項３〜７のいずれかに記載の過給機のシール構造において、前記ナットは、前記駆動シャフトの軸方向に並設された第１及び第２のナットから構成されることをその要旨とする。
【００３０】
上記ナットは、駆動シャフトの回転や振動によってホイール側やその反対側に移動してしまうおそれがある。この点、上記請求項８に記載の構成によれば、上記ナットが２つに分割された、いわゆるダブルナットで構成される。そのため、互いを締め付けることによって第１及び第２のナットを駆動シャフトに確実に固定することができるようになる。
【００３１】
【発明の実施の形態】
以下、この発明にかかる過給機のシール構造を、内燃機関に用いられるターボチャージャにあって、そのタービンホイール側のシール構造に具体化した一実施形態について、図１、図２に基づき詳細に説明する。
【００３２】
まず、本実施形態におけるターボチャージャの構造は、一部を除き、先の図４に示したターボチャージャ５０とほぼ同様に構成されている。すなわち、センタハウジング４０、タービンハウジング４２、コンプレッサハウジング４１を備えている。タービンハウジング４２内には、排気流路４９及びタービンホイール４５が設けられている。また、コンプレッサハウジング４１内には吸気流入口４７、吸気流路４８及びコンプレッサホイール４４が設けられている。これらタービンホイール４５とコンプレッサホイール４４とは、駆動シャフト４３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４５に排気が吹き付けられて同タービンホイール４５が回転すると、その回転は駆動シャフト４３を介してコンプレッサホイール４４に伝達される。こうしてコンプレッサホイール４４が回転することにより、吸気通路内の空気が強制的に内燃機関の燃焼室に送り込まれる。
【００３３】
さて、本実施形態におけるターボチャージャと図４に示したターボチャージャ５０とは、図４におけるＡ部の構造、すなわち、シールリング５８が遊嵌される溝部５７やその周辺の構造が異なっている。そこで以下では、この相違点を中心に説明する。
【００３４】
図１は、図４に示したターボチャージャのシール構造として、本実施形態にかかるシール構造を適用した場合のＡ部の拡大図を示している。
この図１に示すように、駆動シャフト１０は、センタハウジング４０内に形成された軸受ハウジング５１に挿通されている。この駆動シャフト１０と軸受ハウジング５１との間には、フローティングベアリングである軸受メタル５３が遊嵌されている。この軸受メタル５３には潤滑流体である潤滑油が供給される。これにより、軸受ハウジング５１と軸受メタル５３との間、及び軸受メタル５３と駆動シャフト１０との間には潤滑油の油膜が形成される。このように、駆動シャフト１０は軸受メタル５３を介して軸受ハウジング５１に回転可能に軸支されている。なお、軸受メタル５３は、ストッパリング５４によって、駆動シャフト１０の軸方向にあってタービンホイール４５の反対側への移動が規制されている。
【００３５】
駆動シャフト１０のタービンホイール４５側の外周面には、右ねじのおねじであるねじ部１１が形成されている。また、駆動シャフト１０の外周面には、ねじ部１１のタービンホイール４５側に拡径された段部１２も形成されている。
【００３６】
ねじ部１１には、第１のナットであるリテーナ１３と第２のナットであるストッパナット１４とが螺合されており、これらリテーナ１３とストッパナット１４とは駆動シャフト１０の軸方向に並設されている。また、リテーナ１３はタービンホイール４５側に、ストッパナット１４は軸受メタル５３側に配設されている。
【００３７】
第１のナットであるリテーナ１３のタービンホイール４５側の端部には、駆動シャフト１０の外周面に嵌合する凹部１５が形成されている。このリテーナ１３の端部に形成された凹部１５のタービンホイール４５側の端面は、段部１２のタービンホイール４５と反対側の端面に対向する端面をなしている。
【００３８】
また、このリテーナ１３の外周面には互いに平行な面、いわゆる二面幅１６が形成されている。この二面幅１６は、例えば、リテーナ１３の回転、あるいはその位置の保持等を行うときに、スパナ等の工具でリテーナ１３を挟みやすくするために設けられている。
【００３９】
ストッパナット１４のタービンホイール４５側には、潤滑油のタービンホイール４５側への流出を妨げる壁として機能するスリンガ１７が形成されている。このスリンガ１７は、ストッパナット１４の外周に形成され、その径方向に拡径されたフランジとされている。このスリンガ１７の軸受メタル５３側には、六角ナット１８が一体に設けられている。
【００４０】
ストッパナット１４に設けられた六角ナット１８の軸受メタル５３側の端面は、タービンホイール４５側の軸受メタル５３の端面と対向し、かつその軸受メタル５３の端面と当接可能にされている。これによりストッパナット１４は、駆動シャフト１０の軸方向にあってタービンホイール４５側への軸受メタル５３の移動を規制するストッパを兼ねている。
【００４１】
そして、上記段部１２のタービンホイール４５と反対側の端面と、この端面に対向する上記凹部１５の端面とで、溝部１９の両側壁が構成されている。
この溝部１９には、センタハウジング４０内と排気流路４９との間の流体の移動、すなわち排気流路４９への潤滑油の流出やセンタハウジング４０内への排気の流入を規制するシールリング５８が遊嵌されている。この溝部１９及びシールリング５８で構成されるシール機構によって、センタハウジング４０内外への流体の移動が規制される。なお、このシールリング５８は、環状を有しており、その一部が途切れている。そして、シールリング５８は、その径方向に縮径された状態で、センタハウジング４０の開口部５９に取り付けられている。そのためこのシールリング５８は、基本的には、その張力により開口部５９に固定されている。
【００４２】
このように構成された駆動シャフト１０、リテーナ１３、及びストッパナット１４によって、溝部１９の溝幅を調整する、ひいては溝部１９に対するシールリング５８のサイドクリアランスを調整する調整機構が構成されている。
【００４３】
この調整機構では、まず、リテーナ１３を、タービンホイール４５側からみて時計回りに回転させると、リテーナ１３はタービンホイール４５の反対方向に駆動シャフト１０上を移動する。従って、溝部１９の溝幅ＭＷが広くなり、溝部１９の溝幅ＭＷとシールリング５８の幅ＳＴとの差であるサイドクリアランスが大きくなる。一方、リテーナ１３を、タービンホイール４５側からみて反時計回りに回転させると、リテーナ１３はタービンホイール４５の方向に駆動シャフト１０上を移動する。従って、溝部１９の溝幅ＭＷが狭くなり、サイドクリアランスが小さくなる。
【００４４】
このように本実施形態にかかるシール構造ではサイドクリアランスを任意に調整することができるため、例えば以下のようにして、シールリング５８のシール性を容易かつ確実に向上させることができる。
【００４５】
まずはじめに、リテーナ１３を上記反時計回りに回転させてシールリング５８を締め付け、同シールリング５８の幅ＳＴと溝部１９の溝幅ＭＷが同じになるように、すなわちサイドクリアランスが概ね「０」になるようにリテーナ１３の位置を調整する。このままではシールリング５８と溝部１９との接触により、駆動シャフト１０の回転が阻害されてしまう。そこで、潤滑油の漏れや排気の流入を規制することのできる最小サイドクリアランスを確保するために、リテーナ１３を若干緩めて（時計回りに回転させて）溝部１９の溝幅ＭＷを広げ、最小サイドクリアランスを確保できる位置にリテーナ１３の位置を調整する。このように最適なサイドクリアランスを設定することができるため、上記シールリング５８のシール性を容易かつ確実に向上させることができる。なお、シールリング５８をリテーナ１３で一旦締め付けた後に緩めて、最小サイドクリアランスが確保するのではなく、初めから最小サイドクリアランスが確保できる位置にリテーナ１３の位置を調整してもよい。
