JP2010013983A

JP2010013983A - Turbocharger

Info

Publication number: JP2010013983A
Application number: JP2008173549A
Authority: JP
Inventors: Mikito Ishii; 幹人石井; Hiroshi Saiura; 寛采浦
Original assignee: IHI Corp
Current assignee: IHI Corp
Priority date: 2008-07-02
Filing date: 2008-07-02
Publication date: 2010-01-21
Anticipated expiration: 2028-07-02
Also published as: JP5141405B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a turbocharger improving efficiency of a turbine by reducing turbulence in fluid in a turbine impeller outlet by simple structure. <P>SOLUTION: This variable displacement turbocharger 1 includes a bearing housing 3 rotatably supporting a turbine impeller, a turbine housing 5 formed with a scroll flow passage 17 supplying exhaust gas to the turbine impeller 13, and an exhaust nozzle 27 varying pressure of exhaust gas supplied from the inside of the scroll flow passage 17 to the side of the turbine impeller 13. In the exhaust nozzle 27, a plurality of nozzle vanes 37 is rotatably supported between a first exhaust gas introducing wall 31 arranged on the side of the turbine housing 5 and a second exhaust gas introducing wall 29 arranged oppositely to the first exhaust gas introducing wall 31. Each nozzle vane 37 is provided with a nozzle vane displacement means 36 displacing each nozzle vane 37 to the side of the first exhaust gas introducing wall 31 using force received from exhaust gas. <P>COPYRIGHT: (C)2010,JPO&INPIT

Description

本発明は、簡単な構成によりタービンインペラ出口の排気ガスの乱れを低減させてタービンの効率向上を図れるようにしたターボチャージャに関する。 The present invention relates to a turbocharger capable of improving the efficiency of a turbine by reducing disturbance of exhaust gas at the outlet of a turbine impeller with a simple configuration.

図１５は本発明を適用する従来の可変容量型のターボチャージャの一例を示している。
このターボチャージャは、タービンハウジング５とコンプレッサハウジング７とがベアリングハウジング（軸受けハウジング）３を介して締結ボルト３ａ，３ｂにより一体的に組み立てられており、タービンハウジング５内に配置されるタービンインペラ４とコンプレッサハウジング７内に配置されるコンプレッサインペラ１５が、ベアリングハウジング３にベアリング９を介して回転自在に支持されたタービン軸１１により連結されている。 FIG. 15 shows an example of a conventional variable capacity turbocharger to which the present invention is applied.
In this turbocharger, a turbine housing 5 and a compressor housing 7 are integrally assembled by fastening bolts 3 a and 3 b via a bearing housing (bearing housing) 3, and a turbine impeller 4 disposed in the turbine housing 5. A compressor impeller 15 disposed in the compressor housing 7 is connected to the bearing housing 3 via a bearing 9 by a turbine shaft 11 that is rotatably supported.

また、上記ベアリングハウジング３のタービンハウジング側には、図１６に拡大して示す如く、タービンハウジング５のタービンスクロール流路１７に導入される排気ガスを前記タービンインペラ４に導くとともに、その圧力を可変とする可変ノズルユニット（排気ノズル）２７が設けられる。 Further, on the turbine housing side of the bearing housing 3, as shown in an enlarged view in FIG. 16, the exhaust gas introduced into the turbine scroll passage 17 of the turbine housing 5 is guided to the turbine impeller 4 and the pressure thereof is variable. A variable nozzle unit (exhaust nozzle) 27 is provided.

可変ノズルユニット２７は、ベアリングハウジング３側の前部排気導入壁としてのノズルリング２９と、タービンハウジング５側の後部排気導入壁としてのシュラウドリング３１とが所要の間隔を保持した状態で例えば周方向３箇所に設けた連結ピン３３により一体に組み立てられている。更に、ノズルリング２９の前面（ベアリングハウジング３側面）にはリング状の取付部材として取付リング３５が固定されており、前記タービンハウジング５とベアリングハウジング３との組み立て時に、取付リング３５をタービンハウジング５とベアリングハウジング３とで挟持することにより可変ノズルユニット２７を固定している。更に、上記組立時に、可変ノズルユニット２７は位置決めピン１１４によってベアリングハウジング３に対して位置決めされている。 The variable nozzle unit 27 is, for example, in the circumferential direction in a state where a nozzle ring 29 as a front exhaust introduction wall on the bearing housing 3 side and a shroud ring 31 as a rear exhaust introduction wall on the turbine housing 5 side maintain a predetermined interval. The connecting pins 33 provided at three places are assembled together. Further, a mounting ring 35 is fixed as a ring-shaped mounting member on the front surface (side surface of the bearing housing 3) of the nozzle ring 29, and the mounting ring 35 is attached to the turbine housing 5 when the turbine housing 5 and the bearing housing 3 are assembled. The variable nozzle unit 27 is fixed by being sandwiched by the bearing housing 3. Furthermore, the variable nozzle unit 27 is positioned with respect to the bearing housing 3 by the positioning pins 114 during the assembly.

