JP2005163642A

JP2005163642A - ターボチャージャ

Info

Publication number: JP2005163642A
Application number: JP2003404030A
Authority: JP
Inventors: Takeshi Takahashi; 高橋　　毅; Shinji Matsue; 慎二松榮; Takashi Okumura; 剛史奥村
Original assignee: Koyo Seiko Co Ltd
Current assignee: Koyo Seiko Co Ltd
Priority date: 2003-12-03
Filing date: 2003-12-03
Publication date: 2005-06-23

Abstract

【課題】タービン軸を支えるタービン側及びコンプレッサ側の２つの軸受のうち、コンプレッサ側の軸受を動圧軸受に変更することによって、タービン軸の回転時の軸受詰まりや肩乗り上げを防止して軸受の耐用寿命を改善する。
【解決手段】タービン側の軸受４をセラミック製の転動体４１を備えた転がり軸受とし、コンプレッサ側の軸受５を動圧軸受とする。転がり軸受の軸受隙間を、内輪４２の熱膨張による隙間詰まりを生じない程度に可及的広くする一方で、動圧軸受の軸受隙間を、タービン軸１の振れを抑制して転がり軸受に肩乗り上げを生じさせない大きさにする。
【選択図】図１

Description

本発明は、ターボチャージャ、特に、タービン羽根の回転をコンプレッサ羽根に伝達するタービン軸を支えている軸受が、タービン側とコンプレッサ側との２箇所に配備されているターボチャージャに関する。

従来、ターボチャージャのタービン軸をタービン側とコンプレッサ側との２箇所で支える軸受には、フローティングメタルを用いた滑り軸受や転がり軸受が用いられていた。

図４は従来のターボチャージャを概略で示した断面図であり、このターボチャージャでは、タービン羽根２の回転をコンプレッサ羽根３に伝達するタービン軸１を２箇所で支えているタービン側の軸受４とコンプレッサ側の軸受５との両方に、軸受隙間の大きさが数十μｍである転がり軸受が用いられている。また、このターボチャージャにおいて、タービン羽根２は、内燃機関から排出された高温（たとえば８００℃程度）の排気ガスＧ１が流通するタービンハウジング６に収容されていて、そのタービンハウジング６内に流入してきた排気ガスＧ１がタービン羽根２を回転させて出口６１より排出される。これに対し、コンプレッサ羽根３はコンプレッサハウジング７に収容されている。このコンプレッサ羽根３には、タービン軸１によってタービン羽根２の回転が伝達され、このコンプレッサ羽根３の回転により、入口７１からコンプレッサハウジング７内に吸い込まれたエアＡ１が圧縮されて、たとえばエンジンの燃焼室などに過給される。なお、タービン羽根２はタービン軸１の一端部に取り付けられ、コンプレッサ羽根３はタービン軸１の他端部に取り付けられている。

図４で説明した従来のターボチャージャにおいて、タービン側の軸受４の転動体４１にセラミック製の転動体を用いたものは、比重が小さいために遠心力が小さく抑えられ、耐熱性にも優れるために、タービン軸１の回転の高速化を可能にし得るものとしてタービン側でタービン軸１を支える軸受として採用されている。

他方、従来では、ターボチャージャにおいて、タービンシャフトを支える転がり軸受の内輪とタービンロータとの間に断熱部材や放熱フィンを介在させることが知られていた（特許文献１参照）。また、過給器の軸受装置として、軸受ハウジング内に浮動状態に設けられたオイルフィルムダンパーによって、タービン軸にと取り付けられたタービン側玉軸受とコンプレッサ側玉軸受とを支持させる技術が知られていた（特許文献２参照）。さらに、排気駆動式過給機の回転軸の両端の２箇所を浮動ブッシュで支え、それらの浮動ブッシュと回転軸との隙間を潤滑油によって潤滑するという技術も知られていた（特許文献３参照）。