【００４６】
なお、従来のシール構造（図５に示した構造）においてシールリングのシール性を向上させるための対策を実施した場合に考えられる不具合と、これら各対策に対する本実施形態のシール構造の効果とを以下（イ）〜（ハ）に記述する。
【００４７】
（イ）従来のシール構造において、シールリング５８を溝部５７からある程度離間させた状態にしつつもサイドクリアランスを極力小さくするために、溝部５７の溝幅ＭＷやシールリング５８の幅ＳＴを極めて高い寸法精度で加工すると、加工コストの増大や生産性の低下といった不具合を招く。一方、本実施形態にかかるシール構造では、上記調整機構によってサイドクリアランスを調整することができるため、最適な最小サイドクリアランスを容易かつ確実に設定することができる。そのため、溝部１９の加工、換言すれば段部１２や凹部１５の加工に際して高い寸法精度は要求されない。
【００４８】
（ロ）従来のシール構造において、シールリング５８の径方向における溝部５７への入り込み量であるラップ代（図５に示す距離Ｃ）を大きくすればシール性を向上させることはできるものの、シールリング５８は拡張させた状態で溝部１９に挿入される。そのため、ラップ代を大きくする場合には、シールリング５８をより拡張させなければ溝部１９に挿入することができなくなる。そのため、シールリング５８が破損しやすくなるおそれがある。一方、本実施形態にかかるシール構造では、先の図２等からもわかるように、溝部１９の両側壁が段部１２の端面及び凹部１５の端面で分割して構成されており、シールリング５８をまず段部１２に挿入してから、リテーナ１３をねじ部１１に組み付けることで溝部１９へのシールリング５８の装着を行うことができる。すなわち、シールリング５８を拡張させた状態で溝部１９に挿入しなくてもよい。そのため、シールリング５８の破損については特に配慮することなく、上記ラップ代をシール性向上のための最適な値に設定することができる。
【００４９】
（ハ）従来のシール構造において、シールリング５８を複数配設すれば、シール性を向上させることは可能ではあるが、この場合には、シールリング５８の増加に伴うコスト上昇を招く。また、シールリング５８を複数配設するためには、駆動シャフト４３にあって溝部１９が形成される部分の軸長を長くする必要があり、この場合には同駆動シャフト４３に振動が発生しやすくなるおそれがある。一方、本実施形態にかかるシール構造では、シールリング５８を複数配設することなくシール性を向上させることができるため、シールリング５８を複数配設することによる上記不具合も生じない。
【００５０】
この他にも本実施形態にかかるシール構造によれば、以下の効果も得られる。
まず、リテーナ１３の軸受メタル５３側には、ストッパナット１４が並設されており、いわゆるダブルナット構造になっている。従って、リテーナ１３の位置調整が終了した後に、例えばスパナ等の工具で上記二面幅１６を挟み、リテーナ１３の位置を保持しておく。そして、ストッパナット１４をタービンホイール４５側からみて反時計回りに回転させて、リテーナ１３とストッパナット１４とを互いに締め付ける。これによりリテーナ１３及びストッパナット１４の位置が確実に固定され、ターボチャージャの振動等によるリテーナ１３の位置ずれが抑えられる。
【００５１】
他方、軸受メタル５３に供給された潤滑油は、ストッパナット１４及びリテーナ１３の外周面を流れてシールリング５８に到達する。この到達した潤滑油の量が過度に多いと、シールリング５８と溝部１９との隙間を多くの潤滑油が通過し、タービンホイール４５側に潤滑油が流出してしまうおそれがある。ここで、リテーナ１３には、ストッパナット１４を締め付ける際に、工具によってリテーナ１３の調整位置を保持するための上記二面幅１６が形成されている。そのため、図２の上記調整機構の斜視図に示されるように、リテーナ１３の外周面には一部欠如した部分が形成され、その径方向の大きさが一部小さくなる。従って、二面幅１６が形成されている部分の径方向の高さは、これが形成されていない部分の径方向の高さと比較して低くなり、潤滑油がリテーナ１３の外周面を乗り越えやすくなる。すなわち、二面幅１６が設けられることにより、タービンホイール４５側への潤滑油の流出量が増大するおそれがある。しかし、本実施形態では、リテーナ１３に対して軸受メタル５３側に並設されるストッパナット１４に、上記スリンガ１７を形成するようにしている。従って、軸受メタル５３から流出する潤滑油は、まず、このスリンガ１７で塞き止められ、リテーナ１３の外周面を流れる潤滑油の量が減少される。すなわち、タービンホイール４５側への潤滑油の流出量が減少される。このように、二面幅１６の形成による上記潤滑油の流出は、スリンガ１７によって抑制することができる。
【００５２】
また、軸受メタル５３は、駆動シャフト１０が所定の回転速度に達すると潤滑油を介して回転するようになる。以下では、このときの所定の回転速度を「回転開始速度」という。ここで、先の図５に示したように、軸受メタル５３のタービンホイール４５側への移動を、軸受ハウジング５１に固定されたストッパリング５５で規制する場合には、軸受メタル５３の端面は固定されたストッパリング５５の端面に接触する。そのため、軸受メタル５３の回転開始に際しては、両者の接触面に大きな静止摩擦力が作用し、この摩擦力を越えるだけの回転力が軸受メタル５３に付与されなければ、同軸受メタル５３は回転を始めることができない。より具体的には、駆動シャフト１０の回転速度がある程度まで高められなければ、軸受メタル５３は回転を始めることができない。また、上記静止摩擦力を越えた回転力が軸受メタル５３に付与され、同軸受メタル５３が回転を始めるときには、急激に軸受メタル５３とストッパリング５５との摩擦力が低下して、いわゆるスティックスリップ現象が生じやすい状態となる。そのため、この現象に起因する振動を元にして、軸受メタル５３には自励振動が生じやすくなる。
【００５３】
ここで、本実施形態では、ストッパリング５５の代わりとなるストッパナット１４は駆動シャフト１０に固定されている。そのため、駆動シャフト１０が回転を始めると同時にストッパナット１４も回転を始め、ストッパナット１４に接触している軸受メタル５３も、ストッパナット１４の回転に伴って回転を始める。すなわち、ストッパリング５５で規制する場合と較べ、軸受メタル５３の回転に要する力は小さくなって上記スティックスリップ現象による振動も小さくなるとともに、より低い回転開始速度で軸受メタル５３は回転を始める。ここで、回転開始速度が低くなるほど、軸受メタル５３の自励振動に起因する振動音であるホワール音の発生回転速度が低くなることが知られている。そのため本実施形態にかかるシール構造によれば、図５に示した従来のシール構造と比較して、ホワール音の発生回転速度を低くすることができ、例えば駆動シャフト１０の常用回転域におけるホワール音の発生を抑制することができる。
【００５４】
さらに、ストッパナット１４で軸受メタル５３のタービンホイール４５側への移動を規制しているため、図５に示したストッパリング５５を省略することもできる。
【００５５】
なお、近年にあっては、排気中の煤の発生を抑制するために、内燃機関の燃焼室における混合気の燃焼温度を低下させる低温燃焼が実用化されつつある。この低温燃焼では混合気の燃焼温度が低くされるため、混合気の膨張力も小さくなり、排気圧が低下する傾向にある。従って、この低温燃焼が実施される場合には、先の図４に示した排気流路４９内の圧力も低下する。そのため、センタハウジング４０内の圧力に対して、排気流路４９内の圧力がさらに低くなり、センタハウジング４０内の潤滑油が上記シール部を通過してタービンホイール４５側に流出しやすくなるおそれがある。そのため、シールリング５８のさらなるシール性向上が要求される。
【００５６】