ノズルリング２９とシュラウドリング３１との相互間には複数のノズルベーン３７が環状に配置されており、図１６では、各ノズルベーン３７の両側に固定したべ−ン軸（支持軸）３９，４１がノズルリング２９とシュラウドリング３１とを夫々貫通しており、ノズルベーン３７は両持ちに支持されている。 A plurality of nozzle vanes 37 are annularly arranged between the nozzle ring 29 and the shroud ring 31. In FIG. 16, vane shafts (support shafts) 39 and 41 fixed on both sides of each nozzle vane 37 are nozzles. The nozzle 29 penetrates the ring 29 and the shroud ring 31, and the nozzle vane 37 is supported on both ends.

図１５中、５７，５５，５９は前記ノズルベーン３７の開閉角度を調節するためのリンク式の伝達機構、１７はコンプレッサハウジング７に形成されたタービンスクロール流路である。 In FIG. 15, 57, 55, and 59 are link-type transmission mechanisms for adjusting the opening / closing angle of the nozzle vane 37, and 17 is a turbine scroll passage formed in the compressor housing 7.

また、可変ノズルユニット２７におけるシュラウドリング３１とタービンハウジング５との間には隙間Ｓが設けられている。この隙間Ｓは本来不要なものであるが、タービンハウジング５が冷間時と熱間時との間で熱変形を起すこと、及び組み立て部品に精度上のばらつきがあること等のために設けられている。 Further, a gap S is provided between the shroud ring 31 and the turbine housing 5 in the variable nozzle unit 27. The gap S is originally unnecessary, but is provided because the turbine housing 5 is thermally deformed between a cold time and a hot time, and there is a variation in accuracy among assembled parts. ing.

上記隙間Ｓがあると、タービンスクロール流路１７の排気ガスが隙間Ｓを通してタービンインペラ出口１９に無駄に漏出されてしまうことから、この隙間Ｓを閉塞するために、シュラウドリング３１が下流側（タービンインペラ出口１９側）へ延設された延設部１２３の外周面と、この延設部１２３に対向するタービンハウジング５の内面５ａとの間にシール用ピストンリング１２１を配置して、ガスリークを防止すると共に熱変形を吸収するようにしたものが提案されている（特許文献１参照）。 If the clearance S is present, the exhaust gas in the turbine scroll passage 17 is unnecessarily leaked to the turbine impeller outlet 19 through the clearance S. Therefore, in order to close the clearance S, the shroud ring 31 is disposed on the downstream side (turbine The piston ring 121 for sealing is disposed between the outer peripheral surface of the extending portion 123 extended to the impeller outlet 19 side) and the inner surface 5a of the turbine housing 5 facing the extending portion 123 to prevent gas leakage. In addition, there has been proposed one that absorbs thermal deformation (see Patent Document 1).

特許文献１では図１６に示すように、シュラウドリング３１の延設部１２３の外周面に環状の凹溝１２２を設け、この凹溝１２２に、通常２枚のシール用ピストンリング１２１を夫々の切欠部が重ならないように位置をずらして配置することによりシール構造１２５を構成しており、前記シール用ピストンリング１２１は弾撥力によってその外周面をタービンハウジング５の内面５ａに圧着することによりガスリークを防止している。
特開２００７−４０２５１号公報 In Patent Document 1, as shown in FIG. 16, an annular concave groove 122 is provided on the outer peripheral surface of the extending portion 123 of the shroud ring 31, and usually two piston rings 121 for sealing are respectively provided in the concave groove 122. The seal structure 125 is configured by shifting the position so that the portions do not overlap. The sealing piston ring 121 is gas leaked by pressing its outer peripheral surface against the inner surface 5a of the turbine housing 5 by elastic force. Is preventing.
Japanese Patent Laid-Open No. 2007-40251

図１６に示したように従来のターボチャージャにおいては、隙間Ｓからのガスリークを防止するためにシール構造１２５を種々工夫することが行われているが、このようにシール構造１２５に工夫を凝らしてもタービンの効率を大幅に向上させることは困難であり、限界があった。 As shown in FIG. 16, in the conventional turbocharger, various improvements are made to the seal structure 125 in order to prevent gas leakage from the gap S. In this way, the seal structure 125 is devised. However, it is difficult to significantly improve the efficiency of the turbine, and there is a limit.

