JP2008291810A - ターボチャージャ - Google Patents

Abstract

【課題】複雑な構造を必要とすることなくタービンシャフトの円筒モードでの振動を抑制して、ホワール音を低減することができるターボチャージャを提供する。
【解決手段】センタハウジング２の内周面２ａ内において、タービンホイール５側にはタービン側浮動ブッシュ軸受１０が設けられている。一方、コンプレッサホイール８側において、内周面２ａの一部は径方向に広げられて内周面２ｂを形成しており、内周面２ｂ内にはコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受１１が設けられている。タービン側浮動ブッシュ軸受１０とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受１１とによって、タービンシャフト６がセンタハウジング２に対して回転可能に支持されている。コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受１１の外径Ｄ５はタービン側浮動ブッシュ軸受１０の外径Ｄ２よりも大きく、外径Ｄ５が外径Ｄ２の１．１〜２倍となるように形成されている。
【選択図】図２

Description

この発明はターボチャージャに係り、特にターボチャージャにおけるホワール音の低減構造に関する。

エンジンの排気エネルギーを利用して、吸気を過給するターボチャージャにおいて、ターボチャージャを起点として発生する騒音の１つにホワール音が挙げられる。ホワール音は、非特許文献１に記載されているように、ターボチャージャの比較的低周波である振動が放射する、または排気管系と共振することによって発生する。また、ホワール音の発生は、タービンシャフトの両端部が同じ位相で振れまわる円筒モードでの振動に起因するため、異なる位相で振れまわる円錐モードで振動する場合には抑制される。
ホワール音を低減するため、例えば特許文献１には、タービンシャフトを支持する浮動ブッシュ軸受の振動を抑制する軸受装置を備えたターボチャージャが開示されている。これによれば、タービンシャフトを支持する一対の浮動ブッシュ軸受の間に、両端部に巻線が巻かれたスペーサが設けられる。タービンシャフトの回転数は回転数センサによって検知されてＥＣＵに出力されており、所定の回転数以下の場合、ＥＣＵからスペーサの巻線に電流が供給される。巻線に電流が供給されるとスペーサがソレノイドとして機能し、浮動ブッシュ軸受がスペーサに吸着されてセミフローティング方式に切り替わり、浮動ブッシュ軸受が振動することを防止する。

久間啓司、外２名，「ターボホワール音低減技術の開発」，学術講演会前刷集，社団法人自動車技術会，平成１８年９月，Ｎｏ．９６−０６，ｐ．１−４ 特開２００６−１５３１２２号公報

しかしながら、特許文献１に記載の軸受装置は、スペーサをソレノイドとして機能するような構造にすることや、スペーサの巻線に供給する電流を制御するＥＣＵが必要になるため、軸受装置が複雑になるという問題点を有していた。また、浮動ブッシュ軸受をセミフローティング方式にすることは、ホワール音の真因であるタービンシャフトの円筒モードでの振動を抑制するものではないため、対策が不十分であるという問題点を有していた。
この発明は、このような問題点を解決するためになされたもので、複雑な構造を必要とすることなくタービンシャフトの円筒モードでの振動を抑制して、ホワール音を低減することができるターボチャージャ提供することを目的とする。

この発明に係るターボチャージャは、一端にタービンホイール、他端にコンプレッサホイールが設けられるタービンシャフトと、タービンシャフトを内部に収容するハウジングと、ハウジングの内部の、タービンホイール側に設けられ、タービンシャフトを回転可能に支持するタービン側浮動ブッシュ軸受と、ハウジングの内部の、コンプレッサホイール側に設けられ、タービンシャフトを回転可能に支持するコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受とを備えるターボチャージャにおいて、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受を収容する部分のハウジングの内径と、タービン側浮動ブッシュ軸受を収容する部分のハウジングの内径とは、異なる内径になるように形成されており、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の外径と、タービン側浮動ブッシュ軸受の外径とは、ハウジングの異なる内径に対応して、異なる外径になるように形成されていることを特徴とするものである。