また、排気浄化性能を向上させるために、ターボチャージャ５０の下流側の排気通路に、更なる排気浄化触媒の追加がなされる傾向にある。このような排気浄化触媒の追加は、排気通路内の圧力上昇を招きやすく、先の図４に示した排気流路４９内の圧力も高くなる。この場合には、センタハウジング４０内の圧力に対して、排気流路４９内の圧力がさらに高くなり、排気流路４９に流入する排気が上記シール部を通過してセンタハウジング４０内に流入しやすくなるおそれがある。このようにセンタハウジング４０内に流入する排気は、上述したように、ブローバイガス処理装置を介して吸気中に混入されてしまうようになり、燃焼状態の悪化等の不具合を招くこともある。そのため、この場合にもシールリング５８のさらなるシール性向上が要求される。
【００５７】
このように低温燃焼可能な内燃機関、或いは排気浄化触媒が更に追加された内燃機関のターボチャージャのシール構造では、シールリング５８の更なるシール性向上が要求されるが、本実施形態のシール構造を適用することにより、容易かつ確実にこの要求に対応することができる。
【００５８】
以上説明したように、本実施の形態における過給機のシール構造によれば、次のような効果が得られるようになる。
（１）調整機構によって溝幅ＭＷを調整することができ、ひいては溝部１９に対するシールリング５８のサイドクリアランスを調整することができる。そのため、そのサイドクリアランスの寸法を容易に最適化することができる。したがって、ターボチャージャ５０に設けられるシールリング５８のシール性を、より容易且つ確実に向上させることができるようになる。
【００５９】
（２）調整機構によってサイドクリアランスを調整することができるため、最適な最小サイドクリアランスを容易かつ確実に設定することができる。そのため、高い寸法精度を要求されることなく溝部１９の加工、換言すれば段部１２や凹部１５の加工を行うことができる。
【００６０】
（３）上記調整機構を、ねじ部１１が形成された駆動シャフト１０、ねじ部１１に螺合するリテーナ１３、及び同ねじ部１１に螺合するストッパナット１４から構成している。そのため、駆動シャフト１０の外周に形成されたねじ部１１上において、駆動シャフト１０の軸方向におけるリテーナ１３の位置を、ねじ送りによって任意に変位させることができる。そしてこのようなリテーナ１３の変位を通じて、溝部１９の溝幅ＭＷやその溝部１９に対するシールリング５８のサイドクリアランスの調整をより容易且つ確実に行うことができるようになる。
【００６１】
（４）段部１２のタービンホイール４５と反対側の端面と、この端面に対向する凹部１５の端面とで溝部１９の両側壁が構成されている。そのため、駆動シャフト１０の軸方向にリテーナ１３を変位させることで、溝部１９の溝幅ＭＷが変更され、ひいてはその溝部１９に対するシールリングのサイドクリアランスが変更されるようになる。したがって、比較的簡易な構成で上記調整機構を具現可することができるようになる。
【００６２】
（５）溝部１９の両側壁は段部１２の端面及び凹部１５の端面で分割して構成されている。そのため、溝部１９へのシールリング５８の挿入が容易になり、もって上記ラップ代をシール性向上のための最適な値に設定することができるようになる。
【００６３】
（６）ストッパナット１４にスリンガ１７を設けるようにしている。そのため、リテーナ１３に二面幅１６を設けることによる潤滑油の流出を抑えることができるようになる。
【００６４】
（７）軸受メタル５３をストッパナット１４に当接させることで軸受メタル５３のタービンホイール４５側への移動を規制している。そのため、軸受メタル５３の回転開始が容易になり、もって駆動シャフト１０の常用回転域におけるホワール音の発生を抑制することができるようなる。また、先の図５に示した従来のシール構造と比較して、ストッパリング５５を省略することができるため、軸受メタル５３の移動を規制するための構成を簡易化することができる。
【００６５】
（８）リテーナ１３をストッパナット１４で締め付けるダブルナット構造にしている。そのため、リテーナ１３の位置ずれを規制することができるようになり、リテーナ１３及びストッパナット１４を駆動シャフト１０に確実に固定することができる。
【００６６】
なお、上記実施形態は以下のように変更して実施することもできる。
・上記実施形態にかかるシール構造は、吸入空気を圧送するコンプレッサホイール側のシール構造にも適用することができる。
【００６７】
・スリンガ１７をリテーナ１３に設けるようにしてもよい。例えば、図３の斜視図に示すように、リテーナ１３の凹部１５と反対側の端面、すなわち二面幅１６に隣接させてスリンガ１７を設けるようにすることもできる。
【００６８】
・上記実施形態におけるリテーナ１３とストッパナット１４とを一体部品として構成してもよい。この場合には上記実施形態による効果のうち、（１）〜（７）の効果を得ることができる。
【００６９】
・ストッパナット１４は、ねじ部１１に螺合するめねじ部と、工具等で締め付けることのできる部位とを備えるものであればよく、何ら上記実施形態で説明したストッパナット１４の構成に限定されるものではない。
【００７０】
・上記実施の形態における駆動シャフト１０の軸受方式は、軸受メタル５３が駆動シャフト１０と軸受ハウジング５１との間で自由に回転することのできるフローティングベアリング方式であった。これに代えて、軸受メタルが駆動シャフト、あるいは軸受ハウジングのいずれか一方に固定された、いわゆるセミフローティングベアリング方式としても上記実施の形態に準ずる作用効果を得ることができる。
【００７１】
・軸受メタル５３に供給される流体が潤滑油以外の流体、例えば空気などの気体であっても本実施形態は同様に適用することができる。
・サイドクリアランスの設定は、上記実施形態で説明した態様の他にも、例えば次のようにして行うこともできる。まず、シールリング５８の軸方向両側面、あるいは一方の側面にコート層を形成する。このとき、シールリング５８の幅ＳＴとコート層の厚さとの和が、所望のサイドクリアランスと同じになるようにコート層の厚さを決定する。また、このとき形成させるコート層としては、剥離しやすい性質のものが好ましい。このようにコーティングされたシールリング５８を段部１２に挿入し、シールリング５８の側面に当たるまでリテーナ１３を回転させておく。このようにしておくと、駆動シャフト１０の回転時に、シールリング５８の側面が凹部１５や段部１２の側面に摺動され、上記コート層が剥離される。このようにコート層が剥離されると、シールリング５８の側面にはコート層が剥離した分の隙間が生じ、結果として所望のサイドクリアランスを得ることができる。この際に好適なコート層の厚さを設定することで、上述したような最小サイドクリアランスを得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明にかかる過給機のシール構造の一実施形態について、その概略構造を示す断面図。
【図２】同実施形態における調整機構の構造を模式的に示す斜視図。
【図３】上記実施の形態の変形例についてその概略構造を示す斜視図。
【図４】従来の過給機の構造についてその一例を示す断面図。
【図５】図４のＡ部を拡大して示す断面図。
【符号の説明】
１０…駆動シャフト、１１…ねじ部、１２…段部、１３…リテーナ、１４…ストッパナット、１５…凹部、１６…二面幅、１７…スリンガ、１８…六角ナット、１９…溝部、４０…センタハウジング、４１…コンプレッサハウジング、４２…タービンハウジング、４３…駆動シャフト、４４…コンプレッサホイール、４５…タービンホイール、４７…吸気流入口、４８…吸気流路、４９…排気流路、５０…ターボチャージャ、５１…軸受ハウジング、５３…軸受メタル、５４、５５…ストッパリング、５７…溝部、５８…シールリング、５９…開口部。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a supercharger seal structure represented by, for example, a turbocharger.
