JP2005502817A - ねじり振動ダンパを備えたターボ過給器 - Google Patents
ねじり振動ダンパを備えたターボ過給器 Download PDFInfo
- Publication number
- JP2005502817A JP2005502817A JP2003528976A JP2003528976A JP2005502817A JP 2005502817 A JP2005502817 A JP 2005502817A JP 2003528976 A JP2003528976 A JP 2003528976A JP 2003528976 A JP2003528976 A JP 2003528976A JP 2005502817 A JP2005502817 A JP 2005502817A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- turbocharger
- torsional vibration
- vibration damper
- shaft
- compressor
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
- 238000002485 combustion reaction Methods 0.000 claims abstract description 24
- 230000010349 pulsation Effects 0.000 claims abstract description 10
- 238000006073 displacement reaction Methods 0.000 claims description 2
- XUIMIQQOPSSXEZ-UHFFFAOYSA-N Silicon Chemical compound [Si] XUIMIQQOPSSXEZ-UHFFFAOYSA-N 0.000 claims 1
- 239000003921 oil Substances 0.000 claims 1
- 229910052710 silicon Inorganic materials 0.000 claims 1
- 239000010703 silicon Substances 0.000 claims 1
- 238000005259 measurement Methods 0.000 description 6
- 238000013016 damping Methods 0.000 description 3
- 230000005284 excitation Effects 0.000 description 3
- 238000001816 cooling Methods 0.000 description 2
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 2
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 2
- 238000001228 spectrum Methods 0.000 description 2
- 230000001419 dependent effect Effects 0.000 description 1
- 239000003779 heat-resistant material Substances 0.000 description 1
- 238000011017 operating method Methods 0.000 description 1
- 238000010008 shearing Methods 0.000 description 1
- 229920002545 silicone oil Polymers 0.000 description 1
- 230000002459 sustained effect Effects 0.000 description 1
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
- F02C6/00—Plural gas-turbine plants; Combinations of gas-turbine plants with other apparatus; Adaptations of gas-turbine plants for special use
- F02C6/04—Gas-turbine plants providing heated or pressurised working fluid for other apparatus, e.g. without mechanical power output
- F02C6/10—Gas-turbine plants providing heated or pressurised working fluid for other apparatus, e.g. without mechanical power output supplying working fluid to a user, e.g. a chemical process, which returns working fluid to a turbine of the plant
- F02C6/12—Turbochargers, i.e. plants for augmenting mechanical power output of internal-combustion piston engines by increase of charge pressure
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
- F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
- F01D25/04—Antivibration arrangements
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
- F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
- F01D5/02—Blade-carrying members, e.g. rotors
- F01D5/027—Arrangements for balancing
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D25/00—Pumping installations or systems