タービンホイールに供給される排気のエネルギーに起因して、タービンシャフトが回転しながら振動する。タービンシャフトは、タービン側浮動ブッシュ軸受とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受とによって回転可能に支持されているため、タービン側浮動ブッシュ軸受及びコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受も、タービンシャフトとともに振動する。コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受を収容する部分のハウジングの内径と、タービン側浮動ブッシュ軸受を収容する部分のハウジングの内径とが異なる内径になるように形成し、この内径の差異に対応するように、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の外径と、タービン側浮動ブッシュ軸受の外径とを異なる外径としたので、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受とタービン側浮動ブッシュ軸受との固有振動数にも差異が生じる。この固有振動数の差異によって、タービン側浮動ブッシュ軸受とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受とは異なる挙動で振動するので、円筒モードの振動ではなく、円錐モードの振動になる。したがって、複雑な構造を必要とすることなくタービンシャフトの円筒モードでの振動を抑制して、ホワール音を低減することが実現できる。

コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の外径が、タービン側浮動ブッシュ軸受の外径よりも大きくてもよい。タービン側浮動ブッシュ軸受とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受とが同じ形状である場合、通常、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の振れまわり量の方がタービン側浮動ブッシュ軸受の振れまわり量よりも大きくなるが、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の外径を大きくして質量を大きくすることで、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の振れまわり量を小さくすることができる。

コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の外径が、タービン側浮動ブッシュ軸受の外径の１．１〜２倍であってもよい。
タービンシャフトは、タービン側浮動ブッシュ軸受を支持するタービン側支持部と、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受を支持するコンプレッサ側支持部とを備え、コンプレッサ側支持部の外径が、タービン側支持部の外径よりも大きくてもよい。コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の径方向における肉厚が薄くなり、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受を軽量化することができる。

互いに対向している、タービン側浮動ブッシュ軸受の内周面と、タービンシャフトの外周面との間に設けられる隙間の大きさは、互いに対向している、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の内周面と、タービンシャフトの外周面との間に設けられる隙間の大きさと同じであってもよい。タービン側浮動ブッシュ軸受及びタービンシャフトの隙間と、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受及びタービンシャフトの隙間とが、ともに振動及び潤滑に対して最適な隙間を有するように構成することができる。したがって、タービン側の隙間とコンプレッサ側の隙間との差異が大きい場合に発生する可能性がある振動の増大や、潤滑油の供給不良を防止することができる。
互いに対向している、タービン側浮動ブッシュ軸受の外周面と、ハウジングの内周面との間に設けられる隙間の大きさは、互いに対向している、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の外周面と、ハウジングの内周面との間に設けられる隙間の大きさと同じであってもよい。タービン側浮動ブッシュ軸受及びハウジングの隙間と、コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受及びハウジングの隙間とが、ともに振動及び潤滑に対して最適な隙間を有するように構成することができる。したがって、タービン側の隙間とコンプレッサ側の隙間との差異が大きい場合に発生する可能性がある振動の増大や、潤滑油の供給不良を防止することができる。

この発明によれば、複雑な構造を必要とすることなくタービンシャフトの円筒モードでの振動を抑制して、ホワール音を低減することが可能となる。

以下に、この発明の実施の形態について、添付図に基づいて説明する。
実施の形態１．
図１に、この実施の形態１に係るターボチャージャ１を示す。
ターボチャージャ１は、センタハウジング２を備えている。センタハウジング２は、内周面２ａを有する略円筒形状であって、その両端部における外周面は径方向に延びたフランジ状に形成されている。センタハウジング２の一方の側部にはタービンハウジング３が接合されており、他方の側部にはコンプレッサハウジング４が接合されている。