[0002]
[Prior art]
As is well known, in a turbocharger using the exhaust pressure of an internal combustion engine, a turbine wheel provided in the exhaust passage and a compressor wheel provided in the intake passage are connected by a drive shaft. When the turbine wheel rotates due to the pressure of the exhaust gas, the rotation is transmitted to the compressor wheel via the drive shaft, and air is supercharged into the combustion chamber.
[0003]
Incidentally, the rotational speed of the drive shaft often exceeds the allowable rotational speed of a general rolling bearing. Therefore, a floating bearing system is usually employed as a bearing system for the drive shaft. In this floating bearing system, the bearing metal, which is a fluid bearing, can rotate freely between the drive shaft and the bearing housing through which the drive shaft is inserted, and between the drive shaft and the bearing metal, and between the drive metal and the bearing metal. Lubricating oil is supplied to between the drive housing. In the floating bearing system employing such a fluid bearing, the bearing metal rotates at a lower rotational speed than the drive shaft, so that the so-called oil film breakage due to the relative rotational speed difference is suppressed, and the high-speed rotational operation is performed. Even so, the drive shaft can be smoothly rotated. However, since this method uses a lubricating oil, the lubricating oil may leak from the inside of the housing to the turbine wheel side or the compressor wheel side. Therefore, various measures have conventionally been taken to suppress such leakage of the lubricating oil. For example, in the turbocharger described in Patent Literature 1, leakage of lubricating oil is suppressed by a structure as shown in FIG.
[0004]
FIG. 4 shows a cross section of such a turbocharger 50 in the axial direction of the rotor shaft 43. The turbocharger 50 includes a center housing 40, a turbine housing 42, and a compressor housing 41. An exhaust passage 49 and a turbine wheel 45 are provided in the turbine housing 42. In the compressor housing 41, an intake inlet 47, an intake passage 48, and a compressor wheel 44 are provided. The turbine wheel 45 and the compressor wheel 44 are integrally rotatably connected via a drive shaft 43. When exhaust gas is blown to the turbine wheel 45 and the turbine wheel 45 rotates, the rotation is transmitted to the compressor wheel 44 via the drive shaft 43. The rotation of the compressor wheel 44 forces the air in the intake passage to be forced into the combustion chamber.
[0005]
FIG. 5 is an enlarged view of a portion A in FIG. As shown in FIG. 5, the drive shaft 43 is inserted into a bearing housing 51 formed in the center housing 40. A bearing metal 53 as a floating bearing is loosely fitted between the drive shaft 43 and the bearing housing 51. Lubricating oil is supplied around the bearing metal 53. Thereby, an oil film of the lubricating oil is formed between the bearing housing 51 and the bearing metal 53 and between the bearing metal 53 and the drive shaft 43. The movement of the bearing metal 53 in the axial direction of the drive shaft 43 is restricted by the stopper rings 54 and 55.
[0006]
A slinger 56 extending in the radial direction of the drive shaft 43 is formed on the outer peripheral surface of the drive shaft 43 on the turbine wheel 45 side of the drive shaft 43. Further, a groove 57 is formed on the outer peripheral surface of the drive shaft 43 closer to the turbine wheel 45 than the slinger 56 is. A seal ring 58 is loosely fitted in the groove 57. In the following, the difference between the groove width MW of the groove 57 and the width ST of the seal ring 58 in the axial direction of the drive shaft 43 is referred to as side clearance (the sum of the distance A and the distance B shown in FIG. 5). The outer peripheral surface of the seal ring 58 is in contact with an opening 59 formed on the turbine wheel 45 side of the center housing 40. Incidentally, since the seal ring 58 is attached to the opening 59 in a state where the diameter thereof is reduced in the radial direction, the seal ring 58 is basically fixed to the opening 59.
[0007]
Next, how the lubricating oil supplied to the bearing metal 53 is prevented from flowing to the turbine wheel 45 side in the turbocharger 50 configured as described above will be described with reference to FIG.
[0008]
First, the lubricating oil supplied to the bearing metal 53 is blocked by the slinger 56. The blocked lubricating oil is scattered in the radial direction of the slinger 56 by the rotation of the slinger 56 and is discharged to the outside of the turbocharger 50 from a discharge port provided in the center housing 40. Further, the lubricating oil traveling further to the turbine wheel 45 side beyond the slinger 56 is finally blocked by the seal ring 58, and the outflow of the lubricating oil to the turbine wheel 45 side is suppressed.
[0009]
[Patent Document 1]
JP 2000-199433 A
[0010]
[Problems to be solved by the invention]
Incidentally, the seal ring 58 fixed to the opening 59 of the turbine wheel 45 and the groove 57 formed in the drive shaft 43 are relatively rotated according to the rotation of the drive shaft 43. Therefore, the seal ring 58 must be separated from the groove 57 to some extent so that the seal ring 58 does not wear due to sliding contact with the side wall of the groove 57.
[0011]
On the other hand, in order to enhance the sealing performance of the seal portion formed by the seal ring 58 and the groove portion 57, it is desirable to minimize the side clearance.
In order to satisfy both of these requirements, fine adjustment of the side clearance is required. As a result, extremely high dimensional accuracy is required for the groove width MW of the groove 57 and the width ST of the seal ring 58, resulting in an increase in processing cost and a decrease in productivity.
[0012]
Incidentally, the lubricating oil supplied to the turbocharger 50 is generally returned to the crankcase of the internal combustion engine. On the other hand, in recent years, many internal combustion engines are provided with a blow-by gas processing device that introduces blow-by gas that has entered a crankcase into an intake passage and burns and treats the blow-by gas in a combustion chamber. In such an internal combustion engine, when exhaust gas leaks from the turbine wheel 45 side through a seal portion formed by the seal ring 58 and the groove portion 57, the exhaust gas is sent to a crankcase together with lubricating oil, and finally, blow-by gas processing is performed. It gets mixed into the intake air through the device. Then, a problem such as deterioration of the combustion state may be caused. Therefore, in recent years, a high sealing property that can prevent not only leakage of the lubricating oil but also leakage of the exhaust gas is required for the seal portion, and the dimensional accuracy required for the groove portion 57 and the seal ring 58 tends to be higher. It is in.
[0013]
The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide a seal structure of a supercharger that can more easily and surely improve the sealing performance of a seal ring provided in the supercharger. Is to do.
[0014]
[Means for Solving the Problems]
The means for achieving the above object and the effects thereof will be described below.