実開昭６３−９４３０号公報実開昭６１−４７４３４号公報特開２０００−８７７５３号公報

ところで、図４で説明した従来のターボチャージャでは、内燃機関から排出された高温の排気ガスＧ１によってタービン羽根２が加熱され、その熱がタービン軸１を経てタービン側の軸受４に伝達される。そこで、このタービン側の軸受４の転動体４１にセラミック製転動体が採用されていると、セラミック製転動体の熱伝導率が小さいために、軸受４の内輪４２に伝わった熱を外輪４３に速やかに逃がして内輪４２の温度上昇を抑えるという作用が発揮されにくい。このため、内輪４２が外輪４３よりも早期に熱膨張して円滑な回転に必要な軸受隙間が維持されなくなり、場合によっては隙間詰まりという現象が生じてその耐用寿命が短くなってしまうという事態の起こるおそれがあった。

そこで、内輪４２の熱膨張に起因する隙間つまり現象が起こることを未然に防ぐことを意図して、数十μｍ（４０μｍよりも小さい）であった軸受４の軸受隙間の初期値を４０μｍに近い値にまで可及的広くすることを試みたところ、上述したような隙間詰まり現象の起こることはなくなった。しかしながら、新たにタービン軸１の振れに起因する転動体４１の肩乗り上げという現象が起こり、その肩乗り上げという現象が軸受４の耐用寿命を改善することの障害になるということが知見された。

この点を解決するには、軸受４の軸受隙間の初期値を４０μｍよりも小さい数十μｍという値に抑えた上で、内輪４１の材料を熱膨張の小さい材料に変更することが有効であるとも考えられる。しかしながら、内輪４１には耐熱鋼を用いることが不可欠であるなどの理由から、熱膨張による隙間詰まりを起こさないような材料を選択することに困難があるので、そのような材料変更という観点から隙間詰まりを防止することは現実的でない。

そこで、本願発明者は鋭意調査を行ったところ、タービン側の軸受４の軸受隙間を４０μｍに近い値にまで可及的広くして隙間詰まりの発生を抑制した場合に起こる転動体４１の肩乗り上げという現象は、タービン軸１の２箇所を支えている２つの軸受４，５の両方に転がり軸受を用いているために、軸受４の内輪４１に熱が伝わりきっていない回転初期の軸受４の軸受隙間が広すぎることが原因となってタービン軸１の振れに伴うスラスト方向の変位が許容範囲を越えるからであろうと考えた。

本発明は、以上の状況に鑑みてなされたものであり、タービン軸を支えるタービン側及びコンプレッサ側の２つの軸受のうち、コンプレッサ側の軸受を動圧軸受に変更することを基本とし、セラミック製の転動体を用いたタービン側の軸受の軸受隙間の初期値を広げて軸受詰まりという現象が起こることを抑制したとしても、それと併せてタービン側の軸受での転動体の肩乗り上げという現象を防ぐことができるようにすることによって、タービン側及びコンプレッサ側の２つの軸受の耐用寿命を改善するということを目的としている。

本発明に係るターボチャージャは、タービン羽根の回転をコンプレッサ羽根に伝達するタービン軸を支えている軸受が、タービン側とコンプレッサ側との２箇所に配備されているターボチャージャにおいて、タービン側に配備された軸受をセラミック製の転動体を備えた転がり軸受とし、コンプレッサ側に配備された軸受を動圧軸受としたことを特徴としている（請求項１）。

この構成のターボチャージャにおいて、タービン側に内燃機関から排出された高温の排気ガスが流通しても、その熱影響がコンプレッサ側の軸受である動圧軸受にはそれほど及ばない。その上、動圧軸受は、転がり軸受の内輪に相当する部材を必要としていないので、熱膨張による隙間詰まりという現象を考慮することなく、その軸受隙間の初期値を転がり軸受のそれに比べて小さく抑えることが可能である。そのため、動圧軸受の軸受隙間の初期値を小さくしてタービン軸の振れを小さく抑えた上で、タービン側の転がり軸受の軸受隙間の初期値を、その内輪の熱膨張による隙間詰まりを生じない程度に拡げておくと、タービン軸の回転時の振れを動圧軸受で抑制してタービン軸の振れに伴うスラスト方向の変位を許容範囲内に収めることが可能になることと併せて、転がり軸受の内輪の熱膨張に起因する隙間詰まりを生じなくなる。また、転がり軸受による支持箇所でタービン軸がラジアル方向だけに変位するようになって転動体の肩乗り上げが防止されるようになる。

