JP2005163656A - ターボチャージャ - Google Patents
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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つの転がり軸受のうち、タービン側の転がり軸受を動圧軸受に変更することにより、ターボチャージャの運転再開時に転がり軸受や動圧軸受が無理な力を受けることを防いでその耐用寿命を改善する。
【解決手段】 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を支えている軸受4,5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動圧軸受4とし、コンプレッサ側に配備された軸受を転がり軸受5とする。
【選択図】 図1
【解決手段】 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を支えている軸受4,5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動圧軸受4とし、コンプレッサ側に配備された軸受を転がり軸受5とする。
【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5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5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)。
ところで、図5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(内輪放熱作用)が発揮されにくい。また、ターボチャージャの運転を停止させることによりタービン軸1の回転を停止させた直後では、軸受4の潤滑・冷却用オイルが流動せず、しかも、上記内輪放熱作用が円滑に行われない環境の下で、タービン羽根2に伝達される排気ガスG1の熱やタービン軸1の余熱が軸受4の内輪42に伝わるために内輪42の温度が運転中よりもさらに高くなってその内輪42がさらに熱膨張するので、軸受4の軸受隙間が極端に狭くなるという現象の起こることがある。そして、このような現象によって軸受隙間が狭くなり過ぎている時点で、ターボチャージャの運転が再開されると、タービン軸1の回転によって軸受4に無理な力が加わり、それが原因の1つになって軸受4の耐用寿命が低下するという問題がある。ターボチャージャの運転停止後、軸受4の内輪42が高熱により熱膨張して軸受隙間が狭くなり過ぎるという状況は、たとえばターボチャージャに電動アシスト機能を付与して転がり軸受をグリース潤滑するような場合に起こりやすいので、電動アシスト機能を備えたターボチャージャにおいては特に上記問題を解決することが要望されている。
そこで、タービン側の軸受4の内輪42の熱膨張に起因して軸受隙間が狭くなり過ぎるという点を解決するには、軸受隙間の初期値を広くした転がり軸受をタービン側の軸受4に採用することが一策ではあるけれども、そのようにすると、タービン軸1の回転初期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。
本発明は、以上の問題や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、タービン側の軸受を動圧軸受に変更することによって、ターボチャージャの運転停止後にタービン軸などの余熱が速やかに放熱されるようにし、ターボチャージャの運転停止後の一定の短時間内での運転再開時にタービン側の軸受に無理な力が加わらないようにして軸受の耐用寿命を改善することのできるターボチャージャを提供することを目的とする。
また、本発明は、ターボチャージャの運転停止後の一定の短時間内の運転の再開時に、上記のようにタービン側の軸受に無理な力が加わらないような対策を講じたとしても、タービン軸の回転初期にタービン軸の振れに伴う軸受での肩乗り上げという現象が起こらなくなるようにして、軸受の耐用寿命を改善することのできるターボチャージャを提供することを目的とする。
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動圧軸受とし、コンプレッサ側に配備された軸受を転がり軸受としたことを特徴とする(請求項1)。
この構成のターボチャージャにおいて、タービン側の軸受に採用される動圧軸受は、転がり軸受の内輪に相当する部材を必要とせず、しかも、動圧軸受によって支えられるタービン軸は一般に熱膨張率の極めて小さな材料によって製作されている。そのため、タービン側の軸受に動圧軸受を採用すると、熱膨張によって軸受隙間が小さくなり過ぎるという現象をそれほど考慮することなく、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。そして、タービン側の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回転初期時の振れを小さく抑えておくと、コンプレッサ側の軸受として採用されている転がり軸受での肩乗り上げという現象の起こることが回避されるようになる。
また、タービン側の軸受として採用されている動圧軸受では、タービン軸の回転に伴って作動流体が動圧を発生し、その動圧の作用によってタービン軸の周囲に作動流体膜が介在されてタービン軸が動圧軸受の軸受本体(スリーブなどによって形成される)に接触せずに回転するようになる。その一方で、タービン軸の回転が停止している状態では、タービン軸がその重量によって作動流体に沈み込んで動圧軸受の軸受本体に接触するようになり、そのようにタービン軸が軸受本体に接触している状態では、タービン軸から軸受本体への伝熱が速やかに効率よく行われる。
以上より、タービン側の軸受として動圧軸受を採用したこの発明によると、動圧軸受の軸受隙間の初期値を転がり軸受のそれよりも小さく定めてタービン軸の回転初期の振れによるコンプレッサ側の軸受である転がり軸受に肩乗り上げという現象が起こることを防ぐことが可能でありながら、ターボチャージャの運転停止時には、タービン軸に動圧軸受の軸受本体が接触してタービン軸の余熱を速やかに放熱するという作用が発揮されるようになり、併せて、もともと動圧軸受では熱膨張による軸受隙間の変化が起こりにくいので、コンプレッサ側の転がり軸受での肩乗り上げによる耐用性の低下が生じず、運転停止後の一定の短時間内の運転の再開時に、タービン側の軸受としての動圧軸受に無理な力が加わることによる採用性の低下が生じなくなり、転がり軸受と動圧軸受との両方の耐用寿命を改善することが可能になる。
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(請求項2)。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。
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つの転がり軸受のうち、タービン側の軸受を動圧軸受に変更するだけで、ターボチャージャの運転停止後にタービン軸などの余熱が速やかに放熱されるようになった。そのため、ターボチャージャの運転停止後の一定の短時間内での運転再開時にタービン側の軸受に無理な力が加わらないようにして軸受の耐用寿命を改善することのできるターボチャージャを提供することが可能になる。したがって、本発明は、ターボチャージャの運転停止後の一定の短時間内にその運転が再開される頻度の高い電動アシスト機能を付与して転がり軸受をグリース潤滑したターボチャージャに好適に適用することができるものである。
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部拡大図であって、タービン側の動圧軸受の概略拡大断面図である。図3(A)(B)はタービン側の軸受に採用されている動圧軸受の動作説明図、図4はコンプレッサ側の転がり軸受の概略拡大部分断面図である。