このため、本発明者らは、上記ガスリークの問題以外にタービンの効率に影響を及ぼす要因について種々検討・試験を実施した結果、タービンインペラ出口１９の排気ガスの乱れが大きいとタービンの効率が低下し、タービンインペラ出口１９の排気ガスの乱れが小さいとタービンの効率が向上することを突き止めた。 For this reason, the present inventors have conducted various examinations and tests on factors affecting the turbine efficiency in addition to the above-described gas leak problem. As a result, if the turbulence of the exhaust gas at the turbine impeller outlet 19 is large, the turbine efficiency decreases. Then, it was found that the efficiency of the turbine is improved when the disturbance of the exhaust gas at the turbine impeller outlet 19 is small.

そして、図１６に示す従来のシール構造１２５のように、シュラウドリング３１の延設部１２３の外周面とタービンハウジング５の内面５ａとの間にシール用ピストンリング１２１を備えた構成では、可変ノズルユニット２７内の圧力Ｐ１に対して隙間Ｓ内の圧力Ｐ２が大きい（すなわち、Ｐ１＜Ｐ２となっている）ために、隙間Ｓの排気ガスが矢印Ａで示すようにベーン軸４１と貫通孔１２４との隙間Ｓ３を通して可変ノズルユニット２７側に流れることになる。 In the configuration in which the sealing piston ring 121 is provided between the outer peripheral surface of the extending portion 123 of the shroud ring 31 and the inner surface 5a of the turbine housing 5 as in the conventional seal structure 125 shown in FIG. Since the pressure P2 in the gap S is larger than the pressure P1 in the unit 27 (that is, P1 <P2), the exhaust gas in the gap S is indicated by the arrow A and the vane shaft 41 and the through hole 124. It flows to the variable nozzle unit 27 side through the gap S3.

ところで、ノズルベーン３７とノズルリング２９及びシュラウドリング３１との間には、ノズルベーン３７を回動可能にするためのクリアランスが予め存在しており、且つこのクリアランスの大きさにはターボチャージャによる個体差を有している。従って、Ｐ１＜Ｐ２の圧力の差により各ノズルベーン３７の各ベーン軸４１はノズルリング２９側へ押されて、各ノズルベーン３７とシュラウドリング３１との間に大きなクリアランスＣが生じていることが判明した。 By the way, a clearance for allowing the nozzle vane 37 to rotate is preliminarily provided between the nozzle vane 37 and the nozzle ring 29 and the shroud ring 31, and the size of this clearance varies depending on the turbocharger. Have. Accordingly, it has been found that each vane shaft 41 of each nozzle vane 37 is pushed toward the nozzle ring 29 due to the pressure difference of P1 <P2, and a large clearance C is generated between each nozzle vane 37 and the shroud ring 31. .

本発明者らは、このように、各ノズルベーン３７とシュラウドリング３１との間に大きなクリアランスＣが生じると、タービンインペラ出口１９の排気ガスの乱れが大きくなり、これによってタービンの効率が低下するという知見を得た。 As described above, the present inventors say that when a large clearance C is generated between each nozzle vane 37 and the shroud ring 31, the turbulence of the exhaust gas at the turbine impeller outlet 19 becomes large, thereby reducing the efficiency of the turbine. Obtained knowledge.

本発明はこのような事情に鑑みてなされたものであって、簡単な構成により、タービンインペラ出口の流体の乱れを低減させてタービンの効率を向上できるようにしたターボチャージャを提供することを目的としている。 The present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide a turbocharger capable of improving the efficiency of the turbine by reducing the turbulence of the fluid at the turbine impeller outlet with a simple configuration. It is said.

本発明は、前記課題を解決するために以下の構成を採用した。
本発明のターボチャージャは、タービンインペラを回転可能に支持する軸受けハウジングと、前記タービンインペラに排気ガスを供給するスクロール流路が形成されたタービンハウジングと、前記スクロール流路内から前記タービンインペラ側に供給される前記排気ガスの圧力を可変とする排気ノズルと、を備える可変容量型のターボチャージャにおいて、前記排気ノズルは、前記タービンハウジング側に設けられる第１の排気導入壁と、該第１の排気導入壁に対向配置される第２の排気導入壁との間に複数のノズルベーンをそれぞれ回動可能に支持しており、前記各ノズルベーンは、前記排気ガスから受ける力を利用して前記第１の排気導入壁側に当該各ノズルベーンを変位させるノズルベーン変位手段を備えることを特徴とする。 The present invention employs the following configuration in order to solve the above problems.
A turbocharger according to the present invention includes a bearing housing that rotatably supports a turbine impeller, a turbine housing in which a scroll passage that supplies exhaust gas to the turbine impeller is formed, and the inside of the scroll passage to the turbine impeller side. In a variable capacity turbocharger comprising an exhaust nozzle that varies the pressure of the supplied exhaust gas, the exhaust nozzle includes a first exhaust introduction wall provided on the turbine housing side, and the first A plurality of nozzle vanes are rotatably supported between a second exhaust introduction wall disposed opposite to the exhaust introduction wall, and each of the nozzle vanes utilizes the force received from the exhaust gas. Nozzle vane displacing means for displacing each nozzle vane is provided on the exhaust introduction wall side.