The invention according to claim 1 is applied to a supercharger having a housing and a drive shaft rotatably supported by the housing and having one end provided with a wheel, and a seal provided in the housing. In a seal structure of a supercharger having a ring and a groove portion provided on the drive shaft and in which the seal ring is loosely fitted, the seal structure of a supercharger for restricting movement of fluid inside and outside the housing, The gist of the invention is to provide an adjustment mechanism for adjusting the side clearance.
[0015]
In this configuration, since the side clearance of the seal ring with respect to the groove can be adjusted by the adjusting mechanism, the size of the side clearance can be easily optimized. Therefore, the sealing performance of the seal ring provided in the supercharger can be more easily and reliably improved.
[0016]
The invention according to claim 2 is applied to a supercharger having a housing and a drive shaft rotatably supported by the housing and having one end provided with a wheel, and a seal provided in the housing. In the seal structure of the supercharger having a ring and a groove provided on the drive shaft and having the seal ring loosely fitted therein, the groove width of the groove is adjusted in the seal structure of the supercharger for restricting the movement of the fluid inside and outside the housing. The gist of the present invention is to provide an adjusting mechanism for performing the adjustment.
[0017]
In this configuration, the groove width of the groove in which the seal ring is loosely fitted can be adjusted by the adjusting mechanism. Therefore, the size of the side clearance of the seal ring with respect to the groove can be easily optimized. Therefore, the sealing performance of the seal ring provided in the supercharger can be more easily and reliably improved.
[0018]
According to a third aspect of the present invention, in the seal structure for a turbocharger according to the first or second aspect, the adjusting mechanism is screwed to a screw portion formed on an outer periphery of the drive shaft and the screw portion. The gist of the present invention is to include a nut.
[0019]
With this configuration, the position of the nut in the axial direction of the drive shaft can be arbitrarily displaced by screw feed on the screw portion formed on the outer periphery of the drive shaft. According to the configuration, through the displacement of the nut, the adjustment of the groove width of the groove and the side clearance of the seal ring with respect to the groove can be performed more easily and reliably.
[0020]
According to a fourth aspect of the present invention, in the seal structure of the turbocharger according to the third aspect, a stepped portion is formed on the outer periphery of the drive shaft, the diameter of which is increased on the wheel side of the screw portion. The end face of the step opposite to the end face opposite to the wheel is formed in the nut, and the end face of the step and the end face of the nut are formed as both side walls of the groove. Make a summary.
[0021]
In this configuration, the side wall of the groove into which the seal ring is loosely fitted is constituted by a step formed on the outer periphery of the drive shaft and a nut. Therefore, by displacing the nut in the axial direction of the drive shaft, the groove width of the groove is changed, and, consequently, the side clearance of the seal ring with respect to the groove is changed. Therefore, the adjustment mechanism can be realized with a relatively simple configuration.
[0022]
According to a fifth aspect of the present invention, in the seal structure of the turbocharger according to the third or fourth aspect, the drive shaft is rotatably supported by the housing via a fluid bearing, and the nut is The gist is to serve also as a stopper for restricting the movement of the fluid bearing in the axial direction of the drive shaft.
[0023]
In many superchargers, a drive shaft is supported by a housing via a fluid bearing. In such a supercharger, a stopper for regulating displacement of the fluid bearing in the axial direction of the drive shaft is required. In many conventional turbochargers, such a stopper is fixed to the housing. In this regard, in the above configuration, the nut that constitutes the adjusting mechanism also serves as the stopper, so that the configuration can be simplified.
[0024]
According to a sixth aspect of the present invention, in the seal structure for a turbocharger according to the third or fourth aspect, the drive shaft is rotatably supported by the housing via a fluid bearing, and the nut is The gist of the invention is to have an end surface facing the end surface of the fluid bearing on the wheel side and capable of contacting the end surface of the fluid bearing.
[0025]
With this configuration, the displacement of the fluid bearing in the axial direction can be restricted by the contact between the end face of the nut and the fluid bearing. Therefore, the nut can also function as a stopper for restricting the displacement of the fluid bearing in the axial direction, and the configuration can be simplified.
[0026]
According to a seventh aspect of the present invention, in the seal structure of the turbocharger according to any one of the third to sixth aspects, a flange whose diameter is increased in a radial direction is formed on an outer periphery of the nut. Is the gist.
[0027]
In this configuration, the movement of the fluid in the axial direction of the drive shaft is restricted by the flange formed on the outer periphery of the nut, so that the sealing performance can be further improved.
[0028]
When rotating the nut, a wrench, which is a general tool, is often used. In order to rotate the nut with the spanner, a parallel surface for sandwiching the nut with the spanner, a so-called two-plane width, is often formed. Here, if the two-face width is formed in the nut, the lubricating fluid in the housing of the supercharger may easily flow out to the wheel side because the outer peripheral surface of the nut is partially missing. In this regard, in the configuration according to the seventh aspect, since the flange is formed, the leakage of the lubricating oil due to the formation of the two-face width can be suppressed.
[0029]
According to an eighth aspect of the present invention, in the seal structure for a turbocharger according to any one of the third to seventh aspects, the first and second nuts are arranged side by side in the axial direction of the drive shaft. The gist is that it is composed of
[0030]
The nut may move to the wheel side or the opposite side due to rotation or vibration of the drive shaft. In this regard, according to the configuration of the eighth aspect, the nut is formed of a so-called double nut divided into two. Therefore, the first and second nuts can be securely fixed to the drive shaft by tightening each other.
[0031]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment in which a seal structure of a supercharger according to the present invention is embodied in a seal structure on a turbine wheel side of a turbocharger used in an internal combustion engine will be described in detail with reference to FIGS. explain.
[0032]
First, the structure of the turbocharger according to the present embodiment is substantially the same as that of the turbocharger 50 shown in FIG. That is, a center housing 40, a turbine housing 42, and a compressor housing 41 are provided. An exhaust passage 49 and a turbine wheel 45 are provided in the turbine housing 42. In the compressor housing 41, an intake inlet 47, an intake passage 48, and a compressor wheel 44 are provided. The turbine wheel 45 and the compressor wheel 44 are integrally rotatably connected via a drive shaft 43. When exhaust gas is blown to the turbine wheel 45 and the turbine wheel 45 rotates, the rotation is transmitted to the compressor wheel 44 via the drive shaft 43. The rotation of the compressor wheel 44 forces air in the intake passage into the combustion chamber of the internal combustion engine.
[0033]
The turbocharger according to the present embodiment differs from the turbocharger 50 shown in FIG. 4 in the structure of the portion A in FIG. 4, that is, the structure of the groove 57 into which the seal ring 58 is loosely fitted and its surrounding structure. Therefore, the following description focuses on this difference.
[0034]
FIG. 1 is an enlarged view of a portion A when the seal structure according to the present embodiment is applied as the seal structure of the turbocharger shown in FIG.
As shown in FIG. 1, the drive shaft 10 is inserted into a bearing housing 51 formed in the center housing 40. A bearing metal 53 as a floating bearing is loosely fitted between the drive shaft 10 and the bearing housing 51. Lubricating oil, which is a lubricating fluid, is supplied to the bearing metal 53. Thereby, an oil film of the lubricating oil is formed between the bearing housing 51 and the bearing metal 53 and between the bearing metal 53 and the drive shaft 10. Thus, the drive shaft 10 is rotatably supported by the bearing housing 51 via the bearing metal 53. The movement of the bearing metal 53 in the axial direction of the drive shaft 10 to the opposite side of the turbine wheel 45 is restricted by the stopper ring 54.