タービンハウジング３の内部において、センタハウジング２の側方にはタービンホイール５が収容されている。センタハウジング２に対向するタービンホイール５の背面５ａにはボス５ｂが形成されており、ボス５ｂはセンタハウジング２の内周面２ａ内に挿入されている。ボス５ｂにはタービンシャフト６の一端が嵌入されており、溶接等によって一体として固定されている。タービンシャフト６の他端は、センタハウジング２の内周面２ａ内を通ってコンプレッサハウジング４内に延出している。また、センタハウジング２の内周面２ａとボス５ｂの外周面との間にはメカニカルシール７が挟持されており、メカニカルシール７によってセンタハウジング２の内周面２ａ内とタービンハウジング３の内部との連通が遮断されている。

一方、コンプレッサハウジング４の内部においても、センタハウジング２の側方にはコンプレッサホイール８が収容されている。コンプレッサハウジング４の内部に延出するタービンシャフト６は、コンプレッサホイール８を貫通しており、その先端部にナット９が螺合されてタービンシャフト６とコンプレッサホイール８とが一体として固定されている。したがって、タービンホイール５とコンプレッサホイール８とが、タービンシャフト６を介して一体として連結された状態となっている。また、センタハウジング２の内周面２ａ内において、タービンホイール５側にはタービン側浮動ブッシュ軸受１０（以下、タービン側軸受１０と略称する）が設けられている。一方、コンプレッサホイール８側にはコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受１１（以下、コンプレッサ側軸受１１と略称する）が設けられている。タービンシャフト６は、タービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受１１とによって、ハウジングを構成するセンタハウジング２に対して回転可能に支持されている。

ここで、タービン側軸受１０及びコンプレッサ側軸受１１の構造と、タービンシャフト６の支持構造とについて、図２を用いて詳細に説明する。
タービン側軸受１０は、センタハウジング２とタービンシャフト６との間に設けられた円筒形状の軸受であって、センタハウジング２の内周面２ａに対向する外周面１０ａと、タービンシャフトの外周面６ａに対向する内周面１０ｂとを有している。センタハウジング２の内周面２ａの内径Ｄ１は、タービン側軸受１０の外径Ｄ２よりも大きく、内周面２ａとタービン側軸受１０の外周面１０ａとの間には微小な隙間が設けられた状態となっている。タービン側軸受１０の内径Ｄ３は、タービンシャフト６の外径ｄ１よりも大きく、タービンシャフト６の外周面６ａとタービン側軸受１０の内周面１０ｂとの間にも微小な隙間が設けられた状態となっている。タービン側軸受１０の長手方向における中央部には、径方向に開けられた連通孔１０ｃが周方向に９０°の間隔で４つ設けられており、外周面１０ａ側と内周面１０ｂ側とを連通している。また、タービン側軸受１０の両側部において、センタハウジング２の内周面２ａには止め輪１２がそれぞれ設けられており、タービン側軸受１０が軸方向に移動するのを防止している。

一方、コンプレッサ側軸受１１も、センタハウジング２とタービンシャフト６との間に設けられた円筒形状の軸受であるが、その外径Ｄ５はタービン側軸受１０の外径Ｄ２より大きく、外径Ｄ５が外径Ｄ２の１．１〜２倍となるように形成されている。ただし、タービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受１１とは、タービンシャフト６の長手方向における長さ（幅）及び内径については同一になるように形成されている。したがって、コンプレッサ側軸受１１の質量もタービン側軸受１０の質量より大きくなるため、タービン側軸受１０及びコンプレッサ側軸受１１の固有振動数にも差異が生じる。また、コンプレッサ側軸受１１を収容するために、センタハウジング２の内周面２ａのうち、コンプレッサ側軸受１１の外周面１１ａに対向する部分及びその近辺が径方向に広げられており、内周面２ａの内径Ｄ１よりも大きな内径Ｄ４を有する内周面２ｂが形成されている。センタハウジング２の内周面２ｂの内径Ｄ４は、コンプレッサ側軸受１１の外径Ｄ５よりも大きく、内周面２ｂとコンプレッサ側軸受１１の外周面１１ａとの間には微小な隙間が設けられた状態となっている。また、コンプレッサ側軸受１１の内径Ｄ６は、タービンシャフト６の外径ｄ１よりも大きく、タービンシャフト６の外周面６ａとコンプレッサ側軸受１１の内周面１１ｂとの間にも微小な隙間が設けられた状態となっている。