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5で説明したものと同様であるけれども、そのうちのタービン側の軸受に動圧軸受4を用いている点で図5で説明したものと異なっている。
タービン側の軸受として用いられている動圧軸受4は、図2のように、タービン軸1の周囲に、該タービン軸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44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45を備えている。該ラジアル動圧溝45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45はスリーブ44の内周面に形成されていてもよい。このスリーブ44とハウジング10との間には、スリーブ44を固定するためのスペーサ8が設けてあり、該スペーサ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。更に、スリーブ44の外周面とスペーサ8との間には耐熱性のシールリング9が配置されている。
この動圧軸受4では、タービン軸1の回転が停止しているときには図3(A)のようにタービン軸1がその重量によって作動流体に沈み込み、そのタービン軸1が動圧軸受4のスリーブ44に線接触又は面接触している。これに対し、タービン軸1が回転しているときには、図3(B)のようにラジアル動圧溝45(図2参照)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44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がスリーブ44に接触せずに回転する。
これに対し、コンプレッサ側の軸受として用いられている転がり軸受5は、図4のように、タービン軸1に固着された内輪52と外輪53との間に転動体51を保持させた構成を備えていて、外輪53の軌道溝55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51に、内輪52の軌道溝54を形成している肩部56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。
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5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G1が流通しても、その熱影響がコンプレッサ側の転がり軸受にはそれほど及ばない。そのため、コンプレッサ側の軸受が転がり軸受5であるとしても、内輪52の熱膨張による軸受隙間の変化が許容範囲を越えて起こることはない。したがって、ターボチャージャの運転停止後の一定の短時間内に運転が再開されたようなときに、コンプレッサ側の転がり軸受5に無理な力が加わってその耐用寿命が低下するという事態も起こりにくい。なお、この転がり軸受の転動体にセラミック製転動体51を用いると、コンプレッサ側の軸受の高速回転性能が向上する。
一方、タービン側の軸受に採用されている動圧軸受4には、転がり軸受の内輪に相当する部材が存在しておらず、しかも、動圧軸受4によって支えられるタービン軸1は熱膨張率の極めて小さな材料によって製作されている。そのため、タービン側の軸受に動圧軸受4を採用すると、熱膨張によって軸受隙間が小さくなり過ぎるという現象をそれほど考慮することなく、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。したがって、この実施形態では、タービン側の動圧軸受4の軸受隙間の初期値を小さくしてタービン軸1の回転初期時の振れを小さく抑えられるようにしてある。そして、このように動圧軸受4によってタービン軸1の回転初期時の振れを小さく抑えておくことによって、コンプレッサ側の軸受として採用されている転がり軸受5に肩乗り上げという現象の起こることを防いでいる。
また、タービン側の動圧軸受4では、図3を参照して説明したように、タービン軸1が回転しているときには、タービン軸1が動圧軸受4のスリーブ44に接触せずに回転するけれども(図3(B)参照)、タービン軸1の回転が停止している状態では、タービン軸1がその重量によって作動流体に沈み込んで動圧軸受4のスリーブ44に点接触又は面接触し(図3(A)参照)、タービン軸1からスリーブ44への伝熱が速やかに効率よく行われる。このため、ターボチャージャの運転を停止すると、タービン軸1が図3(A)のように動圧軸受のスリーブ44に点接触又は面接触し、タービン軸1からスリーブ44への伝熱が速やかに効率よく行われてタービン軸1などの余熱が速やかに放熱され、併せて、もともと動圧軸受4では熱膨張による軸受隙間の変化が起こりにくいので、ターボチャージャの運転停止後の一定の短時間内での運転再開時には、タービン側の動圧軸受4が無理な力を受けなくなり、タービン軸1の回転が円滑に再開される。
一方、コンプレッサ側の軸受に転がり軸受5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4の矢印a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5には、アンギュラ玉軸受を好適に用いることができる。
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(動圧軸受)
5 コンプレッサ側の軸受(転がり軸受)
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(動圧軸受)
5 コンプレッサ側の軸受(転がり軸受)
Claims (2)
- 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動圧軸受とし、コンプレッサ側に配備された軸受を転がり軸受としたことを特徴とするターボチャージャ。 - 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に記載したターボチャージャ。
Priority Applications (1)
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JP2003404198A JP2005163656A (ja) | 2003-12-03 | 2003-12-03 | ターボチャージャ |
Applications Claiming Priority (1)
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JP2003404198A JP2005163656A (ja) | 2003-12-03 | 2003-12-03 | ターボチャージャ |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
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JP2005163656A true JP2005163656A (ja) | 2005-06-23 |
Family
ID=34727247
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
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-
2003
- 2003-12-03 JP JP2003404198A patent/JP2005163656A/ja not_active Withdrawn
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