JP2005030382A - ターボ機械の圧縮装置及びそのコンプレッサインペラ - Google Patents

Abstract

【課題】 高回転数で回転させても破損の少ないターボ機械の圧縮装置及びそのコンプレッサインペラを提供すること。
【解決手段】 コンプレッサインペラ(16)の本体部(29)に一体に設けられたオネジ部と、前記コンプレッサインペラ(16)駆動用シャフト(23)の先端部に設けられたオネジ部とを、一側部にコンプレッサインペラ(16)のオネジ部に螺合自在なメネジ部を、他側部にシャフト(23)のオネジ部に螺合自在なメネジ部を、それぞれ設けたスリーブ(49)を介して結合したことを特徴とするターボ機械の圧縮装置。
【選択図】 図３

Description

本発明は、ターボ機械の圧縮装置及びそのコンプレッサインペラに関する。

従来から、空気を圧縮してエンジンの吸気量を増やす手段として、排気ガスのエネルギーを利用してタービンインペラ及びシャフトを回転させ、シャフトに結合された遠心型のコンプレッサインペラを駆動する、ターボ機械の圧縮装置がターボチャージャとして知られている。

図７に、従来技術に関わるターボチャージャ１１の、側面断面図を示す。図７においてターボチャージャ１１は、エンジンの排気ガスから回転エネルギーを取り出す排気側部１２と、この回転エネルギーによって、空気を圧縮してエンジンに送り込む吸気側部１３とを備えている。

タービンインペラ１４は、排気流入通路１９から流入してきた排気ガスによって、エネルギーを与えられ、回転する。

シャフト２３のタービンインペラ１４と反対側（以下、シャフト２３の先端部側と呼ぶ）には、シャフト２３を介して空気を圧縮する遠心型のコンプレッサインペラ１６が取り付けられている。
コンプレッサインペラ１６には、中央部に取付孔２５が貫通している。
シャフト２３は、この取付孔２５に、わずかな隙間ばめ、又は締まりばめ程度で挿入されている。コンプレッサインペラ１６は、シャフト２３の先端部に形成されたオネジ部４０に取付ナット２６を締結することによって、シャフト２３に固定されている。

図８に、従来技術に関わるコンプレッサインペラ１６の側面断面図を示す。
図８に示すように、コンプレッサインペラ１６の本体部２９は、入口側ディスク部２９Ａと、背面側ディスク部２９Ｂとを備えている。本体部２９の外側には、翼部１８が複数設けられ、本体部２９の中心には、取付孔２５が貫通している。

コンプレッサインペラ１６は、軽量化を実現するために、例えばアルミニウム合金の鋳物等で製造されている。コンプレッサインペラ１６の回転数は、数万rpmという高い値にまで至るため、コンプレッサインペラ１６は、高速回転がもたらす遠心力によってその径方向に非常に強い引張応力を受け、破損に至ることがある。
そして、コンプレッサインペラ１６の破損は、特に取付孔２５の内壁を起点として起こり易いことが、知られている。

このような課題を解決するために、例えば特許文献１に開示されたような技術が知られている。
図９に、特許文献１に関わるコンプレッサインペラ１６の断面図を示す。特許文献１によれば、図９に示すようにコンプレッサインペラ１６に貫通する取付孔を設けず、下部にメネジを切った取付穴４２を設けている。また、シャフト２３の先端部５４にはオネジが設けられている。先端部５４を取付穴４２にねじ込むことにより、シャフト２３とコンプレッサインペラ１６とが結合される。

特表平５−５０４１７８号公報

しかしながら、図８に示す従来技術には、次のような問題がある。
即ち、コンプレッサインペラ１６における取付孔２５内壁の破損は、軸方向において、コンプレッサインペラ１６の外周部が最大となる最大外周部位３０の近傍で、特によく発生することが判明している。
また図９に示す従来技術によれば、軸方向の最大外周部位３０近傍に取付穴４２が設けられているため、回転数を上げると、最大外周部位３０近傍から破損が起こる可能性がある。

特に、コンプレッサインペラ１６を用いたターボチャージャ１１を備えたエンジンを、例えば建設機械などの作業機械に用いる場合、積込作業のような高負荷（即ちエンジンが高回転）の状態と、殆んど負荷のない（即ち低回転）の状態とを、短い時間間隔で繰り返すことになる。
その結果、コンプレッサインペラ１６にかかる応力振幅が高くなり、さらに破損を起こし易くなってしまう。