ここで、センタハウジング２の内周面２ａとタービン側軸受１０の外周面１０ａとの隙間の大きさ、すなわちＤ１−Ｄ２は、センタハウジング２の内周面２ｂとコンプレッサ側軸受１１の外周面１１ａとの隙間の大きさ、すなわちＤ４−Ｄ５と同じであるように構成されている。また、タービンシャフト６の外周面６ａとタービン側軸受１０の内周面１０ｂとの隙間の大きさ、すなわちＤ３−ｄ１は、タービンシャフト６の外周面６ａとコンプレッサ側軸受１１の内周面１１ｂとの隙間の大きさ、すなわちＤ６−ｄ１と同じであるように構成されている。
コンプレッサ側軸受１１の長手方向における中央部には、径方向に開けられた連通孔１１ｃが周方向に９０°の間隔で４つ設けられており、外周面１１ａ側と内周面１１ｂ側とを連通している。また、コンプレッサ側軸受１１の両側部において、センタハウジング２の内周面２ｂには止め輪１３がそれぞれ設けられており、コンプレッサ側軸受１１が軸方向に移動するのを防止している。

タービンシャフト６の、コンプレッサ側軸受１１とコンプレッサホイール８との間にはスラストブッシュ１４が嵌入されている。スラストブッシュ１４の外周部には、矩形断面を有する溝１４ａが周方向に全周にわたって設けられており、溝１４ａには円板状のスラストベアリング１５が挿入されている。スラストベアリング１５の一方の側部はセンタハウジング２の壁部２ｃに当接しており、他方の側部にはスペーサ１６が設けられている。スペーサ１６の、スラストベアリング１５とは反対側の側部には止め輪１７が設けられており、止め輪１７によって、スラストベアリング１５及びスペーサ１６がセンタハウジング２に対して固定されている。また、スペーサ１６の内周部はスラストブッシュ１４の外周面近傍まで延在しており、スラストブッシュ１４の外周面とスペーサ１６の内周面との間にはメカニカルシール１８が挟持されている。メカニカルシール１８によって、センタハウジング２の内周面２ｂ内とコンプレッサハウジング４の内部との連通が遮断されている。

図１に戻って、センタハウジング２には、センタハウジング２の外部と内周面２ａ内または２ｂ内とを連通する潤滑油供給路１９が設けられている。潤滑油供給路１９の一端はセンタハウジング２の外部に開口しており、ターボチャージャ１の外部に設けられている図示しない潤滑油供給手段に接続されている。潤滑油供給路１９の他端はセンタハウジング２内で分岐しており、一方の端部は内周面２ａ内におけるタービン側軸受１０の連通孔１０ｃに対向する位置に開口している。潤滑油供給路１９の他方の端部は、内周面２ｂ内におけるコンプレッサ側軸受１１の連通孔１１ｃに対向する位置に開口している。また、センタハウジング２には、センタハウジング２の外部と内周面２ａ内とを連通する潤滑油排出路２０も設けられている。潤滑油排出路２０は、センタハウジング２の内部で複数に分岐しており、そのうちの一端は内周面２ａ内のタービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受１１との間に開口している。潤滑油排出路２０の他の一端は、スラストベアリング１５に向かって開口している。スラストベアリング１５には隙間が設けられており、この隙間を介して、スラストブッシュ１４、スラストベアリング１５及びスペーサ１６に閉成された空間と潤滑油排出路２０とが連通している。潤滑油排出路２０の他端はセンタハウジング２の外部に開口しており、エンジン本体の内部に設けられた図示しないオイルパンに接続されている。

次に、この実施の形態１に係るターボチャージャ１の動作について説明する。
図１に示すように、ターボチャージャ１を備えるエンジンが動作すると、エンジンのシリンダ内から排出された排気が排気マニホールドを介してタービンハウジング３内に導入され、タービンホイール５を駆動する。タービンホイール５が排気によって駆動されると、タービンホイール５、タービンシャフト６及びコンプレッサホイール８が一体として回転する。タービンホイール５が排気によって駆動される一方で、コンプレッサハウジング４内に導入された吸気はコンプレッサホイール８によって圧縮され、シリンダ内に過給される。