また、上記ターボチャージャにおいては、前記各ノズルベーンは、前記第１および第２の排気導入壁にそれぞれ軸支される支持軸と、少なくとも前記第１の排気導入壁に対応する第１の支持軸の基端部に設けられる鍔と、を有し、該鍔が前記ノズルベーン変位手段を構成していることが好ましい。 In the turbocharger, each nozzle vane includes a support shaft that is pivotally supported by the first and second exhaust introduction walls, and at least a first support shaft that corresponds to the first exhaust introduction wall. It is preferable that a flange provided at the base end portion and the flange constitute the nozzle vane displacement means.

また、上記ターボチャージャにおいては、前記鍔は、その表面形状がテーパ状に形成されていることが好ましい。 In the turbocharger, it is preferable that the surface shape of the soot is tapered.

また、上記ターボチャージャにおいては、前記鍔が前記第２の排気導入壁に対応する第２の支持軸の基端部にも設けられており、前記第１の排気導入壁に対応する前記鍔が、前記第２の排気導入壁に対応する前記鍔よりも大きく構成されることが好ましい。 In the turbocharger, the soot is also provided at a base end portion of a second support shaft corresponding to the second exhaust introduction wall, and the soot corresponding to the first exhaust introduction wall is provided. It is preferable that the size is larger than the soot corresponding to the second exhaust introduction wall.

また、上記ターボチャージャにおいては、前記各ノズルベーンは、前記第１および第２の排気導入壁にそれぞれ軸支される第１の支持軸及び第２の支持軸を有し、前記ノズルベーン変位手段が、前記第１の支持軸における軸径を第２の支持軸における軸径よりも大きくした構成からなることが好ましい。 Further, in the turbocharger, each nozzle vane has a first support shaft and a second support shaft that are respectively supported by the first and second exhaust introduction walls, and the nozzle vane displacing means includes: It is preferable that the shaft diameter of the first support shaft is larger than the shaft diameter of the second support shaft.

また、上記ターボチャージャにおいては、前記各ノズルベーンは、前記第１および第２の排気導入壁にそれぞれ軸支される支持軸を有し、該支持軸の軸心方向における断面がテーパ形状となっており、該テーパ形状が前記ノズルベーン変位手段を構成することが好ましい。 In the turbocharger, each nozzle vane has a support shaft that is pivotally supported by the first and second exhaust introduction walls, and a cross section in the axial direction of the support shaft is tapered. The taper shape preferably constitutes the nozzle vane displacement means.

本発明のターボチャージャによれば、ノズルベーン変位手段により排気ガスの力を利用してノズルベーンを第１の排気導入壁側に変位させることが可能となる。よって、簡便な構成によりノズルベーンと第１の排気導入壁側とのクリアランスを小さく保持することができ、タービンインペラ出口における流体の乱れを低減することでタービンの効率を向上できる。 According to the turbocharger of the present invention, it is possible to displace the nozzle vane toward the first exhaust introduction wall using the force of the exhaust gas by the nozzle vane displacement means. Therefore, the clearance between the nozzle vane and the first exhaust introduction wall can be kept small with a simple configuration, and the efficiency of the turbine can be improved by reducing fluid disturbance at the turbine impeller outlet.

以下、本発明の実施形態について図面を参照しながら説明する。本実施形態では、可変容量型のターボチャージャについて説明する。なお、図面中、「Ｆ」は前方向を指し、「Ｒ」は後方向を指してある。図１は本実施形態におけるターボチャージャの全体構成を示す図であり、図２は本実施形態のターボチャージャに搭載される可変ノズルユニットの正面図、図３は図２におけるＩ−Ｉ線矢視における可変ノズルユニットの断面図であり、図４は可変ノズルユニットの構成要素であるノズルベーンの斜視構成図であり、図５は可変ノズルユニットの背面図である。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In the present embodiment, a variable capacity turbocharger will be described. In the drawings, “F” indicates the forward direction and “R” indicates the backward direction. FIG. 1 is a diagram showing an overall configuration of a turbocharger according to this embodiment, FIG. 2 is a front view of a variable nozzle unit mounted on the turbocharger according to this embodiment, and FIG. 3 is a view taken along line II in FIG. 4 is a cross-sectional view of the variable nozzle unit, FIG. 4 is a perspective view of a nozzle vane that is a component of the variable nozzle unit, and FIG. 5 is a rear view of the variable nozzle unit.