[0035]
On the outer peripheral surface of the drive shaft 10 on the turbine wheel 45 side, a screw portion 11 which is a right-handed male screw is formed. Further, on the outer peripheral surface of the drive shaft 10, a step portion 12 whose diameter is increased toward the turbine wheel 45 side of the screw portion 11 is also formed.
[0036]
The screw portion 11 is screwed with a retainer 13 as a first nut and a stopper nut 14 as a second nut. The retainer 13 and the stopper nut 14 are juxtaposed in the axial direction of the drive shaft 10. Have been. Further, the retainer 13 is disposed on the turbine wheel 45 side, and the stopper nut 14 is disposed on the bearing metal 53 side.
[0037]
At the end of the retainer 13, which is the first nut, on the turbine wheel 45 side, a concave portion 15 that fits on the outer peripheral surface of the drive shaft 10 is formed. The end face of the recess 15 formed at the end of the retainer 13 on the turbine wheel 45 side forms an end face facing the end face of the step portion 12 on the side opposite to the turbine wheel 45.
[0038]
Further, on the outer peripheral surface of the retainer 13, surfaces parallel to each other, that is, so-called two-sided widths 16 are formed. The two-sided width 16 is provided, for example, so that the retainer 13 can be easily sandwiched by a tool such as a wrench when the retainer 13 is rotated or its position is maintained.
[0039]
On the turbine wheel 45 side of the stopper nut 14, a slinger 17 functioning as a wall for preventing the lubricating oil from flowing to the turbine wheel 45 side is formed. The slinger 17 is formed on the outer periphery of the stopper nut 14 and is a flange whose diameter is increased in the radial direction. A hexagon nut 18 is provided integrally with the slinger 17 on the bearing metal 53 side.
[0040]
The end face of the hexagon nut 18 provided on the stopper nut 14 on the bearing metal 53 side is opposed to the end face of the bearing metal 53 on the turbine wheel 45 side, and can be brought into contact with the end face of the bearing metal 53. Thus, the stopper nut 14 also functions as a stopper in the axial direction of the drive shaft 10 to restrict the movement of the bearing metal 53 to the turbine wheel 45 side.
[0041]
The end face of the step 12 opposite to the turbine wheel 45 and the end face of the concave portion 15 facing this end face constitute both side walls of the groove 19.
The groove 19 has a seal ring 58 that regulates the movement of fluid between the center housing 40 and the exhaust passage 49, that is, the outflow of lubricating oil into the exhaust passage 49 and the inflow of exhaust into the center housing 40. Is loosely fitted. The movement of the fluid into and out of the center housing 40 is regulated by the seal mechanism constituted by the groove 19 and the seal ring 58. The seal ring 58 has an annular shape, and a part thereof is interrupted. The seal ring 58 is attached to the opening 59 of the center housing 40 with its diameter reduced in the radial direction. Therefore, the seal ring 58 is basically fixed to the opening 59 by its tension.
[0042]
The drive shaft 10, the retainer 13, and the stopper nut 14 configured as described above constitute an adjustment mechanism that adjusts the groove width of the groove 19 and thus adjusts the side clearance of the seal ring 58 with respect to the groove 19.
[0043]
In this adjusting mechanism, first, when the retainer 13 is rotated clockwise as viewed from the turbine wheel 45 side, the retainer 13 moves on the drive shaft 10 in a direction opposite to the turbine wheel 45. Accordingly, the groove width MW of the groove 19 is increased, and the side clearance, which is the difference between the groove width MW of the groove 19 and the width ST of the seal ring 58, is increased. On the other hand, when the retainer 13 is rotated counterclockwise as viewed from the turbine wheel 45 side, the retainer 13 moves on the drive shaft 10 in the direction of the turbine wheel 45. Therefore, the groove width MW of the groove 19 is reduced, and the side clearance is reduced.
[0044]
As described above, in the seal structure according to the present embodiment, the side clearance can be arbitrarily adjusted, so that the sealing performance of the seal ring 58 can be easily and reliably improved, for example, as described below.
[0045]
First, the retainer 13 is rotated counterclockwise to tighten the seal ring 58 so that the width ST of the seal ring 58 is equal to the groove width MW of the groove 19, that is, the side clearance is substantially “0”. The position of the retainer 13 is adjusted so as to achieve. In this state, the rotation of the drive shaft 10 is hindered by the contact between the seal ring 58 and the groove 19. Then, in order to secure the minimum side clearance that can regulate the leakage of the lubricating oil and the inflow of the exhaust, the retainer 13 is slightly loosened (rotated clockwise) to widen the groove width MW of the groove 19, and The position of the retainer 13 is adjusted to a position where the clearance can be secured. Since the optimum side clearance can be set in this way, the sealing performance of the seal ring 58 can be easily and reliably improved. Instead of securing the seal ring 58 once with the retainer 13 and then loosening it, the position of the retainer 13 may be adjusted to a position where the minimum side clearance can be secured from the beginning instead of securing the minimum side clearance.
[0046]
It is to be noted that a problem that may occur when measures are taken to improve the sealing performance of the seal ring in the conventional seal structure (the structure shown in FIG. 5) and the effect of the seal structure of the present embodiment on each of these measures. Hereinafter, (a) to (c) will be described.
[0047]
(A) In the conventional seal structure, the groove width MW of the groove 57 and the width ST of the seal ring 58 are extremely high in order to minimize the side clearance while keeping the seal ring 58 apart from the groove 57 to some extent. Processing with precision causes problems such as an increase in processing cost and a decrease in productivity. On the other hand, in the seal structure according to the present embodiment, since the side clearance can be adjusted by the adjusting mechanism, the optimum minimum side clearance can be easily and reliably set. Therefore, high dimensional accuracy is not required when processing the groove 19, in other words, when processing the step portion 12 or the concave portion 15.
[0048]
(B) In the conventional seal structure, if the wrap margin (distance C shown in FIG. 5), which is the amount of the seal ring 58 entering the groove 57 in the radial direction, is increased, the sealing performance can be improved. 58 is inserted into the groove 19 in an expanded state. Therefore, when the wrap margin is increased, the seal ring 58 cannot be inserted into the groove 19 unless the seal ring 58 is further expanded. Therefore, the seal ring 58 may be easily damaged. On the other hand, in the seal structure according to the present embodiment, as can be seen from FIG. 2 and the like, both side walls of the groove 19 are divided by the end face of the step 12 and the end face of the recess 15, and the seal ring 58 is formed. First, the seal ring 58 can be attached to the groove 19 by inserting the retainer 13 into the screw portion 11 after inserting the seal ring 58 into the step portion 12. That is, it is not necessary to insert the seal ring 58 into the groove 19 with the seal ring 58 expanded. For this reason, the wrap margin can be set to an optimum value for improving the sealing performance without giving special consideration to the breakage of the seal ring 58.
[0049]
(C) In the conventional sealing structure, if a plurality of seal rings 58 are provided, it is possible to improve the sealing performance. However, in this case, the cost increases due to the increase of the seal rings 58. In order to dispose a plurality of seal rings 58, it is necessary to increase the axial length of a portion of the drive shaft 43 where the groove 19 is formed. In this case, vibration occurs in the drive shaft 43. It may be easier. On the other hand, in the seal structure according to the present embodiment, since the sealing performance can be improved without disposing the plurality of seal rings 58, the above-described problem caused by disposing the plurality of seal rings 58 does not occur.