また近年、ディーゼルエンジンの排気ガスに含まれる窒素酸化物（NOx）を低減する対策として、EGR（Exhaust Gas Recirculation：排気ガス再循環装置）と呼ばれる技術が、実施されるようになってきている。
これは、エンジンから排出された排気ガスの一部を、エンジンの吸気系統に戻して再循環させるものである。

EGRを実現するためには、排気ガス再循環分少なくなったシリンダ内の新気容積で燃焼空気を確保する必要があり、ターボチャージャ１１を、より高圧力比化させる必要がある。従って、コンプレッサインペラ１６をより高い回転数で回転させる必要があり、従来技術のみではまだ充分ではなく、より耐久性の高いコンプレッサインペラ１６が望まれている。

本発明は、上記の問題に着目してなされたものであり、高回転数で回転させても破損の少ないターボ機械の圧縮装置及びそのコンプレッサインペラを提供することを目的としている。

上記の目的を達成するために、本発明は、コンプレッサインペラの本体部に一体に設けられたオネジ部と、前記コンプレッサインペラ駆動用シャフトの先端部に設けられたオネジ部とを、一側部にコンプレッサインペラのオネジ部に螺合自在なメネジ部を、他側部にシャフトのオネジ部に螺合自在なメネジ部を、それぞれ設けたスリーブを介して結合している。

また、本発明は、前記コンプレッサインペラのオネジ部の直径が、シャフトのオネジ部の直径よりも太くなっている。

また、本発明は、前記コンプレッサインペラとスリーブとの間、及びスリーブとシャフトとの間のうち、少なくとも一方の芯合わせを、インローによって行なうようにしている。

また、本発明は、前記スリーブの外周部にシール溝を有し、シール溝にシールリングを嵌装し、コンプレッサインペラの裏面室と軸受室との間の、空気及びオイル漏れ防止を図っている。

また、本発明は、シャフトに同期した回転を行なわない非回転部材に固定されたスラストベアリングと、シャフトに固定された円板状のスラストカラーとを備え、スラストカラーとスリーブとの間でスラストベアリングを挟み込んでなっている。

また、本発明は、コンプレッサインペラの背面側デイスク部の円筒部先端がオネジ加工部である。

コンプレッサインペラ本体部に、シャフトと結合させるための取付孔や取付穴を設ける必要がなくなる。その結果、コンプレッサインペラに掛かる応力が小さくなり、コンプレッサインペラを高回転数で回転させても、破損が少なくなる。

コンプレッサインペラは、軽量化のために、シャフトよりも低強度の材質で構成されていることが多い。従って、コンプレッサインペラのオネジ部を太くすることにより、コンプレッサインペラのオネジ部が特に破損し易いということが少なくなり、全体として耐久性が向上する。

コンプレッサインペラ及びタービンインペラを、それぞれ単独で回転バランスを調整した後に組み立てた場合に、組み立て後の芯ズレが小さくなる。従って、ターボ機械の圧縮装置の回転バランスを、再調整しなければならない度合いが小さくなる。

空気及びオイルのシールを行なうための部材を別途設ける必要がなく、コンパクトな構成で空気及びオイルをシールすることができる。

簡単な構成でスラストベアリングを支承し、シャフトにかかるスラスト方向の力を効果的に受けることができる。

コンプレッサインペラの破損が起きにくくなって耐久性が向上するので、このコンプレッサインペラを用いたターボチャージャを、高圧力比化することができる。

以下、図を参照しながら、本発明に関わる実施形態を詳細に説明する。
図３に、本発明に関わるターボチャージャ１１の断面図、図４にそのＰ部詳細図を示す。

図３において、排気側部１２は、排気側ハウジング１５と、複数の翼部を備えシャフト２３により支持されたタービンインペラ１４により構成されている。
排気側ハウジング１５は、タービンインペラ１４に排気ガスを供給する排気流入通路１９を備えている。排気流入通路１９は、タービンインペラ１４の外周を取り巻くように環状に形成され、図示しないエンジンから排出された排気ガスが流れるエンジン排気流路に接続されている。

また排気側ハウジング１５は、タービンインペラ１４にエネルギーを与えた後の排気ガスを排出する、排気流出口２１を備えている。排気流出口２１は、タービンインペラ１４の回転中心と略同心状に略円筒状に形成されている。排気流出口２１と反対側の開口部は、排気側インナープレート２２によって塞がれている。

タービンインペラ１４には、一体にシャフト２３が形成されている。このシャフト２３は、排気側インナープレート２２を貫通し、軸受２４によって回転自在に支承されている。タービンインペラ１４とシャフト２３とは、一般的にニッケル基超合金、及び炭素鋼又は合金鋼によって形成されている。
吸気流入口２７と反対側の開口部は、吸気側インナープレート５５によって塞がれている。