本実施形態に係るターボチャージャ１は、図１に示されるように、不図示のエンジンから導かれる排気ガスのエネルギを利用して、エンジンに供給される空気を過給するものである。また、ターボチャージャ１は、ベアリングハウジング（軸受けハウジング）３と、このベアリングハウジング３の前側周縁部に設けられるタービンハウジング５と、上記ベアリングハウジング３の後側周縁部に設けられるコンプレッサハウジング７と、を備えている。 As shown in FIG. 1, the turbocharger 1 according to the present embodiment supercharges the air supplied to the engine using the energy of exhaust gas guided from an engine (not shown). The turbocharger 1 includes a bearing housing (bearing housing) 3, a turbine housing 5 provided at the front peripheral edge of the bearing housing 3, and a compressor housing 7 provided at the rear peripheral edge of the bearing housing 3. I have.

ベアリングハウジング３内には、複数のベアリング９が設けられており、複数のベアリング９には、前後方向に延びたタービン軸１１が回転可能に設けられている。また、タービンハウジング５内には、タービンインペラ１３が設けられており、このタービンインペラ１３は、タービン軸１１の一方側の端部に一体的に連結されている。さらに、コンプレッサハウジング７内には、コンプレッサインペラ１５が設けられており、このコンプレッサインペラ１５は、タービン軸１１の他方側の端部に一体的に連結されている。 A plurality of bearings 9 are provided in the bearing housing 3, and a turbine shaft 11 extending in the front-rear direction is rotatably provided on the plurality of bearings 9. A turbine impeller 13 is provided in the turbine housing 5, and the turbine impeller 13 is integrally connected to one end of the turbine shaft 11. Further, a compressor impeller 15 is provided in the compressor housing 7, and the compressor impeller 15 is integrally connected to the other end portion of the turbine shaft 11.

タービンハウジング５における所定の位置には、排気ガスを取り入れるためのガス取入口（図示省略）が形成されており、このガス取入口はエンジンのシリンダ（図示略）に接続されるようになっている。また、タービンハウジング５の内部には、タービンスクロール流路１７がタービンインペラ１３を囲むように形成されており、このタービンスクロール流路１７は、上記ガス取入口に連通されている。 A gas inlet (not shown) for taking in exhaust gas is formed at a predetermined position in the turbine housing 5, and this gas inlet is connected to an engine cylinder (not shown). . A turbine scroll passage 17 is formed inside the turbine housing 5 so as to surround the turbine impeller 13, and the turbine scroll passage 17 communicates with the gas intake port.

さらに、タービンハウジング５の前側（すなわち、タービンインペラ１３の出口側）には、排気ガスを排出するタービンインペラ出口１９が形成されており、このタービンインペラ出口１９は、タービンスクロール流路１７に連通されており、排気ガス浄化装置（図示略）に接続されるようになっている。 Further, a turbine impeller outlet 19 for discharging exhaust gas is formed on the front side of the turbine housing 5 (that is, the outlet side of the turbine impeller 13). The turbine impeller outlet 19 is communicated with the turbine scroll flow path 17. It is connected to an exhaust gas purification device (not shown).

コンプレッサハウジング７の後側（すなわち、コンプレッサインペラ１５の入口側）には、空気を取り入れる空気取入口２１が形成されており、この空気取入口２１はエアクリーナー（図示略）に接続されるようになっている。また、ベアリングハウジング３とコンプレッサハウジング７との間には、圧縮された空気を昇圧する環状のディフューザ流路２３がコンプレッサインペラ１５を囲むように形成されており、このディフューザ流路２３は空気取入口２１に連通している。 An air intake 21 for taking in air is formed on the rear side of the compressor housing 7 (that is, on the inlet side of the compressor impeller 15), and the air intake 21 is connected to an air cleaner (not shown). It has become. An annular diffuser flow path 23 that pressurizes the compressed air is formed between the bearing housing 3 and the compressor housing 7 so as to surround the compressor impeller 15. The diffuser flow path 23 is an air intake port. 21 communicates.

さらに、コンプレッサハウジング７の内部には、コンプレッサスクロール流路２５がコンプレッサインペラ１５を囲むように形成されており、このコンプレッサスクロール流路２５は、ディフューザ流路２３に連通している。そして、コンプレッサハウジング７の適宜位置には、圧縮された空気を排出する空気排出口（図示略）が形成されており、この空気排出口は、コンプレッサスクロール流路２５に連通してあって、エンジンのシリンダに接続可能である。 Further, a compressor scroll passage 25 is formed inside the compressor housing 7 so as to surround the compressor impeller 15, and the compressor scroll passage 25 communicates with the diffuser passage 23. An air discharge port (not shown) for discharging compressed air is formed at an appropriate position of the compressor housing 7, and this air discharge port communicates with the compressor scroll flow path 25, and Can be connected to other cylinders.