[0050]
In addition, according to the seal structure according to the present embodiment, the following effects can be obtained.
First, the stopper nut 14 is provided on the bearing metal 53 side of the retainer 13 so as to form a so-called double nut structure. Therefore, after the position adjustment of the retainer 13 is completed, the position of the retainer 13 is held by sandwiching the two-face width 16 with a tool such as a wrench. Then, the stopper nut 14 is rotated counterclockwise as viewed from the turbine wheel 45 side, and the retainer 13 and the stopper nut 14 are fastened to each other. Thereby, the positions of the retainer 13 and the stopper nut 14 are securely fixed, and the displacement of the retainer 13 due to the vibration of the turbocharger or the like is suppressed.
[0051]
On the other hand, the lubricating oil supplied to the bearing metal 53 flows on the outer peripheral surfaces of the stopper nut 14 and the retainer 13 and reaches the seal ring 58. If the amount of the reached lubricating oil is excessively large, a large amount of lubricating oil may pass through the gap between the seal ring 58 and the groove 19, and may flow out to the turbine wheel 45 side. Here, the retainer 13 is formed with the above-mentioned two-face width 16 for holding the adjustment position of the retainer 13 by a tool when tightening the stopper nut 14. Therefore, as shown in the perspective view of the adjusting mechanism in FIG. 2, a part of the outer peripheral surface of the retainer 13 is partially omitted, and the size in the radial direction is partially reduced. Therefore, the radial height of the portion where the two-face width 16 is formed is lower than the radial height of the portion where the two-face width 16 is not formed, and the lubricating oil can easily get over the outer peripheral surface of the retainer 13. . That is, the provision of the two-face width 16 may increase the amount of lubricating oil flowing out to the turbine wheel 45 side. However, in the present embodiment, the slinger 17 is formed on the stopper nut 14 provided in parallel with the retainer 13 on the bearing metal 53 side. Therefore, the lubricating oil flowing out of the bearing metal 53 is first blocked by the slinger 17, and the amount of the lubricating oil flowing on the outer peripheral surface of the retainer 13 is reduced. That is, the amount of lubricating oil flowing out to the turbine wheel 45 side is reduced. As described above, the outflow of the lubricating oil due to the formation of the two-face width 16 can be suppressed by the slinger 17.
[0052]
When the drive shaft 10 reaches a predetermined rotation speed, the bearing metal 53 rotates via the lubricating oil. Hereinafter, the predetermined rotation speed at this time is referred to as “rotation start speed”. Here, as shown in FIG. 5, when the movement of the bearing metal 53 toward the turbine wheel 45 is restricted by the stopper ring 55 fixed to the bearing housing 51, the end face of the bearing metal 53 is fixed. The end surface of the stopper ring 55 thus contacted. Therefore, when the rotation of the bearing metal 53 starts, a large static frictional force acts on the contact surface between the two, and unless a rotational force exceeding the frictional force is applied to the bearing metal 53, the bearing metal 53 rotates. I can't start. More specifically, unless the rotation speed of the drive shaft 10 is increased to some extent, the bearing metal 53 cannot start rotating. When a rotational force exceeding the static frictional force is applied to the bearing metal 53 and the bearing metal 53 starts rotating, the frictional force between the bearing metal 53 and the stopper ring 55 sharply decreases, resulting in a so-called stick-slip. The phenomenon is likely to occur. Therefore, self-excited vibration is likely to occur in the bearing metal 53 based on the vibration caused by this phenomenon.
[0053]
Here, in the present embodiment, the stopper nut 14 instead of the stopper ring 55 is fixed to the drive shaft 10. Therefore, the stopper nut 14 also starts to rotate at the same time as the drive shaft 10 starts to rotate, and the bearing metal 53 that is in contact with the stopper nut 14 also starts to rotate with the rotation of the stopper nut 14. That is, as compared with the case where the stopper ring 55 regulates, the force required for the rotation of the bearing metal 53 is reduced, the vibration due to the stick-slip phenomenon is reduced, and the bearing metal 53 starts rotating at a lower rotation start speed. Here, it is known that the lower the rotation start speed is, the lower the rotation speed at which the whirling noise, which is the vibration sound caused by the self-excited vibration of the bearing metal 53, becomes. Therefore, according to the seal structure according to the present embodiment, it is possible to reduce the rotational speed of the generation of the whirl noise as compared with the conventional seal structure shown in FIG. Can be suppressed.
[0054]
Further, since the movement of the bearing metal 53 toward the turbine wheel 45 is restricted by the stopper nut 14, the stopper ring 55 shown in FIG. 5 can be omitted.
[0055]
In recent years, in order to suppress the generation of soot in exhaust gas, low-temperature combustion for lowering the combustion temperature of an air-fuel mixture in a combustion chamber of an internal combustion engine has been put into practical use. In this low-temperature combustion, since the combustion temperature of the air-fuel mixture is lowered, the expansion force of the air-fuel mixture also decreases, and the exhaust pressure tends to decrease. Therefore, when this low-temperature combustion is performed, the pressure in the exhaust passage 49 shown in FIG. 4 also decreases. Therefore, the pressure in the exhaust passage 49 becomes lower than the pressure in the center housing 40, and the lubricating oil in the center housing 40 may easily pass through the seal portion and flow out to the turbine wheel 45 side. is there. Therefore, further improvement in the sealing performance of the seal ring 58 is required.
[0056]
Further, in order to improve the exhaust gas purification performance, a further exhaust gas purification catalyst tends to be added to the exhaust passage downstream of the turbocharger 50. The addition of such an exhaust purification catalyst easily causes an increase in the pressure in the exhaust passage, and the pressure in the exhaust passage 49 shown in FIG. In this case, the pressure in the exhaust passage 49 becomes higher than the pressure in the center housing 40, and the exhaust gas flowing into the exhaust passage 49 passes through the seal portion and flows into the center housing 40. It may be easier. As described above, the exhaust gas flowing into the center housing 40 is mixed into the intake air through the blow-by gas processing device as described above, and may cause a problem such as deterioration of a combustion state. Therefore, even in this case, further improvement in the sealing performance of the seal ring 58 is required.
[0057]
In the seal structure of the turbocharger of the internal combustion engine capable of low-temperature combustion or the internal combustion engine further including the exhaust purification catalyst, further improvement in the sealing performance of the seal ring 58 is required. By applying, it is possible to easily and surely respond to this request.
[0058]
As described above, according to the seal structure of the turbocharger in the present embodiment, the following effects can be obtained.
(1) The groove width MW can be adjusted by the adjustment mechanism, and the side clearance of the seal ring 58 with respect to the groove 19 can be adjusted. Therefore, the size of the side clearance can be easily optimized. Therefore, the sealing performance of the seal ring 58 provided on the turbocharger 50 can be more easily and reliably improved.
[0059]
(2) Since the side clearance can be adjusted by the adjustment mechanism, the optimum minimum side clearance can be easily and reliably set. Therefore, the processing of the groove 19, in other words, the processing of the step 12 and the recess 15 can be performed without requiring high dimensional accuracy.
[0060]
(3) The adjusting mechanism includes a drive shaft 10 having a screw portion 11 formed therein, a retainer 13 screwed to the screw portion 11, and a stopper nut 14 screwed to the screw portion 11. Therefore, the position of the retainer 13 in the axial direction of the drive shaft 10 on the screw portion 11 formed on the outer periphery of the drive shaft 10 can be arbitrarily displaced by screw feed. Through the displacement of the retainer 13, the adjustment of the groove width MW of the groove 19 and the side clearance of the seal ring 58 with respect to the groove 19 can be performed more easily and reliably.