図２に示すように、ターボチャージャ１の動作中、センタハウジング２の内周面２ａ内及び内周面２ｂ内には、図示しない潤滑油供給手段から圧送される潤滑油が潤滑油供給路１９を介して供給される。内周面２ａ内に供給された潤滑油は、内周面２ａとタービン側軸受１０の外周面１０ａとの間に流通して油膜を形成するとともに、連通孔１０ｃを介してタービン側軸受１０の内周面１０ｂ側にも供給される。内周面１０ｂ側に供給された潤滑油は、内周面１０ｂとタービンシャフト６の外周面６ａとの間にも流通して油膜を形成する。タービン側軸受１０は、センタハウジング２との間及びタービンシャフト６との間に形成された油膜によって、タービンシャフト６とともに連れ回りしながらタービンシャフト６を回転可能に支持する。また、タービン側軸受１０に供給された余剰の潤滑油は、潤滑油排出路２０を介してセンタハウジング２の外部に排出される。

一方、内周面２ｂ内に供給された潤滑油も、内周面２ｂとコンプレッサ側軸受１１の外周面１１ａとの間に流通して油膜を形成するとともに、連通孔１１ｃを介して内周面１１ｂ側に供給される。内周面１１ｂ側に供給された潤滑油は、内周面１１ｂとタービンシャフト６の外周面６ａとの間にも流通して油膜を形成する。コンプレッサ側軸受１１も、センタハウジング２との間、タービンシャフト６との間に形成された油膜によって、タービンシャフト６とともに連れ回りしながらタービンシャフト６を回転可能に支持する。また、コンプレッサ側軸受１１に供給された余剰の潤滑油はスラストブッシュ１４側に排出され、スラストベアリング１５の隙間を介して潤滑油排出路２０に流入し、センタハウジング２の外部に排出される。

ここで、センタハウジング２とタービン側軸受１０との隙間の大きさＤ１−Ｄ２は、センタハウジング２とコンプレッサ側軸受１１との隙間の大きさＤ４−Ｄ５と同じであって、ともに潤滑に対して最適な隙間となるように形成されている。したがって、これらの隙間の大きさに差異を設けた場合と比較すると、潤滑油の供給不良、すなわち一方の隙間が小さすぎて潤滑油の供給が不足することや、隙間が大きすぎて潤滑油を供給しきれなくなることが防止される。同様に、タービンシャフト６とタービン側軸受１０との隙間の大きさＤ３−ｄ１も、タービンシャフト６とコンプレッサ側軸受１１との隙間の大きさＤ６−ｄ１と同じであるため、これらの隙間の大きさに差異を設ける場合と比較すると、潤滑油の供給不良が発生することが防止される。また、これらの隙間は振動に対しても適正に形成されており、隙間が大きすぎる場合に発生する可能性のある振動の増大も防止している。

次に、ターボチャージャ１の動作中におけるタービンシャフト６、タービン側軸受１０及びコンプレッサ側軸受１１の動作について説明する。
タービンシャフト６は、一方の端部に設けられているタービンホイール５に供給される排気のエネルギーによって、タービンホイール５及びコンプレッサホイール８と一体として回転する。よって、タービンシャフト６の回転中、タービンシャフト６には排気エネルギーに起因する強制力がタービンホイール５側から作用している状態となっている。また、タービンシャフト６とタービン側軸受１０との間、タービン側軸受１０とセンタハウジング２との間には、それぞれ微小な隙間が設けられている。一方、タービンシャフト６とコンプレッサ側軸受１１との間、コンプレッサ側軸受１１とセンタハウジング２との間にも、それぞれ微小な隙間が設けられている。したがってタービンシャフト６は、タービンホイール５側から作用する強制力によって、これらの隙間の範囲内で振れまわって振動する。