- F04D25/02—Units comprising pumps and their driving means
- F04D25/04—Units comprising pumps and their driving means the pump being fluid-driven
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D29/00—Details, component parts, or accessories
- F04D29/66—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing
- F04D29/661—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing especially adapted for elastic fluid pumps
- F04D29/668—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing especially adapted for elastic fluid pumps damping or preventing mechanical vibrations
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
- F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
- F05D2220/00—Application
- F05D2220/40—Application in turbochargers
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
- F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
- F05D2260/00—Function
- F05D2260/96—Preventing, counteracting or reducing vibration or noise
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
- General Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Supercharger (AREA)
- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
Abstract
排気ターボ過給器（１０）は内燃機関の排気によって運転され、高速回転するロータユニット（１１）を備えている。このロータユニットはターボ過給器軸（１４）と、このターボ過給器軸（１４）に相対回転しないように連結されたタービンホイール（２２）と、ターボ過給器軸（１４）に相対回転しないように連結された圧縮機ホイール（２６）とを備えている。このターボ過給器（１０）の運転信頼性を高めるために、ねじり振動ダンパ（３６）がターボ過給器軸（１４）に配置されている。ねじり振動ダンパ（３６）は内燃機関の高いオーダーの圧力脈動によって励起されてターボ過給器軸（１４）に発生するねじり振動負荷を低減する。
Description
【技術分野】
【０００１】
本発明は、請求項１の前提部分に記載した特徴を有するターボ過給器に関する。
【背景技術】
【０００２】
ターボ過給器は往復ピストン式内燃機関の出力を増大させるために使用される。ターボ過給器は高速回転するロータユニットを備え、このロータユニットはタービンと、圧縮機と、タービンと圧縮機を連結する軸とを備えている。排気ターボ過給器の場合、ターボ過給器のタービンは内燃機関の排気によって運転される。タービンは共通の軸によって圧縮機を駆動する。圧縮機によって圧縮されたガスは、内燃機関を過給するために内燃機関の燃焼室に供給される。タービンを付勢する、内燃機関からの排気の圧力は一定ではない。これはターボ過給器軸を励振させることになる。圧力脈動は特に内燃機関の排気弁の開閉の特性と、排気管形状に依存する。この圧力脈動の周波数スペクトルには、内燃機関の重要な点火周波数がはっきりと現れる。この点火周波数はシリンダ数、作動方法（２サイクル／４サイクル）および内燃機関回転数に左右される。技術水準では、ターボ過給器軸のすべてのねじり固有振動数が内燃機関の最大点火周波数よりもはっきりと高くなるように、ターボ過給器の軸が採寸されている。それによって、従来は、主励起とねじり固有振動数の間の共鳴が回避され、ターボ過給器が信頼性を有するように設計される。
【０００３】
最近の研究および測定の結果、点火周波数のほかに、圧力脈動スペクトルの高いオーダーが発生していることが判った。この高いオーダーの圧力脈動はターボ過給器のねじり固有振動数に一致する。内燃機関回転数が可変の場合に回避できないこの共振は、ターボ過給器軸にねじり応力を加えることになる。過去において、ターボ過給器軸の内部減衰に基づいて共振によって持続的に耐え得るほど小さなねじり応力だけしか生じないほど、励起のレバルは低かった。
【０００４】
しかし、急傾斜のカム軸のカム面と、内燃機関とターボ過給器内の急上昇する圧力とによって、ターボ過給器軸の大きな共振と大きなねじり応力が発生する。これに関して、ターボ過給器軸の増大する要求出力密度は問題を生じることになる。従って、今後、許容されないほど大きなターボ過給器軸の負荷が予想される。
【０００５】
ターボ機械のねじり振動による負荷を低減する、従来公知の唯一の手段は、軸を大きな直径にすることである。しかし、それに伴い、ターボ過給器の軸の軸受において大きな出力損失が生じる。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
そこで、本発明の課題は、ターボ過給器軸のねじり振動の励起レベルが、将来予想されるように増大しても、効率を低下させずに運転信頼性を保証する、高速回転するロータユニットを備えた低コストのターボ過給器を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
この課題は請求項１記載の特徴を有するターボ過給器によって解決される。ねじり振動ダンパをターボ過給器軸に配置すると、起こるかもしれないねじり振動による、ターボ過給器軸の負荷が低減され、重大な負荷ピークが防止される。運転信頼性は、カム軸のカム面が急傾斜である場合および／または内燃機関とターボ過給器の圧力が急上昇する場合にも保証される。
【０００８】