したがって、本発明では、上記転がり軸受の軸受隙間を、内輪の熱膨張による隙間詰まりを生じない程度に可及的広くする一方で、上記動圧軸受の軸受隙間を、タービン軸の振れを抑制して上記転がり軸受に肩乗り上げを生じさせない大きさにした、という構成を採用することが可能である（請求項２）。

また、本発明では、上記転がり軸受の軸受隙間を４０μｍ以下とした、という構成を採用することが可能であり、この構成であると、転がり軸受の内輪が熱膨張しても隙間詰まりという現象が生じない（請求項３）。

本発明では、タービン羽根による駆動流体の押出しの反力でタービン軸がスラスト方向に変位することを上記転がり軸受によって阻止している、という構成を採用することが望ましい。この構成は、転がり軸受としてアンギュラ玉軸受を用いることによって得られる（請求項４）。

以上のように、本発明によれば、タービン軸を支えるタービン側及びコンプレッサ側の２つの軸受のうち、コンプレッサ側の軸受を動圧軸受に変更したので、セラミック製の転動体を用いたタービン側の軸受の軸受隙間の初期値を広げて軸受詰まりという現象が起こることを抑制したとしても、それと併せてタービン側の軸受での転動体の肩乗り上げという現象を防ぐことができるようになる。このことにより、タービン側及びコンプレッサ側の２つの軸受の耐用寿命が改善されるという効果が奏される。

図１は本発明の実施形態に係るターボチャージャを概略で示した断面図、図２は、図１のＰ部拡大図であり、コンプレッサ側の動圧軸受５の概略拡大断面図である、図３はタービン側の転がり軸受４の概略拡部分断面図である。

この実施形態のターボチャージャでは、タービン羽根２の回転をコンプレッサ羽根３に伝達するタービン軸１の２箇所が軸受４，５でそれぞれ支えられている点で、図４で説明したものと同様であるが、そのうちのコンプレッサ側の軸受に動圧軸受５を用いている点で図４で説明したものと異なっている。また、転がり軸受４は、その軸受隙間が図４で説明した転がり軸受４よりも広くなっている点でも異なっている。

コンプレッサ側の軸受として用いられている動圧軸受５は、図２のように、タービン軸１との間にタービン軸１の回転時に動圧を発生させるための作動流体を保持する隙間Ｓを形成するスリーブ５１を備えていると共に、タービン軸１の外周面に形成されたラジアル動圧溝５３を備えていて、ラジアル動圧溝５３は、たとえばＶ字状又はヘリングボーン状に形成されている。なお、ラジアル動圧溝５３はスリーブ５１の内周面に形成されていてもよい。この動圧軸受５では、タービン軸１の回転時にラジアル動圧溝５３の作用で作動流体が動圧を発生してタービン軸１とスリーブ５１との間に作動流体膜が保持されるようになり、そのためにタービン軸１はスリーブ５１とはに接触せずに回転する。

これに対し、タービン側の軸受として用いられている転がり軸受４は、図３のように、タービン軸１に固着された内輪４２と外輪４３との間にセラミック製の転動体４１を保持させた構成を備えていて、外輪４３の軌道溝４５に嵌まり込むことによって軸線方向で位置決めされている転動体４１に、内輪４２の軌道溝４４を形成している肩部４６が係合することによって、タービン軸１が矢印ａで示した軸線方向に変位することを防いでいる。尚、図に示す８は、前記動圧軸受５を構成するスリーブ５１を固定するためのスペーサであるが、このスリーブ８とタービン軸１との間にはラビリンス用の隙間が設けてある。また、スリーブ５１の外周面とスペーサ８の内周面との間には、軟金属等製のシールリング９が配置してある。

図１に示したターボチャージャにおいて、タービン羽根２が、内燃機関から排出された高温（たとえば８００℃程度）の排気ガスＧ１が流通するタービンハウジング６に収容されていて、そのタービンハウジング６内に流入してきた排気ガスＧ１がタービン羽根２を回転させて出口６１より排出される点、コンプレッサ羽根３がコンプレッサハウジング７に収容されていて、このコンプレッサ羽根３にタービン軸１によってタービン羽根２の回転が伝達され、このコンプレッサ羽根３の回転により、入口７１からコンプレッサハウジング７内に吸い込まれたエアＡ１が圧縮されて、たとえばエンジンの燃焼室などに過給される点、タービン羽根２がタービン軸１の一端部に取り付けられ、コンプレッサ羽根３がタービン軸１の他端部に取り付けられている点は、図４で説明したところと同様である。