タービンシャフト６の振動エネルギーは、油膜を介して、または直接接触することによって、タービン側軸受１０及びコンプレッサ側軸受１１にも伝達される。したがって、タービンシャフト６の回転中、タービン側軸受１０及びコンプレッサ側軸受１１も、タービンシャフト６とともに振動する。
ここで、コンプレッサ側軸受１１の外径Ｄ５は、タービン側軸受１０の外径Ｄ２よりも大きく形成されているため、タービン側軸受１０の質量よりもコンプレッサ側軸受１１の質量が大きい状態となっている。タービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受１１との質量が異なると、タービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受１１との固有振動数にも差異が生じる。この固有振動数の差異によって、タービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受１１とは異なる挙動で振動するので、円筒モードの振動ではなく、円錐モードの振動になる。また、タービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受１１とが同じ形状である場合には、通常、コンプレッサ側軸受１１の振れまわり量の方がタービン側軸受１０の振れまわり量よりも大きくなるが、本実施の形態のように、コンプレッサ側軸受１１の外径Ｄ５を大きくして質量を大きくすることで、コンプレッサ側軸受１１の振れまわり量を小さくすることができる。

このように、タービンシャフト６をタービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受１１とによって回転可能に支持したので、タービンホイール５に供給される排気のエネルギーに起因して、タービンシャフト６、タービン側軸受１０及びコンプレッサ側軸受１１がともになって振動する。センタハウジング２の、タービン側軸受１０を収容する部分の内径Ｄ１と、コンプレッサ側軸受１１を収容する部分の内径Ｄ４とが異なる径になるように形成し、この径の差異に対応するように、タービン側軸受１０の外径Ｄ２と、コンプレッサ側軸受１１の外径Ｄ５とを異なる径に形成したので、タービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受１１との固有振動数にも差異が生じる。この固有振動数の差異によって、タービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受１１とは異なる挙動で振動するので、円筒モードの振動ではなく、円錐モードの振動になり、ホワール音が低減される。したがって、複雑な構造を必要とすることなくタービンシャフト６の円筒モードでの振動を抑制して、ホワール音を低減することが実現できる。
また、タービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受１１とが同じ形状である場合、通常、コンプレッサ側軸受１１の振れまわり量の方がタービン側軸受１０の振れまわり量よりも大きくなるが、コンプレッサ側軸受１１の外径Ｄ５がタービン側軸受１０の外径Ｄ２より大きく形成されているため、コンプレッサ側軸受１１の質量も、タービン側軸受１０の質量より大きくなり、コンプレッサ側軸受１１の振れまわり量を小さくすることができる。

さらに、タービン側軸受１０の内周面１０ｂと、タービンシャフト６の外周面６ａとの隙間の大きさＤ３−ｄ１を、コンプレッサ側軸受１１の内周面１１ｂと、タービンシャフト６の外周面６ａとの隙間の大きさＤ６−ｄ１と同じ大きさとしたので、これらの隙間がともに振動及び潤滑に対して適正な隙間を有するように構成できる。したがって、隙間の大きさＤ３−ｄ１及びＤ６−ｄ１に差異を設け、この差異を大きくした場合に発生する可能性がある振動の増大や、潤滑油の供給不良を防止することができる。
同様に、タービン側軸受１０の外周面１０ａと、センタハウジング２の内周面２ａとの隙間の大きさＤ１−Ｄ２も、コンプレッサ側軸受１１の外周面１１ａと、センタハウジング２の内周面２ｂとの隙間の大きさＤ４−Ｄ５と同じであるため、振動の増大や潤滑油の供給不良が発生することを防止できる。