[0061]
(4) Both end walls of the groove 19 are constituted by the end face of the step portion 12 opposite to the turbine wheel 45 and the end face of the concave portion 15 facing this end face. Therefore, by displacing the retainer 13 in the axial direction of the drive shaft 10, the groove width MW of the groove 19 is changed, and the side clearance of the seal ring with respect to the groove 19 is changed. Therefore, the adjustment mechanism can be realized with a relatively simple configuration.
[0062]
(5) Both side walls of the groove 19 are divided by the end face of the step 12 and the end face of the recess 15. Therefore, the insertion of the seal ring 58 into the groove 19 is facilitated, so that the wrap margin can be set to an optimum value for improving the sealing performance.
[0063]
(6) The slinger 17 is provided on the stopper nut 14. Therefore, the outflow of the lubricating oil due to the provision of the two-face width 16 in the retainer 13 can be suppressed.
[0064]
(7) The movement of the bearing metal 53 toward the turbine wheel 45 is restricted by bringing the bearing metal 53 into contact with the stopper nut 14. Therefore, the start of rotation of the bearing metal 53 is facilitated, so that the generation of whirl noise in the normal rotation range of the drive shaft 10 can be suppressed. Further, as compared with the conventional sealing structure shown in FIG. 5, the stopper ring 55 can be omitted, so that the configuration for restricting the movement of the bearing metal 53 can be simplified.
[0065]
(8) The retainer 13 has a double nut structure in which the retainer 13 is tightened with the stopper nut 14. Therefore, the displacement of the retainer 13 can be restricted, and the retainer 13 and the stopper nut 14 can be reliably fixed to the drive shaft 10.
[0066]
The above embodiment can be modified as follows.
The seal structure according to the above-described embodiment can be applied to a compressor structure on the compressor wheel side that feeds intake air.
[0067]
The slinger 17 may be provided on the retainer 13. For example, as shown in the perspective view of FIG. 3, a slinger 17 may be provided adjacent to the end face of the retainer 13 opposite to the recess 15, that is, adjacent to the two-face width 16.
[0068]
-The retainer 13 and the stopper nut 14 in the said embodiment may be comprised as an integral part. In this case, the effects (1) to (7) among the effects of the above embodiment can be obtained.
[0069]
The stopper nut 14 only needs to have a female screw portion that is screwed into the screw portion 11 and a portion that can be tightened with a tool or the like, and is limited to the configuration of the stopper nut 14 described in the above embodiment. Not something.
[0070]
-The bearing system of the drive shaft 10 in the above embodiment is a floating bearing system in which the bearing metal 53 can freely rotate between the drive shaft 10 and the bearing housing 51. Alternatively, a so-called semi-floating bearing system in which the bearing metal is fixed to either the drive shaft or the bearing housing can obtain the same operation and effect as in the above embodiment.
[0071]
The present embodiment can be similarly applied even when the fluid supplied to the bearing metal 53 is a fluid other than the lubricating oil, for example, a gas such as air.
The setting of the side clearance can be performed in the following manner, for example, in addition to the mode described in the above embodiment. First, a coat layer is formed on both axial side surfaces or one side surface of the seal ring 58. At this time, the thickness of the coat layer is determined so that the sum of the width ST of the seal ring 58 and the thickness of the coat layer becomes the same as the desired side clearance. Further, the coat layer formed at this time is preferably one having a property of easily peeling. The seal ring 58 coated in this manner is inserted into the step portion 12, and the retainer 13 is rotated until the seal ring 58 contacts the side surface of the seal ring 58. By doing so, when the drive shaft 10 rotates, the side surface of the seal ring 58 slides on the side surface of the concave portion 15 and the side surface of the step portion 12, and the coat layer is peeled off. When the coat layer is peeled in this manner, a gap corresponding to the peeling of the coat layer is formed on the side surface of the seal ring 58, and as a result, a desired side clearance can be obtained. At this time, by setting a suitable thickness of the coat layer, the minimum side clearance as described above can be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view showing a schematic structure of an embodiment of a seal structure of a supercharger according to the present invention.
FIG. 2 is a perspective view schematically showing a structure of an adjustment mechanism according to the embodiment.
FIG. 3 is a perspective view showing a schematic structure of a modification of the embodiment.
FIG. 4 is a sectional view showing an example of the structure of a conventional supercharger.
FIG. 5 is an enlarged sectional view showing a portion A in FIG. 4;
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... drive shaft, 11 ... thread part, 12 ... step part, 13 ... retainer, 14 ... stopper nut, 15 ... recessed part, 16 ... width across flats, 17 ... slinger, 18 ... hexagon nut, 19 ... groove part, 40 ... center Housing 41, Compressor housing, 42 Turbine housing, 43 Drive shaft, 44 Compressor wheel, 45 Turbine wheel, 47 Inlet, 48 Inlet, 49 Exhaust, 50 Turbocharger 51: Bearing housing, 53: Bearing metal, 54, 55: Stopper ring, 57: Groove, 58: Seal ring, 59: Opening.

Claims

The present invention is applied to a supercharger having a housing and a drive shaft rotatably supported by the housing and having one end provided with a wheel, the seal ring being provided in the housing, and the drive shaft being provided on the drive shaft. And a groove portion in which the seal ring is loosely fitted, and the seal structure of the supercharger for restricting the movement of the fluid inside and outside the housing,
A seal structure for a turbocharger, comprising: an adjusting mechanism for adjusting a side clearance of the seal ring with respect to the groove.

The present invention is applied to a supercharger having a housing and a drive shaft rotatably supported by the housing and having one end provided with a wheel, the seal ring being provided in the housing, and the drive shaft being provided on the drive shaft. And a groove portion in which the seal ring is loosely fitted, and the seal structure of the supercharger for restricting the movement of the fluid inside and outside the housing,
A seal structure for a supercharger, comprising an adjusting mechanism for adjusting a groove width of the groove.

The seal structure for a turbocharger according to claim 1, wherein the adjusting mechanism includes a screw portion formed on an outer periphery of the drive shaft and a nut screwed into the screw portion.

Forming a stepped portion on the outer periphery of the drive shaft on the wheel side of the screw portion, and forming an end surface of the nut opposed to an end surface of the stepped portion opposite to the wheel, The seal structure for a turbocharger according to claim 3, wherein an end face of the step portion and an end face of the nut are formed on both side walls of the groove.

5. The drive shaft is rotatably supported by the housing via a fluid bearing, and the nut also serves as a stopper that restricts movement of the fluid bearing in the axial direction of the drive shaft. 6. The seal structure of the turbocharger according to 1.

The drive shaft is rotatably supported by the housing via a fluid bearing, and the nut has an end face facing the end face of the fluid bearing on the wheel side and capable of contacting the end face of the fluid bearing. The seal structure for a turbocharger according to claim 3 or 4, further comprising:

The seal structure for a turbocharger according to any one of claims 3 to 6, wherein a flange whose diameter is increased in a radial direction is formed on an outer periphery of the nut.

The seal structure for a turbocharger according to any one of claims 3 to 7, wherein the nut includes first and second nuts arranged side by side in the axial direction of the drive shaft.