したがって、ガス取入口から取り入れられた排気ガスがタービンスクロール流路１７を経由してタービンインペラ１３側へ供給されると、排気ガスのエネルギによってタービンインペラ１３を回転駆動させることができ、コンプレッサインペラ１５がタービン軸１１を介して連動して回転駆動させることができる。 Therefore, when the exhaust gas taken in from the gas intake is supplied to the turbine impeller 13 side via the turbine scroll flow path 17, the turbine impeller 13 can be rotationally driven by the energy of the exhaust gas, and the compressor impeller 15. Can be driven to rotate in conjunction with each other via the turbine shaft 11.

これにより、空気取入口２１から取り入れた空気をコンプレッサインペラ１５で圧縮して、ディフューザ流路２３及びコンプレッサスクロール流路２５を経由して空気排出口（不図示）から排出することができ、エンジンのシリンダへ供給される空気を過給することができる。 Thereby, the air taken in from the air intake 21 can be compressed by the compressor impeller 15 and discharged from the air discharge port (not shown) via the diffuser flow path 23 and the compressor scroll flow path 25. The air supplied to the cylinder can be supercharged.

また、本実施形態に係るターボチャージャ１においては、タービンハウジング５内にタービンインペラ１３側へ供給される排気ガスの圧力（流量及び圧力）を可変する可変ノズルユニット（排気ノズル）２７を備えている。 Further, the turbocharger 1 according to the present embodiment includes a variable nozzle unit (exhaust nozzle) 27 that varies the pressure (flow rate and pressure) of the exhaust gas supplied to the turbine impeller 13 side in the turbine housing 5. .

図１，３に示すように、タービンハウジング５内には、上記可変ノズルユニット２７の構成要素であるノズルリング（第２の排気導入壁）２９がタービンインペラ１３と同心上に設けられている。また、ノズルリング２９に前後に対向する位置には、シュラウドリング（第１の排気導入壁）３１がタービンインペラ１３を囲むように設けられており、シュラウドリング３１はノズルリング２９と同心上に配置されている。 As shown in FIGS. 1 and 3, a nozzle ring (second exhaust introduction wall) 29 that is a component of the variable nozzle unit 27 is provided in the turbine housing 5 concentrically with the turbine impeller 13. A shroud ring (first exhaust introduction wall) 31 is provided at a position facing the nozzle ring 29 in the front-rear direction so as to surround the turbine impeller 13, and the shroud ring 31 is disposed concentrically with the nozzle ring 29. Has been.

また、シュラウドリング３１とタービンハウジング５との間には、タービンハウジング５が熱変形を起すこと、及び組み立て部品に精度上のばらつきを吸収するための隙間Ｓが設けられている。そして、この隙間Ｓを通してタービンスクロール流路１７の排気ガスがタービンインペラ出口１９に無駄に漏出されてしまうのを防止すべく、シュラウドリング３１におけるタービンインペラ出口１９側へ延設された延設部１２３に形成された凹溝１２２に、延設部１２３の外周面と、この延設部１２３に対向するタービンハウジング５の内面５ａとの間を密閉するシール用ピストンリング１２１を配置したシール構造１２５を備えている。 Further, a gap S is provided between the shroud ring 31 and the turbine housing 5 for causing the turbine housing 5 to be thermally deformed and for absorbing accuracy variations in the assembled parts. Then, in order to prevent the exhaust gas of the turbine scroll passage 17 from being leaked to the turbine impeller outlet 19 through this gap S, the extending portion 123 extending toward the turbine impeller outlet 19 side in the shroud ring 31 is provided. A seal structure 125 in which a sealing piston ring 121 that seals between the outer peripheral surface of the extending portion 123 and the inner surface 5a of the turbine housing 5 facing the extending portion 123 is disposed in the recessed groove 122 formed in I have.

図２，４に示すように、ノズルリング２９とシュラウドリング３１との間には、複数の連結ピン３３が設けられている。各連結ピン３３の一端部（後端部）は、ノズルリング２９にそれぞれ一体的に連結され、各連結ピン３３の他端部（前端部）は、シュラウドリング３１にそれぞれ一体的に連結されている。また、各連結ピン３３の一端部は、ノズルリング２９から後方向（一方向）へそれぞれ突出してある。なお、図２においては、３本の連結ピン３３がノズルリング２９（シュラウドリング３１）の周方向に沿って間隔をおいて配置されているが、連結ピン３３の本数は３本に限られるものではない。 As shown in FIGS. 2 and 4, a plurality of connecting pins 33 are provided between the nozzle ring 29 and the shroud ring 31. One end (rear end) of each connecting pin 33 is integrally connected to the nozzle ring 29, and the other end (front end) of each connecting pin 33 is connected to the shroud ring 31 integrally. Yes. Further, one end portion of each connecting pin 33 protrudes rearward (one direction) from the nozzle ring 29. In FIG. 2, the three connecting pins 33 are arranged at intervals along the circumferential direction of the nozzle ring 29 (the shroud ring 31), but the number of connecting pins 33 is limited to three. is not.