実施の形態２．
次に、この発明の実施の形態２に係るターボチャージャについて、図５に基づいて説明する。この実施の形態２に係るターボチャージャは、実施の形態１におけるタービンシャフト６及びコンプレッサ側軸受１１の代わりに、タービンシャフト２１及びコンプレッサ側軸受２２（以下、コンプレッサ側軸受２２と略称する）をそれぞれ用いるように構成したものである。尚、以下の実施の形態において、図１〜４の参照符号と同一の符号は同一又は同様な構成要素であるので、その詳細な説明は省略する。
図５に示すように、センタハウジング２の内周面２ａ内にはタービンシャフト２１が収容されている。タービンシャフト２１の一方の端部にはタービンホイール５が一体として固定されており、他方の端部にはコンプレッサホイール８が一体として固定されている。タービンホイール５側において、タービンシャフト２１は実施の形態１におけるタービンシャフト６と同じ外径ｄ１の外周面２１ｃを有しており、タービン側軸受１０によって回転可能に支持されている。ここで、外径ｄ１を有するタービンシャフト２１のうち、タービン側軸受１０を支持している一部はタービン側支持部２１ａを構成する。
一方、コンプレッサホイール８側において、タービンシャフト２１の、センタハウジング２の内周面２ｂに対向している部位は径方向に広がっており、外径ｄ２の外周面２１ｄを有するコンプレッサ側支持部２１ｂを形成している。このコンプレッサ側支持部２１ｂと内周面２ｂとの間には、円筒形状を有するコンプレッサ側軸受２２が支持されている。タービンシャフト２１は、タービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受２２とによって、センタハウジング２に対して回転可能に支持されている。

コンプレッサ側軸受２２の外径Ｄ７は内周面２ｂの内径Ｄ４よりも小さく、内周面２ｂとコンプレッサ側軸受２２の外周面２２ｂとの間には微小な隙間が設けられた状態となっている。コンプレッサ側軸受２２の内径Ｄ８は、コンプレッサ側支持部２１ｂの外径ｄ２よりも大きく、コンプレッサ側軸受２２の内周面２２ｃとコンプレッサ側支持部２１ｂの外周面２１ｄとの間にも微小な隙間が設けられた状態となっている。タービン側軸受１０とコンプレッサ側軸受２２とは、その厚みが同一になるように形成されている。また、センタハウジング２とコンプレッサ側軸受２２との隙間の大きさＤ４−Ｄ７は、センタハウジング２とタービン側軸受１０との隙間の大きさＤ１−Ｄ２と同一となるように形成されている。タービンシャフト２１のコンプレッサ側支持部２１ｂとコンプレッサ側軸受２２との隙間の大きさＤ８−ｄ２も、タービンシャフト２１のタービン側支持部２１ａとタービン側軸受１０との隙間の大きさＤ３−ｄ１と同一となるように形成されている。
コンプレッサ側軸受２２の長手方向における中央部には、径方向に開けられた連通孔２２ａが周方向に９０°の間隔で４つ設けられており、コンプレッサ側軸受２２の外周面側と内周面側とを連通している。また、コンプレッサ側軸受２２の両側部において、センタハウジング２の内周面２ｂには止め輪１３がそれぞれ設けられており、コンプレッサ側軸受２２が軸方向に移動するのを防止している。その他の構造については実施の形態１と同様である。

このように、タービンシャフト２１に、タービン側支持部２１ａの外径ｄ１よりも大きい外径ｄ２を有するコンプレッサ側支持部２１ｂを設け、コンプレッサ側支持部２１ｂを、タービン側軸受１０より大きい外径Ｄ７を有するコンプレッサ側軸受２２によって支持しても、実施の形態１と同様の効果を得ることができる。
また、コンプレッサ側支持部２１ｂを設けたことにより、コンプレッサ側軸受２２の径方向における肉厚が薄くなるため、コンプレッサ側軸受２２を軽量化できる。

実施の形態１、２において、タービン側浮動ブッシュ軸受及びコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受は、その回転方向をタービンシャフトの回転方向に対して規制されない、いわゆるフルフローティング方式として説明されたが、常時フルフローティング方式であることに限定されるものではなく、一時的にセミフローティング方式に切替え可能な軸受構造においても適用することができる。
また、上記の実施の形態において、タービン側浮動ブッシュ軸受とコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受とを、同じ材料で作るほうが製造コストが安価となって望ましいが、違う材料で作ってもよい。