コンプレッサインペラ１６は、吸気側ハウジング１７の内部に収納されている。吸気側ハウジング１７は、コンプレッサインペラ１６に空気を吸い込む吸気流入口２７を備えている。吸気流入口２７は、コンプレッサインペラ１６の回転中心と略同心状に略円筒状に形成されている。
コンプレッサインペラ１６によって圧縮された空気は、遠心状に排出され、コンプレッサインペラ１６の外周部を取り巻くように環状に形成された吸気排出通路２８を通って、図示しないエンジンの給気口に供給される。
翼部１８には、翼の軸方向幅が長い全翼１８Ａと、全翼１８Ａに対して軸方向途中から翼入口が始まる中間翼１８Ｂとがあり、両者は交互に配置されている。

以下、タービンインベラ１４、コンプレッサインペラ１６、及びシャフト２３を含む、回転する部材群を回転部材と呼ぶ。また、吸気側ハウジング１７、排気側ハウジング１５、及び軸受ハウジング４５を含む、回転しない部材群を非回転部材と呼ぶ。取付孔２５の貫通方向を、軸方向と呼ぶ。

図１は、本発明に関わるコンプレッサインペラ１６の側面図、図２は、その断面図を示している。

図１、図２に示すように、本発明に関わるコンプレッサインペラ１６は、その本体部２９が中実となっており、取付孔や取付穴を設けていない。
コンプレッサインペラ１６に空気を吸い込む部位をインぺラ入口部３５、
半径方向に空気を排出する部位をインペラ出口部３３と呼ぶ。
また、インペラ入口部３５とインペラ出口部３３との中間部の曲面を、ディスク中央部３４と呼ぶ。
コンプレッサインペラ１６の外周部が最大となる軸方向の部位を、最大外周部位３０と呼ぶ。
コンプレッサインペラ１６の本体部２９は、入口側ディスク部２９Ａと、背面側ディスク部２９Ｂとを備えている。そして、背面側ディスク部２９Ｂの最背面部には、本体部２９と芯を合わせて、円筒部４３が一体に設けられている。また、円筒部４３の下端部には、円筒部４３よりも直径の小さなオネジ４４が、やはり一体に設けられている。このオネジ４４を、インペラオネジ部４４と呼ぶ。

コンプレッサインペラ１６のインペラ入口部３５の外周部には、例えば二面幅加工やナット状の加工がなされており、スパナなどでこの部位を把持することができるようになっている。

図３、図４において、タービンインペラ１４に固着されたシャフト２３の先端部６０は、シャフト２３と同心で円筒形に精密加工されている。この円筒形の部位を、シャフト円筒部６０と呼ぶ。
また、シャフト円筒部６０のさらに先端部には、オネジ４６が設けられている。このオネジ４６を、シャフトオネジ部４６と呼ぶ。シャフトオネジ部４６の外径のほうが、インペラオネジ部４４の外径よりも小さくなっている。

図３、図４に示すように、シャフトオネジ部４６とインペラオネジ部４４とは、両端部にメネジを設けられたスリーブ４９を介して接続されている。
図４に示すように、スリーブ４９のシャフト２３側端部の内周部５８には、シャフト円筒部６０に対して、インローとなるような加工が施されている。そして、内周部５８の奥（コンプレッサインペラ１６側）には、シャフトオネジ部４６と合うメネジ５３（以下、シャフト側メネジ部５３と言う）が設けられている。

またスリーブ４９のコンプレッサインペラ１６側端部の内周部５７には、コンプレッサインペラ１６背面部に設けられた円筒部４３に対して、インローとなるような加工が施されている。そして、内周部５７の奥（シャフト２３側）には、インペラオネジ部４４と合うメネジ５２（以下、インペラ側メネジ部５２と言う）が設けられている。
尚、スリーブ４９においては、シャフト側メネジ部５３とインペラ側メネジ部５２との間が、貫通しているように表されているが、貫通していなくてもよい。

スリーブ４９の、コンプレッサインペラ１６側の外周部６１には、例えば二面幅加工やナット状の加工（図示せず）が施されており、スパナなどでこの部位を把持することができるようになっている。

また、スリーブ４９の軸方向中ほどの外周部には、全周にわたってシール溝５０が設けられ、FC材等で形成されたシールリング５１が、嵌め込まれている。
シールリング５１は、径を縮めるように力をかけると、外周部が吸気側インナープレート５５の内周部に密着して嵌まり込むように、形成されている。