ノズルリング２９の後側には、取付リング３５が複数の連結ピン３３（連結ピン３３の一端部）を介して一体的に設けられており、この取付リング３５の外側周縁部は、タービンハウジング５とベアリングハウジング３に挟持されるようになっている（図１参照）。換言すると、ノズルリング２９は、取付リング３５を介してベアリングハウジング３に対して固定され、タービンハウジング５内に設けられる。 A mounting ring 35 is integrally provided on the rear side of the nozzle ring 29 via a plurality of connecting pins 33 (one end portion of the connecting pin 33). And the bearing housing 3 (see FIG. 1). In other words, the nozzle ring 29 is fixed to the bearing housing 3 via the mounting ring 35 and is provided in the turbine housing 5.

ノズルリング２９とシュラウドリング３１の間には、複数のノズルベーン３７が周方向に沿って等間隔に設けられており、各ノズルベーン３７は、ノズルリング２９の軸心（すなわち、シュラウドリング３１の軸心又はタービン軸１１の軸心）に平行な軸心周りにそれぞれ回動可能とされる。また、各ノズルベーン３７の一端面（前端面）には、第１のベーン軸（支持軸）４１が形成されており、各第１のベーン軸４１はシュラウドリング３１に形成された第１の支持穴３１ａに回動可能にそれぞれ支持されている。さらに、各ノズルベーン３７の他端面（後端面）には、第２のベーン軸（支持軸）３９がそれぞれ形成されており、各第２のベーン軸３９は、ノズルリング２９に形成された第２の支持穴２９ａに回動可能に支持されている。 A plurality of nozzle vanes 37 are provided at equal intervals along the circumferential direction between the nozzle ring 29 and the shroud ring 31, and each nozzle vane 37 has an axis of the nozzle ring 29 (that is, an axis of the shroud ring 31). Alternatively, it can be rotated around an axis parallel to the axis of the turbine shaft 11. In addition, a first vane shaft (support shaft) 41 is formed on one end surface (front end surface) of each nozzle vane 37, and each first vane shaft 41 is a first support formed on the shroud ring 31. Each of the holes 31a is rotatably supported. Further, a second vane shaft (support shaft) 39 is formed on the other end surface (rear end surface) of each nozzle vane 37, and each second vane shaft 39 is a second ring formed on the nozzle ring 29. The support hole 29a is rotatably supported.

上記第２の支持穴２９ａはノズルリング２９を貫通した状態に形成されている。一方、上記第１の支持穴３１ａはシュラウドリング３１を非貫通状態に形成されている。すなわち、上記各第１のベーン軸４１は、シュラウドリング３１に埋没された状態に設けられている。 The second support hole 29 a is formed so as to penetrate the nozzle ring 29. On the other hand, the first support hole 31 a is formed so as not to penetrate the shroud ring 31. That is, each of the first vane shafts 41 is provided in a state of being buried in the shroud ring 31.

上記第１のベーン軸３９及び第２のベーン軸４１の基端部には鍔３６が設けられている。具体的には、図４に示されるように、第２のベーン軸３９の基端部には第２の鍔３６ａが設けられており、第１のベーン軸４１の基端部には第１の鍔３６ｂが設けられている。これら鍔３６ａ，３６ｂは、後述するように、排気ガスから受ける力を利用してシュラウドリング３１側に各ノズルベーン３７を変位させるノズルベーン変位手段として機能するものである。 A flange 36 is provided at the base end portion of the first vane shaft 39 and the second vane shaft 41. Specifically, as shown in FIG. 4, a second flange 36 a is provided at the base end portion of the second vane shaft 39, and the first end portion of the first vane shaft 41 is at the first end. No. 36b is provided. These rods 36a and 36b function as nozzle vane displacement means for displacing each nozzle vane 37 toward the shroud ring 31 by using a force received from exhaust gas, as will be described later.

図３に示されるように、第１及び第２の鍔３６ｂ，３６ａは、上記第１の支持穴３１ａ及び第２の支持穴２９ａを覆うように形成されている。本実施形態においては、シュラウドリング３１側に対応する第１の鍔３６ｂは、ノズルリング２９に対応する第２の鍔３６ａよりも外形が大きく構成されている。 As shown in FIG. 3, the first and second flanges 36b, 36a are formed so as to cover the first support hole 31a and the second support hole 29a. In the present embodiment, the outer shape of the first flange 36 b corresponding to the shroud ring 31 is larger than that of the second flange 36 a corresponding to the nozzle ring 29.