容積形オイルダンパ、ゴムダンパ、粘性ねじり振動ダンパ、シリコンオイルゴムダンパのような公知の原理のねじり振動ダンパを使用することができる。それ自体公知のこのようなダンパは例えば“粘性ねじり振動ダンパの動的挙動の計算(Berechnung des dynamischen Verhaltens von Viskosedrehschwingungsdaempfern) ”論文 TU ベルリン、1982年、工学士 ライネル ハルトマン(Rainer Hartmann) 、第9 〜13頁に記載されている。
【０００９】
ダンパは好ましくは圧縮機側の軸端部、特に圧縮機ホイールハブの入口側に配置される。なぜなら、この場所の振動の振幅、ひいては減衰作用が最も大きいからである。他の利点は比較的に一定の低い温度で良好に冷却されることにある。これはすべてのダンパ構造にとって有利である。
【００１０】
ねじり振動ダンパが圧縮機ホイールの入口に配置されている場合、ねじり振動ダンパの外径は次のように選定される。すなわち、ねじり振動ダンパの外径が、圧縮機の入口のハブ直径の約８０〜１１０％、好ましくは９０〜１００％になるように選定される。それによって、半径方向のスペースが良好に利用され、圧縮機への空気の流入が妨害されない。
【００１１】
更に、タービンの範囲にダンパを配置することができる。この場合、充分に耐熱性のある材料を使用すべきである。
【００１２】
同様に、タービンホイールと圧縮機ホイールの間にねじり振動ダンパを配置すると有利である。この場所では特に半径方向のスペースが大きい。従って、ダンパの採寸が簡単である。
【００１３】
粘性ねじり振動ダンパの使用が特に有利であることが判った。リング状の回転質量は自由に回転可能にケーシングに内側から支承されている。リングとケーシングの間の隙間内には、粘性媒体が充填される。この媒体は両部品の相対運動時に、発生する剪断力によって、減衰作用を生じる。この場合、減衰温度を安定させることがきわめて重要である。従って、ダンパを圧縮機ホイールの入口に配置すると有利である。圧縮機入口範囲内の高い流速の空気流は、ダンパを最適に冷却し、従ってダンパを一定温度に保つ。
【００１４】
ターボ過給器の構造に応じて、発生するねじり振動負荷に応じて、１個のねじり振動ダンパの代わりに、複数のねじり振動ダンパをターボ過給器軸に配置すると有利である。その際、負荷に調和させて、同じまたは異なるねじり振動ダンパを使用することができ、直接並べてあるいは軸の異なる個所に設けることができる。
【００１５】
他の有利な実施形は他の従属請求項の対象である。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１６】
次に、添付の図に示してある好ましい実施の形態に基づいて、本発明の対象を詳しく説明する。
【００１７】
図において使用する参照符号とその意味は、符号の説明にまとめてリストアップしてある。図において基本的には、同じ部品には同じ参照符号が付けてある。説明する実施の形態は本発明思想にとって例示的なものであり、本発明を制限するものではない。
【００１８】
図１，２は、高速回転するロータユニット１１を備えたターボ過給器１０の、縦軸線１８に沿った断面を示している。高速回転するロータユニット１１はタービン１２と圧縮機１６を備えている。このタービンと圧縮機は共通のターボ過給器軸１４を介して互いに連結されている。タービン１２はタービンケーシング２０によって取り囲まれたタービンホイール２２を備えている。このタービンホイールはタービン翼２３を備えている。圧縮機２６は圧縮機ホイールハブ２５の周囲に規則的に分配配置された圧縮機翼２７を備えている。圧縮機ホイール２６は圧縮機ケーシング２４によって取り囲まれ、共通の軸１４を介してタービン１２によって駆動可能である。共通のターボ過給器軸１４は圧縮機ホイール２６とタービンホイール２２の間で軸受ケーシング２８に支承されている。
【００１９】
タービンケーシング２０は、内燃機関の排気管（図示していない）に接続された流路２９を備えている。この流路２９はタービンホイール２２上に案内され、タービンケーシング２０のガス出口ケーシング３０を経て、内燃機関の排気をターボ過給器１０から排出することができる。圧縮機ケーシングは第２の流路３２を形成している。この流路の入口３４から、空気または燃焼可能な他のガスが吸い込まれ、圧縮機ホイール２６を経て案内され、その際圧縮される。圧縮されたガスは圧縮機ケーシング２４の図示していない出口を経て、ターボ過給器１０から内燃機関の吸気管（図示していない）に供給される。
【００２０】
内燃機関の圧力脈動のオーダー（内燃機関の運転指令：engine order）に相応して内燃機関の排気がタービンホイール２２を通過する際に排気によってターボ過給器軸１４に伝達される圧力波は、ねじり振動ダンパ３６によって減衰される。図示した例では、このねじり振動ダンパは粘性（ビスカス式）ねじり振動ダンパである。この粘性ねじり振動ダンパは圧縮機ホイール２６の圧縮機ハブ２５の手前の入口側において軸１４に相対回転しないように固定されている。この位置決めにより、流入する空気（ガス）によって粘性ねじり振動ダンパを最適に冷却することができる。更に、ねじり振動ダンパは軸１４のねじり振動の最大振幅の範囲に設けられ、その最大作用を発揮することができる。この例では、ねじり振動ダンパ２６の半径方向の寸法は、ねじり振動ダンパ３６に接続する圧縮機ハブ２５の範囲の半径方向寸法の１００％である。これにより、圧縮機ホイール２６によって流れを妨害することなく、スペースが最適に利用される。
【００２１】
図２のターボ過給器１０は図１のターボ過給器１０に対応している。軸１４のねじり振動負荷を低減するためのねじり振動ダンパ３６は、圧縮機ホイール２６の範囲ではなく、圧縮機ホイール２６とタービンホイール２２の間においてターボ過給器１０の軸受ケーシング２８の範囲にターボ過給器軸１４に相対回転しないように連結されている。この場合、一層大きな半径方向スペースが有効利用されるという利点がある。これはねじり振動ダンパ３６に高い効率を付与する。ただし、この高い効率は、ねじり振動の節（零点）に一層近接していることによって、減衰効果を常に完全に発揮するとは限らない。ここでは、冷却作用がよくないので、粘性ねじり振動ダンパの代わりにゴムダンパが使用される。
【００２２】
図３，４はねじり振動ダンパを備えていないターボ過給器軸（図３）とねじり振動ダンパを備えたターボ過給器軸（図４）のねじり振動の振幅の２つの測定結果を例示的に示している。測定は、圧縮機の入口の範囲に設けた粘性ねじり振動ダンパに基づいている。ねじり振動の振動数がヘルツで上側に記入され、回転数が回転／秒で右側に記入されている。発生する内燃機関の圧力脈動のオーダー４０は斜めに記入してある。両図において、関連する励起される内燃機関圧力脈動のオーダー４０の範囲においてねじり振動４４の振幅４２が増大していることがはっきりと判る。ねじり振動ダンパを備えたターボ過給器軸で測定された、図４の振幅４２の高さは、ねじり振動ダンパを備えていないターボ過給器軸で測定された、図３の振幅４２の高さよりも非常に低い。この結果は、ターボ過給器におけるねじり振動ダンパの使用がターボ過給器の運転信頼性に大きく寄与することを示している。