このターボチャージャでは、タービン側に内燃機関から排出された高温の排気ガスが流通しても、その熱影響がコンプレッサ側の軸受である動圧軸受５にはそれほど及ばず、しかも、動圧軸受５には、転がり軸受の内輪に相当する部材が存在していないので、熱膨張によって隙間詰まりを生じるという事態は起こり得ない。そのため、動圧軸受では、その軸受隙間の初期値を転がり軸受のそれに比べて小さく抑えることが可能になり、そうすることによって、タービン軸の振れを動圧軸受によって小さく抑えることが可能である。そこで、この動圧軸受では、軸受隙間の初期値を転がり軸受のそれに比べて小さく抑えてある。

その一方で、タービン側の軸受に用いられている転がり軸受４では、その軸受隙間の初期値を、その内輪４２の熱膨張による隙間詰まりを生じない程度に拡げてある。この構成により、タービン側の軸受としてセラミック製の転動体４１を備えた転がり軸受４を用いているとしても、その内輪４２の熱膨張によって隙間詰まりという現象を生じる余地がなくなっているだけでなく、タービン軸１の回転時の振れが、軸受隙間の初期値をきわめて小さく定めてあるコンプレッサ側の動圧軸受５により抑制されるために、タービン軸１の振れに伴うスラスト方向の変位が許容範囲内に収まるようになっている。その結果、転がり軸受４による支持箇所でタービン軸１がラジアル方向だけに変位するようになっていて、転動体４１の肩乗り上げが起こらなくなっている。

タービン側の転がり軸受４は、その軸受隙間が４０μｍ以下であって内輪４２の熱膨張による隙間詰まりを生じない範囲に定めてあることが望ましい。前記転がり軸受４の軸受隙間をこの範囲に定めておくと、タービン軸１の回転初期やその後の回転中に、排気ガスによる熱影響で内輪４２が熱膨張を起こしても隙間詰まりを生じる余地はなく、しかも、コンプレッサ側の動圧軸受５によりタービン軸１の振れが抑制されているので、転がり軸受４の転動体４１が肩乗り上げを起こすおそれもなくなる。

一方、タービン側の軸受４に転がり軸受を用いていることにより、タービン羽根２が駆動流体である排気ガスＧ１を出口６１から押し出すときの反力でタービン軸１が図３の矢印で示したスラスト方向に変位することが阻止される。なお、転がり軸受には、アンギュラ玉軸受を好適に用いることができる。

本発明の実施形態に係るターボチャージャを概略で示した断面図である。図１のＰ部拡大図であり、コンプレッサ側の動圧軸受５の概略拡大断面図である、タービン側の軸受の概略拡大部分断面図である。従来のターボチャージャを概略で示した断面図である。

符号の説明

１タービン軸
２タービン羽根
３コンプレッサ羽根
４タービン側の軸受（転がり軸受）
５コンプレッサ側の軸受（動圧軸受）

Claims

タービン羽根の回転をコンプレッサ羽根に伝達するタービン軸を支えている軸受が、タービン側とコンプレッサ側との２箇所に配備されているターボチャージャにおいて、
タービン側に配備された軸受をセラミック製の転動体を備えた転がり軸受とし、コンプレッサ側に配備された軸受を動圧軸受としたことを特徴とするターボチャージャ。
上記転がり軸受の軸受隙間を、内輪の熱膨張による隙間詰まりを生じない程度に可及的広くする一方で、上記動圧軸受の軸受隙間を、タービン軸の振れを抑制して上記転がり軸受に肩乗り上げを生じさせない大きさにした請求項１に記載したターボチャージャ。
上記転がり軸受の軸受隙間を４０μｍ以下とした請求項２に記載したターボチャージャ。
タービン羽根による駆動流体の押出しの反力でタービン軸がスラスト方向に変位することを上記転がり軸受によって阻止している請求項１ないし請求項３のいずれか１項に記載したターボチャージャ。