軸受２４は、吸気側ハウジング１７と排気側ハウジング１５とを接続する、軸受ハウジング４５の内部の軸受室（図示せず）に収納されている。軸受ハウジング４５には、軸受２４及び後述するスラストベアリングに潤滑用のオイルを供給するための、オイル供給口５９が設けられている。

図５に、シャフト２３にコンプレッサインペラ１６を組み込むための手順を、フローチャートで示す。
まず、中央部に円形孔の設けられた円板状のスラストカラー４７を、軸受２４に支承されたシャフト２３に挿入する（ステップＳ１１）。
次に、スラストベアリング４８を軸受ハウジング４５に挿入する（ステップＳ１２）。スラストベアリング４８には、潤滑用のオイルが通る、オイル通路５６が設けられている。

そして、スリーブ４９を、シャフト２３にねじ込む（ステップＳ１３）。その際には、スリーブ４９の前記ナット状に加工された外周部６１をスパナ等で把持し、スリーブ４９をシャフトオネジ部４６にねじ込むようにする。
これにより、スリーブ４９及びスラストカラー４７が、シャフト２３と一体に回転するようになる。

次に、吸気側インナープレート５５を軸受ハウジング４５に固定する（ステップＳ１４）。これにより、スラストベアリング４８が、軸受ハウジング４５と吸気側インナープレート５５との間に挟み込まれて、非回転部材に固定される。

その結果、ステップＳ１３で非回転部材に固定されたスラストベアリング４８が、シャフト２３と一体に回転する回転部材であるスラストカラー４７とスリーブ４９との間に挟み込まれる。従って、回転時にシャフト２３のスラスト方向に掛かる力が、スラストベアリング４８によって受け止められ、軸方向位置が規制される。

また、ステップＳ１４で、スリーブ４９を、ねじ込んだ際に、シールリング５１の外周部が、吸気側インナープレート５５の内周部に密着する。これにより、軸受２４及びスラストベアリング４８を潤滑するためのオイルが、コンプレッサインペラ１６の裏面の空間（裏面室と言う）側に流れ出るのを防止している。

次に、コンプレッサインペラ１６を、スリーブ４９にねじ込む（ステップＳ１５）。この際には、コンプレッサインペラ１６のインペラ入口部３５の前記ナット状加工部と、タービンインペラ１４出口部のナット状に加工された部位とをスパナ等で把持し、互いにねじ込むようにする。
これにより、コンプレッサインペラ１６とシャフト２３との間が結合される。

以上説明したように、本発明によれば、コンプレッサインペラ１６の背面側ディスク部２９Ｂの最背面部にある円筒部４３の外周にインペラオネジ部４４を設けている。そして、インベラオネジ部４４と、シャフト２３の先端部に設けたシャフトオネジ部４６とを、両側にメネジ部５２，５３を設けたスリーブ４９によって接続している。
これにより、コンプレッサインペラ１６を中実としても、コンプレッサインペラ１６とシャフト２３とを結合することができる。従って、コンプレッサインペラ１６にかかる応力が小さくなり、高回転数で回転しても破損することが少なくなる。

図６は、従来技術でのコンプレッサインペラ１６の取付孔２５の内径Φと、コンプレッサインペラ１６の回転軸の軸方向において、コンプレッサインペラ１６の外周部が最大となる最大外周部位３０で、コンプレッサインペラ１６にかかる応力Ｔの大きさとの関係を、グラフで示している。図６に示すように、取付孔２５の内径が０であれば応力Ｔは小さく、内径が過小の場合に応力Ｔは非常に大きくなる。そして、ある内径Ｄ以上においては、取付孔２５の内径が大きいほど、応力Ｔは大きくなる。
従って、本発明のように、取付孔２５がなくて中実の場合には、応力は小さくなることがわかる。

また本発明によれば、コンプレッサインペラ１６に一体に形成されたインペラオネジ部４４の直径を、シャフト２３先端部に設けたシャフトオネジ部４６の直径よりも大きくしている。
コンプレッサインペラ１６及びインペラオネジ部４４は、例えばアルミニウム合金の鋳物等で形成されている。一方、シャフト２３及びシャフトオネジ部４６は、鉄又はその合金等の、硬い材質によって形成されている。従って、より低強度のアルミニウム合金の鋳物側の太さを太くすることにより、いずれか一方が特に破損しやすいということが少ない。