【図面の簡単な説明】
【００２３】
【図１】圧縮機入口の範囲にねじり振動ダンパを備えたターボ過給器を縦軸線に沿って切断した図である。
【図２】圧縮機ホイールとタービンホイールの間の範囲にねじり振動ダンパを備えた、図１のターボ過給器を示す図である。
【図３】ねじり振動ダンパを備えていないターボ過給器軸のねじり振動の振幅の測定結果を示す図である。
【図４】ねじり振動ダンパを備えたターボ過給器軸のねじり振動の振幅の測定結果を示す図である。
【符号の説明】
【００２４】
１０ ターボ過給器
１２ タービン
１４ 軸
１６ 圧縮機
１８ 縦軸線
２０ タービンケーシング
２２ タービンホーイル
２３ タービン翼
２４ 圧縮機ケーシング
２５ 圧縮機ホイールハブ
２６ 圧縮機ホイール
２７ 圧縮機翼
２８ 流路
３０ ガス出口ケーシング
３２ 流路
３４ 入口
３６ ねじり振動ダンパ
４０ 内燃機関の圧力脈動のオーダー
４２ ねじり振動振幅
４４ ねじり振動
【０００１】
本発明は、請求項１の前提部分に記載した特徴を有するターボ過給器に関する。
【背景技術】
【０００２】
ターボ過給器は往復ピストン式内燃機関の出力を増大させるために使用される。ターボ過給器は高速回転するロータユニットを備え、このロータユニットはタービンと、圧縮機と、タービンと圧縮機を連結する軸とを備えている。排気ターボ過給器の場合、ターボ過給器のタービンは内燃機関の排気によって運転される。タービンは共通の軸によって圧縮機を駆動する。圧縮機によって圧縮されたガスは、内燃機関を過給するために内燃機関の燃焼室に供給される。タービンを付勢する、内燃機関からの排気の圧力は一定ではない。これはターボ過給器軸を励振させることになる。圧力脈動は特に内燃機関の排気弁の開閉の特性と、排気管形状に依存する。この圧力脈動の周波数スペクトルには、内燃機関の重要な点火周波数がはっきりと現れる。この点火周波数はシリンダ数、作動方法（２サイクル／４サイクル）および内燃機関回転数に左右される。技術水準では、ターボ過給器軸のすべてのねじり固有振動数が内燃機関の最大点火周波数よりもはっきりと高くなるように、ターボ過給器の軸が採寸されている。それによって、従来は、主励起とねじり固有振動数の間の共鳴が回避され、ターボ過給器が信頼性を有するように設計される。
【０００３】
最近の研究および測定の結果、点火周波数のほかに、圧力脈動スペクトルの高いオーダーが発生していることが判った。この高いオーダーの圧力脈動はターボ過給器のねじり固有振動数に一致する。内燃機関回転数が可変の場合に回避できないこの共振は、ターボ過給器軸にねじり応力を加えることになる。過去において、ターボ過給器軸の内部減衰に基づいて共振によって持続的に耐え得るほど小さなねじり応力だけしか生じないほど、励起のレバルは低かった。
【０００４】
しかし、急傾斜のカム軸のカム面と、内燃機関とターボ過給器内の急上昇する圧力とによって、ターボ過給器軸の大きな共振と大きなねじり応力が発生する。これに関して、ターボ過給器軸の増大する要求出力密度は問題を生じることになる。従って、今後、許容されないほど大きなターボ過給器軸の負荷が予想される。
【０００５】
ターボ機械のねじり振動による負荷を低減する、従来公知の唯一の手段は、軸を大きな直径にすることである。しかし、それに伴い、ターボ過給器の軸の軸受において大きな出力損失が生じる。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
そこで、本発明の課題は、ターボ過給器軸のねじり振動の励起レベルが、将来予想されるように増大しても、効率を低下させずに運転信頼性を保証する、高速回転するロータユニットを備えた低コストのターボ過給器を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
この課題は請求項１記載の特徴を有するターボ過給器によって解決される。ねじり振動ダンパをターボ過給器軸に配置すると、起こるかもしれないねじり振動による、ターボ過給器軸の負荷が低減され、重大な負荷ピークが防止される。運転信頼性は、カム軸のカム面が急傾斜である場合および／または内燃機関とターボ過給器の圧力が急上昇する場合にも保証される。
【０００８】
容積形オイルダンパ、ゴムダンパ、粘性ねじり振動ダンパ、シリコンオイルゴムダンパのような公知の原理のねじり振動ダンパを使用することができる。それ自体公知のこのようなダンパは例えば“粘性ねじり振動ダンパの動的挙動の計算(Berechnung des dynamischen Verhaltens von Viskosedrehschwingungsdaempfern) ”論文 TU ベルリン、1982年、工学士 ライネル ハルトマン(Rainer Hartmann) 、第9 〜13頁に記載されている。
【０００９】
ダンパは好ましくは圧縮機側の軸端部、特に圧縮機ホイールハブの入口側に配置される。なぜなら、この場所の振動の振幅、ひいては減衰作用が最も大きいからである。他の利点は比較的に一定の低い温度で良好に冷却されることにある。これはすべてのダンパ構造にとって有利である。
【００１０】
ねじり振動ダンパが圧縮機ホイールの入口に配置されている場合、ねじり振動ダンパの外径は次のように選定される。すなわち、ねじり振動ダンパの外径が、圧縮機の入口のハブ直径の約８０〜１１０％、好ましくは９０〜１００％になるように選定される。それによって、半径方向のスペースが良好に利用され、圧縮機への空気の流入が妨害されない。
【００１１】
更に、タービンの範囲にダンパを配置することができる。この場合、充分に耐熱性のある材料を使用すべきである。
【００１２】
同様に、タービンホイールと圧縮機ホイールの間にねじり振動ダンパを配置すると有利である。この場所では特に半径方向のスペースが大きい。従って、ダンパの採寸が簡単である。
【００１３】
粘性ねじり振動ダンパの使用が特に有利であることが判った。リング状の回転質量は自由に回転可能にケーシングに内側から支承されている。リングとケーシングの間の隙間内には、粘性媒体が充填される。この媒体は両部品の相対運動時に、発生する剪断力によって、減衰作用を生じる。この場合、減衰温度を安定させることがきわめて重要である。従って、ダンパを圧縮機ホイールの入口に配置すると有利である。圧縮機入口範囲内の高い流速の空気流は、ダンパを最適に冷却し、従ってダンパを一定温度に保つ。