この発明の実施の形態１に係るターボチャージャの構造を示す断面側面図である。 実施の形態１に係るターボチャージャのタービンシャフトの支持構造を示す部分断面側面図である。 実施の形態１に係るターボチャージャのタービンシャフトの振動を説明するための模式図である。 実施の形態１に係るターボチャージャのタービンシャフトの振動を説明するための模式図である。 この発明の実施の形態２に係るターボチャージャのタービンシャフトの支持構造を示す部分断面側面図である。

符号の説明

１ ターボチャージャ、２ センタハウジング（ハウジング）、２ａ タービン側浮動ブッシュ軸受に対向するハウジングの内周面、２ｂ コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受に対向するハウジングの内周面、５ タービンホイール、６，２１ タービンシャフト、６ａ，２１ｃ，２１ｄ タービンシャフトの外周面、８ コンプレッサホイール、１０ タービン側浮動ブッシュ軸受、１０ａ タービン側浮動ブッシュ軸受の外周面、１０ｂ タービン側浮動ブッシュ軸受の内周面、１１，２２ コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受、１１ａ，２２ｂ コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の外周面、１１ｂ，２２ｃ コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の内周面、２１ａ タービン側支持部、２１ｂ コンプレッサ側支持部、ｄ１ タービンシャフトの外径，コンプレッサ側支持部の外径、ｄ２ コンプレッサ側支持部の外径、Ｄ１ タービン側浮動ブッシュ軸受を収容する部分のハウジングの内径、Ｄ２ タービン側浮動ブッシュ軸受の外径、Ｄ４ コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受を収容する部分のハウジングの内径、Ｄ５，Ｄ７ コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の外径。

Claims (6)

1. 一端にタービンホイール、他端にコンプレッサホイールが設けられるタービンシャフトと、
   前記タービンシャフトを内部に収容するハウジングと、
   前記ハウジングの内部の、前記タービンホイール側に設けられ、前記タービンシャフトを回転可能に支持するタービン側浮動ブッシュ軸受と、
   前記ハウジングの内部の、前記コンプレッサホイール側に設けられ、前記タービンシャフトを回転可能に支持するコンプレッサ側浮動ブッシュ軸受と
   を備えるターボチャージャにおいて、
   前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受を収容する部分の前記ハウジングの内径と、前記タービン側浮動ブッシュ軸受を収容する部分の前記ハウジングの内径とは、異なる内径になるように形成されており、
   前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の外径と、前記タービン側浮動ブッシュ軸受の外径とは、前記ハウジングの前記異なる内径に対応して、異なる外径になるように形成されていることを特徴とするターボチャージャ。
2. 前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の外径が、前記タービン側浮動ブッシュ軸受の外径よりも大きい請求項１に記載のターボチャージャ。
3. 前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の外径が、前記タービン側浮動ブッシュ軸受の外径の１．１〜２倍である請求項１または２に記載のターボチャージャ。
4. 前記タービンシャフトは、前記タービン側浮動ブッシュ軸受を支持するタービン側支持部と、前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受を支持するコンプレッサ側支持部とを備え、
   前記コンプレッサ側支持部の外径が、前記タービン側支持部の外径よりも大きい請求項１〜３のいずれか一項に記載のターボチャージャ。
5. 互いに対向している、前記タービン側浮動ブッシュ軸受の内周面と、前記タービンシャフトの外周面との間に設けられる隙間の大きさは、
   互いに対向している、前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の内周面と、前記タービンシャフトの外周面との間に設けられる隙間の大きさと同じである請求項１〜４のいずれか一項に記載のターボチャージャ。
6. 互いに対向している、前記タービン側浮動ブッシュ軸受の外周面と、前記ハウジングの内周面との間に設けられる隙間の大きさは、
   互いに対向している、前記コンプレッサ側浮動ブッシュ軸受の外周面と、前記ハウジングの内周面との間に設けられる隙間の大きさと同じである請求項１〜５のいずれか一項に記載のターボチャージャ。

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