さらに、シャフト２３の先端部にシャフトオネジ部４６を設け、これにメネジ部５３を有するスリーブ４９をねじ込んでいる。これにより、シャフト２３にメネジを設けるような形態に比べると、軸受２４に支承される部分のシャフト２３の外径を小さくすることができる。従って、シャフト２３の外周部の速度が小さくなるので、軸受２４との間の回転摩擦損失が小さくなり、シャフト２３や軸受２４の破損が起こりにくくなる。

また、スリーブ４９の外周部にシール溝５０を設けており、コンパクトな構成でオイルをシールすることができる。また、スリーブ４９とコンプレッサインペラ１６との間を、インローによって軸合わせしているので、回転時のアンバランスが小さくなる。

尚、コンプレッサインペラ１６のインペラ入口部３５の外周部は、スリーブ４９にねじ込む際に固定できるものであれば充分であり、例えば六角穴付きボルト形状でも良い。
又本発明については、ターボチャージャに関する応用例についてのみ説明したが、例えばマイクロガスタービンなど、他のターボ機械や機械駆動遠心圧縮機にも応用が可能である。

本発明に関わるコンプレッサインペラの側面図。 図１の断面図。 本発明に関わるターボチャージャの断面図。 図３のＰ部詳細図。 コンプレッサインペラを組み込むための手順を示すフローチャート。 取付孔の内径と応力の大きさとの関係を示すグラフ。 一般的なターボチャージャの側面断面図。 コンプレッサインペラの側面断面図。 特許文献１に関わるコンプレッサインペラの断面図。

符号の説明

１１：ターボチャージャ、１２：排気側部、１３：吸気側部、１４：タービンインペラ、１５：排気側ハウジング、１６：コンプレッサインペラ、１７：吸気側ハウジング、１８：翼部、１９：排気流入通路、２０：エンジン排気流路、２１：排気流出口・、２２：排気側インナープレート、２３：シャフト、２４：軸受、２５：取付孔、２６：取付ナット、２７：吸気流入口、２８：吸気排出通路、２９：本体部、２９Ｂ：背面側デイスク部、３０：最大外周部位、３３：インペラ出口部、３４：ディスク中央部、３５：インペラ入口部、４２：取付穴、４３：円筒部、４４：インペラオネジ部、４５：軸受ハウジング、４６：シャフトオネジ部、４７：スラストカラー、４８：スラストベアリング、４９：スリーブ、５０：シール溝、５１：シールリング、５２：インペラ側メネジ部、５３：シャフト側メネジ部、５４：先端部、５５：吸気側インナープレート、５６：オイル通路、５７：内周部、５８：内周部、５９：オイル供給口、６０：シャフト円筒部、６１：外周部。

Claims (6)

1. コンプレッサインペラ(16)の本体部(29)に一体に設けられたオネジ部と、
   前記コンプレッサインペラ(16)駆動用シャフト(23)の先端部に設けられたオネジ部とを、
   一側部にコンプレッサインペラ(16)のオネジ部に螺合自在なメネジ部を、他側部にシャフト(23)のオネジ部に螺合自在なメネジ部を、それぞれ設けたスリーブ(49)を介して結合した
   ことを特徴とするターボ機械の圧縮装置。
2. 前記コンプレッサインペラ(16)のオネジ部の直径が、シャフト(23)のオネジ部の直径よりも太くなっている
   ことを特徴とする請求項１に記載のターボ機械の圧縮装置。
3. 前記コンプレッサインペラ(16)とスリーブ(49)との間、及びスリーブ(49)とシャフト(23)との間のうち、少なくとも一方の芯合わせを、インローによって行なうようにした
   ことを特徴とする請求項１〜２のいずれかに記載のターボ機械の圧縮装置。
4. 前記スリーブ(49)の外周部にシール溝(50)を有し、
   シール溝(50)にシールリング(51)を嵌装し、
   コンプレッサインペラ(16)の裏面室と軸受室との間の、空気及びオイル漏れ防止を図る
   ことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載のターボ機械の圧縮装置。
5. シャフト(23)に同期した回転を行なわない非回転部材に固定されたスラストベアリング(48)と、
   シャフト(23)に固定された円板状のスラストカラー(47)とを備え、
   スラストカラー(47)とスリーブ(49)との間でスラストベアリング(48)を挟み込んでなる
   ことを特徴とする請求項４記載のターボ機械の圧縮装置。
6. コンプレッサインペラ(16)の背面側デイスク部(29B)の円筒部(43)先端がオネジ加工部である
   ことを特徴とするターボ機械の圧縮装置のコンプレッサインペラ。