【００１４】
ターボ過給器の構造に応じて、発生するねじり振動負荷に応じて、１個のねじり振動ダンパの代わりに、複数のねじり振動ダンパをターボ過給器軸に配置すると有利である。その際、負荷に調和させて、同じまたは異なるねじり振動ダンパを使用することができ、直接並べてあるいは軸の異なる個所に設けることができる。
【００１５】
他の有利な実施形は他の従属請求項の対象である。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１６】
次に、添付の図に示してある好ましい実施の形態に基づいて、本発明の対象を詳しく説明する。
【００１７】
図において使用する参照符号とその意味は、符号の説明にまとめてリストアップしてある。図において基本的には、同じ部品には同じ参照符号が付けてある。説明する実施の形態は本発明思想にとって例示的なものであり、本発明を制限するものではない。
【００１８】
図１，２は、高速回転するロータユニット１１を備えたターボ過給器１０の、縦軸線１８に沿った断面を示している。高速回転するロータユニット１１はタービン１２と圧縮機１６を備えている。このタービンと圧縮機は共通のターボ過給器軸１４を介して互いに連結されている。タービン１２はタービンケーシング２０によって取り囲まれたタービンホイール２２を備えている。このタービンホイールはタービン翼２３を備えている。圧縮機２６は圧縮機ホイールハブ２５の周囲に規則的に分配配置された圧縮機翼２７を備えている。圧縮機ホイール２６は圧縮機ケーシング２４によって取り囲まれ、共通の軸１４を介してタービン１２によって駆動可能である。共通のターボ過給器軸１４は圧縮機ホイール２６とタービンホイール２２の間で軸受ケーシング２８に支承されている。
【００１９】
タービンケーシング２０は、内燃機関の排気管（図示していない）に接続された流路２９を備えている。この流路２９はタービンホイール２２上に案内され、タービンケーシング２０のガス出口ケーシング３０を経て、内燃機関の排気をターボ過給器１０から排出することができる。圧縮機ケーシングは第２の流路３２を形成している。この流路の入口３４から、空気または燃焼可能な他のガスが吸い込まれ、圧縮機ホイール２６を経て案内され、その際圧縮される。圧縮されたガスは圧縮機ケーシング２４の図示していない出口を経て、ターボ過給器１０から内燃機関の吸気管（図示していない）に供給される。
【００２０】
内燃機関の圧力脈動のオーダー（内燃機関の運転指令：engine order）に相応して内燃機関の排気がタービンホイール２２を通過する際に排気によってターボ過給器軸１４に伝達される圧力波は、ねじり振動ダンパ３６によって減衰される。図示した例では、このねじり振動ダンパは粘性（ビスカス式）ねじり振動ダンパである。この粘性ねじり振動ダンパは圧縮機ホイール２６の圧縮機ハブ２５の手前の入口側において軸１４に相対回転しないように固定されている。この位置決めにより、流入する空気（ガス）によって粘性ねじり振動ダンパを最適に冷却することができる。更に、ねじり振動ダンパは軸１４のねじり振動の最大振幅の範囲に設けられ、その最大作用を発揮することができる。この例では、ねじり振動ダンパ２６の半径方向の寸法は、ねじり振動ダンパ３６に接続する圧縮機ハブ２５の範囲の半径方向寸法の１００％である。これにより、圧縮機ホイール２６によって流れを妨害することなく、スペースが最適に利用される。
【００２１】
図２のターボ過給器１０は図１のターボ過給器１０に対応している。軸１４のねじり振動負荷を低減するためのねじり振動ダンパ３６は、圧縮機ホイール２６の範囲ではなく、圧縮機ホイール２６とタービンホイール２２の間においてターボ過給器１０の軸受ケーシング２８の範囲にターボ過給器軸１４に相対回転しないように連結されている。この場合、一層大きな半径方向スペースが有効利用されるという利点がある。これはねじり振動ダンパ３６に高い効率を付与する。ただし、この高い効率は、ねじり振動の節（零点）に一層近接していることによって、減衰効果を常に完全に発揮するとは限らない。ここでは、冷却作用がよくないので、粘性ねじり振動ダンパの代わりにゴムダンパが使用される。
【００２２】
図３，４はねじり振動ダンパを備えていないターボ過給器軸（図３）とねじり振動ダンパを備えたターボ過給器軸（図４）のねじり振動の振幅の２つの測定結果を例示的に示している。測定は、圧縮機の入口の範囲に設けた粘性ねじり振動ダンパに基づいている。ねじり振動の振動数がヘルツで上側に記入され、回転数が回転／秒で右側に記入されている。発生する内燃機関の圧力脈動のオーダー４０は斜めに記入してある。両図において、関連する励起される内燃機関圧力脈動のオーダー４０の範囲においてねじり振動４４の振幅４２が増大していることがはっきりと判る。ねじり振動ダンパを備えたターボ過給器軸で測定された、図４の振幅４２の高さは、ねじり振動ダンパを備えていないターボ過給器軸で測定された、図３の振幅４２の高さよりも非常に低い。この結果は、ターボ過給器におけるねじり振動ダンパの使用がターボ過給器の運転信頼性に大きく寄与することを示している。
【図面の簡単な説明】
【００２３】
【図１】圧縮機入口の範囲にねじり振動ダンパを備えたターボ過給器を縦軸線に沿って切断した図である。
【図２】圧縮機ホイールとタービンホイールの間の範囲にねじり振動ダンパを備えた、図１のターボ過給器を示す図である。
【図３】ねじり振動ダンパを備えていないターボ過給器軸のねじり振動の振幅の測定結果を示す図である。
【図４】ねじり振動ダンパを備えたターボ過給器軸のねじり振動の振幅の測定結果を示す図である。
【符号の説明】
【００２４】
１０ ターボ過給器
１２ タービン
１４ 軸
１６ 圧縮機
１８ 縦軸線
２０ タービンケーシング
２２ タービンホーイル
２３ タービン翼
２４ 圧縮機ケーシング
２５ 圧縮機ホイールハブ
２６ 圧縮機ホイール
２７ 圧縮機翼
２８ 流路
３０ ガス出口ケーシング
３２ 流路
３４ 入口
３６ ねじり振動ダンパ
４０ 内燃機関の圧力脈動のオーダー
４２ ねじり振動振幅
４４ ねじり振動
Claims (9)
- 高速回転するロータユニット（１１）が備えられ、このロータユニットがターボ過給器軸（１４）と、このターボ過給器軸（１４）に相対回転しないように連結されたタービンホイール（２２）と、ターボ過給器軸（１４）に相対回転しないように連結された圧縮機ホイール（２６）とを備え、ロータユニットが内燃機関の排気によって運転される、排気ターボ過給器において、内燃機関の高いオーダーの圧力脈動によって励起されるターボ過給器（１４）のねじり振動を減衰するために、ねじり振動ダンパ（３６）がターボ過給器軸（１４）に配置されていることを特徴とする排気ターボ過給器。
- ねじり振動ダンパ（３６）が粘性ねじり振動ダンパであることを特徴とする、請求項１記載のターボ過給器。
- ねじり振動ダンパ（３６）が容積形オイルダンパであることを特徴とする、請求項１記載のターボ過給器。
- ねじり振動ダンパ（３６）がゴムダンパであることを特徴とする、請求項１記載のターボ過給器。
- ねじり振動ダンパ（３６）がシリコンオイル−ゴムダンパであることを特徴とする、請求項１記載のターボ過給器。
- ねじり振動ダンパ（３６）が圧縮機（１６）の範囲、特に圧縮機ホイール（２６）の圧縮機ハブ（２５）の手前の入口側において、ターボ過給器軸（１４）に固定されていることを特徴とする、請求項１〜５のいずれか一つに記載のターボ過給器。
- ねじり振動ダンパ（３６）の外径が、装置に接続する圧縮機ハブ（２５）の範囲における圧縮機ハブ（２５）の外径の約８０〜１１０％、特に９０〜１００％であることを特徴とする、請求項６記載のターボ過給器。
- ねじり振動ダンパ（３６）が圧縮機ホイール（２６）とタービンホイール（２２）の間にあるいはタービン（１２）の範囲内に配置されていることを特徴とする、請求項１〜７のいずれか一つに記載のターボ過給器。
- １個よりも多いねじり振動ダンパ（３６）がターボ過給器軸（１４）に配置され、この場合ねじり振動ダンパ（３６）をターボ過給器軸（１４）の異なる個所に配置可能であり、異なる種類のねじり振動ダンパ（３６）を設けることが可能であることを特徴とする、請求項１〜８のいずれか一つに記載のターボ過給器。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| EP01810898A EP1293657A1 (de) | 2001-09-17 | 2001-09-17 | Turbolader mit Torsionsschwingungsdämpfer |
| PCT/CH2002/000506 WO2003025371A1 (de) | 2001-09-17 | 2002-09-13 | Turbolader mit torsionsschwingungsdämpfer |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2005502817A true JP2005502817A (ja) | 2005-01-27 |
Family
ID=8184140
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2003528976A Pending JP2005502817A (ja) | 2001-09-17 | 2002-09-13 | ねじり振動ダンパを備えたターボ過給器 |
Country Status (8)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US20040241015A1 (ja) |
| EP (2) | EP1293657A1 (ja) |
| JP (1) | JP2005502817A (ja) |
| KR (1) | KR100865649B1 (ja) |
| CN (1) | CN1298977C (ja) |
| DE (1) | DE50207326D1 (ja) |
| RU (1) | RU2304223C2 (ja) |
| WO (1) | WO2003025371A1 (ja) |
Families Citing this family (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1602803A1 (de) * | 2004-06-03 | 2005-12-07 | ABB Turbo Systems AG | Vorrichtung zum Reduzieren von Schwingungen eines Verbrennungsmotor und Abgasturbolader umfassenden Systems |
| US7150152B2 (en) * | 2004-10-21 | 2006-12-19 | Caterpillar Inc | Vibration limiter for coaxial shafts and compound turbocharger using same |
| MX2008015663A (es) | 2006-06-09 | 2009-02-11 | Vestas Wind Sys As | Turbina eolica que incluye un amortiguador. |
| US20100320769A1 (en) * | 2006-12-20 | 2010-12-23 | Vestas Wind System A/S | Wind Turbine Comprising a Torsional Vibration Absorber |
| US9181855B2 (en) * | 2013-01-31 | 2015-11-10 | Electro-Motive Diesel, Inc. | Turbocharger with axial turbine stage |
| CN104884747B (zh) * | 2013-04-12 | 2016-09-07 | 株式会社Ihi | 叶轮的紧固检查方法、叶轮的紧固方法、叶轮的紧固检查装置以及叶轮的紧固装置 |
| JP6697094B2 (ja) | 2016-11-08 | 2020-05-20 | 三菱重工コンプレッサ株式会社 | 回転機械 |
| US10677312B2 (en) * | 2018-02-15 | 2020-06-09 | General Electric Company | Friction shaft damper for axial vibration mode |
Family Cites Families (23)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US2573398A (en) * | 1947-05-12 | 1951-10-30 | George S Butenkoff | Torsional vibration dampener |
| US3678782A (en) * | 1969-11-15 | 1972-07-25 | Hidemasa Aoki | Viscous rubber dampers |
| US3667214A (en) * | 1970-03-11 | 1972-06-06 | Gen Motors Corp | Engine turbosupercharger with vibration reducing drive |
| US3632222A (en) * | 1970-10-21 | 1972-01-04 | Avco Corp | Damping means for differential gas turbine engine |
| US3734484A (en) * | 1971-04-02 | 1973-05-22 | Houdaille Industries Inc | Torsional vibration damper |
| US3814549A (en) * | 1972-11-14 | 1974-06-04 | Avco Corp | Gas turbine engine with power shaft damper |
| US3990324A (en) * | 1974-03-07 | 1976-11-09 | The Goodyear Tire & Rubber Company | Vibration damper and method of making said damper |
| US4044628A (en) * | 1976-03-24 | 1977-08-30 | U.S. Manufacturing Corporation | Torsional damper |
| US4254847A (en) * | 1978-07-24 | 1981-03-10 | Houdaille Industries, Inc. | Rubber viscous torsional dampers and method of making same |
| US4378865A (en) * | 1980-12-10 | 1983-04-05 | Houdaille Industries, Inc. | Rubber and viscous/rubber torsional dampers and method of making the same |
| DE8122473U1 (de) * | 1981-07-31 | 1983-05-19 | Sachs Systemtechnik Gmbh, 8720 Schweinfurt | Torsionsschwingungsdämpfer mit seitenverschieblichem Dämpfelement |
| DE3413388A1 (de) * | 1984-04-10 | 1985-10-24 | Aktiengesellschaft Kühnle, Kopp & Kausch, 6710 Frankenthal | Abgasturbolader |
| JPH0192526A (ja) * | 1987-09-30 | 1989-04-11 | Isuzu Motors Ltd | 回転電機付ターボチャージャ |
| JPH0357541U (ja) * | 1989-07-31 | 1991-06-03 | ||
| GB9403643D0 (en) * | 1994-02-25 | 1994-04-13 | Holset Engineering Co | A torsional vibration damper |
| JPH0842633A (ja) * | 1994-07-29 | 1996-02-16 | Bridgestone Corp | トーショナルダンパー |
| DE10011419C2 (de) * | 2000-03-09 | 2002-01-17 | Daimler Chrysler Ag | Abgasturbolader für eine Brennkraftmaschine |
| US6499969B1 (en) * | 2000-05-10 | 2002-12-31 | General Motors Corporation | Conically jointed turbocharger rotor |
| US6588381B2 (en) * | 2001-02-15 | 2003-07-08 | Litens Automotive | Internal combustion engine combination with direct camshaft driven coolant pump |
| US7047914B2 (en) * | 2001-02-15 | 2006-05-23 | Litens Automotive | Internal combustion engine combination with direct camshaft driven coolant pump |
| US6863035B2 (en) * | 2001-02-15 | 2005-03-08 | Litens Automotive | Internal combustion engine combination with direct camshaft driven coolant pump |
| US6478553B1 (en) * | 2001-04-24 | 2002-11-12 | General Motors Corporation | High thrust turbocharger rotor with ball bearings |
| JP3718147B2 (ja) * | 2001-07-31 | 2005-11-16 | 株式会社日立製作所 | 内燃機関用のターボ式過給機 |
-
2001
- 2001-09-17 EP EP01810898A patent/EP1293657A1/de not_active Withdrawn
-
2002
- 2002-09-13 US US10/489,663 patent/US20040241015A1/en not_active Abandoned
- 2002-09-13 WO PCT/CH2002/000506 patent/WO2003025371A1/de active IP Right Grant
- 2002-09-13 DE DE50207326T patent/DE50207326D1/de not_active Expired - Lifetime
- 2002-09-13 KR KR1020047003859A patent/KR100865649B1/ko not_active IP Right Cessation
- 2002-09-13 EP EP02760021A patent/EP1427927B1/de not_active Expired - Lifetime
- 2002-09-13 JP JP2003528976A patent/JP2005502817A/ja active Pending
- 2002-09-13 RU RU2004111682/06A patent/RU2304223C2/ru not_active IP Right Cessation
- 2002-09-13 CN CNB028182006A patent/CN1298977C/zh not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| EP1427927B1 (de) | 2006-06-21 |
| RU2004111682A (ru) | 2005-05-20 |
| US20040241015A1 (en) | 2004-12-02 |
| CN1555457A (zh) | 2004-12-15 |
| KR100865649B1 (ko) | 2008-10-29 |
| DE50207326D1 (de) | 2006-08-03 |
| CN1298977C (zh) | 2007-02-07 |
| KR20040035796A (ko) | 2004-04-29 |
| EP1293657A1 (de) | 2003-03-19 |
| RU2304223C2 (ru) | 2007-08-10 |
| EP1427927A1 (de) | 2004-06-16 |
| WO2003025371A1 (de) | 2003-03-27 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US8096127B2 (en) | Exhaust turbo-supercharger | |
| US6827551B1 (en) | Self-tuning impact damper for rotating blades | |
| JP4898491B2 (ja) | パワータービン試験装置 | |
| JP4532247B2 (ja) | 流体流動エンジン | |
| JP5362702B2 (ja) | 受動制御ターボチャージャー | |
| JP2002147203A (ja) | ターボ機械用の流体案内部材の列 | |
| KR20100119565A (ko) | 터보차저용 컴프레서 하우징 | |
| US20110274537A1 (en) | Blade excitation reduction method and arrangement | |
| JP2005502817A (ja) | ねじり振動ダンパを備えたターボ過給器 | |
| JP6952863B2 (ja) | 過給機 | |
| Holzinger et al. | Self-excited blade vibration experimentally investigated in transonic compressors: Rotating instabilities and flutter | |
| US10851662B2 (en) | Sealing structure for turbines, and turbine and gas turbine having the same | |
| JP2008031871A (ja) | ストラット構造及びガスタービン | |
| JPH11236803A (ja) | ガスタービンエンジン用ロータ段 | |
| Rza¸ dkowski et al. | Forced vibration of several bladed discs on the shaft | |
| Romagnoli et al. | Comparison Between the Steady Performance of Double-Entry and Twin-Entry Turbocharger Turbines | |
| JP2001027103A (ja) | ターボ機械の静翼構造 | |
| RU2582760C2 (ru) | Устройство и способ механической защиты | |
| RU2269021C1 (ru) | Промежуточный корпус компрессора двухконтурного турбореактивного двигателя | |
| US11230974B2 (en) | Variable frequency Helmholtz dampers | |
| RU2558170C2 (ru) | Способ определения частоты вынужденных колебаний рабочего колеса в составе ступени турбомашины | |
| Duffy et al. | Self-tuning impact damper for rotating blades | |
| Yamaguchi et al. | A non-synchronous vibration of moving blades coupled with the bleed chamber resonance in an axial compressor | |
| KR20170017062A (ko) | 가스터빈 압축기 | |
| Gwehenberger et al. | Single-stage high-pressure turbocharging |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20050909 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20080520 |
|
| A601 | Written request for extension of time |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A601 Effective date: 20080819 |
|
| A602 | Written permission of extension of time |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A602 Effective date: 20080826 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20081112 |
|
| A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20090217 |