また、図３，５に示すように、ノズルリング２９の後側には、複数のノズルベーン３７の回動動作を同期させる同期機構４３が設けられている。
具体的には、ノズルリング２９の後側には、ガイドリング４５が複数の連結ピン３３を介して設けられており、このガイドリング４５には、可動リング４７が回動可能に設けられている。また、可動リング４７は、ノズルリング２９と同心上に位置してあって、可動リング４７の内側には、ノズルベーン３７と同数の同期用係合凹部４９が周方向に沿って等間隔に形成されている。そして、各第２のベーン軸３９には、同期用伝達リンク５１の基端部が一体的にそれぞれ連結されており、各同期用伝達リンク５１の先端部は、対応する同期用係合凹部４９にそれぞれ係合してある。 As shown in FIGS. 3 and 5, a synchronization mechanism 43 that synchronizes the rotation operations of the plurality of nozzle vanes 37 is provided on the rear side of the nozzle ring 29.
Specifically, a guide ring 45 is provided on the rear side of the nozzle ring 29 via a plurality of connecting pins 33, and a movable ring 47 is rotatably provided on the guide ring 45. . The movable ring 47 is located concentrically with the nozzle ring 29, and the same number of synchronization engaging recesses 49 as the nozzle vanes 37 are formed at equal intervals along the circumferential direction inside the movable ring 47. ing. Each second vane shaft 39 is integrally connected to a base end portion of the synchronization transmission link 51, and a distal end portion of each synchronization transmission link 51 is a corresponding synchronization engagement recess 49. Are engaged with each other.

可動リング４７の内側には、複数の同期用係合凹部４９の他に、駆動用係合凹部５３が形成されている。また、図１に示したように、ベアリングハウジング３の前側下部には、ノズルリング２９の軸心に平行な軸心周りに回動可能な駆動軸５５が設けられており、この駆動軸５５の一端部（後端部）には、駆動レバー５７の基端部が一体的に連結され、この駆動レバー５７には、シリンダ等のアクチュエータ（図示省略）が連動連結されている。そして、駆動軸５５の他端部（前端部）には、駆動用伝達リンク５９の基端部が一体的に連結され、駆動用伝達リンク５９の先端部は、上記駆動用係合凹部５３に係合されるようになっている。 In addition to the plurality of synchronization engagement recesses 49, a drive engagement recess 53 is formed inside the movable ring 47. Further, as shown in FIG. 1, a drive shaft 55 that is rotatable around an axis parallel to the axis of the nozzle ring 29 is provided at the lower front side of the bearing housing 3. A base end portion of the drive lever 57 is integrally connected to one end portion (rear end portion), and an actuator (not shown) such as a cylinder is interlocked and connected to the drive lever 57. The other end portion (front end portion) of the drive shaft 55 is integrally connected to the base end portion of the drive transmission link 59, and the distal end portion of the drive transmission link 59 is connected to the drive engagement recess 53. It is designed to be engaged.

可変ノズルユニット２７は、エンジン回転数が高速域にある場合には、アクチュエータの駆動によって駆動レバー５７を介して駆動用伝達リンク５９を一方向へ回動させることにより、同期機構４３を作動させつつ、複数のノズルベーン３７を開く方向へ同期して回動させる。これにより、タービンインペラ１３側へ供給される排気ガスの流量を多くすることで排気ガスの圧力を低くする。 When the engine speed is in a high speed range, the variable nozzle unit 27 operates the synchronization mechanism 43 by rotating the drive transmission link 59 in one direction via the drive lever 57 by driving the actuator. The plurality of nozzle vanes 37 are rotated in synchronization with the opening direction. Accordingly, the pressure of the exhaust gas is lowered by increasing the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbine impeller 13 side.

一方、エンジン回転数が低速域にある場合には、アクチュエータの駆動によって駆動レバー５７を介して駆動用伝達リンク５９を他方向へ回動させることにより、同期機構４３を作動させつつ、複数のノズルベーン３７を絞る方向へ同期して回動させる。これにより、タービンインペラ１３側へ供給される排気ガスの流量を少なくして、排気ガスの圧力を高くする。よって、エンジン回転数の低速域においても、タービンインペラ１３の仕事量を十分に確保して高効率を発揮することができる。 On the other hand, when the engine speed is in the low speed range, the drive mechanism 57 rotates the drive transmission link 59 in the other direction via the drive lever 57 by driving the actuator, thereby operating the synchronization mechanism 43 and the plurality of nozzle vanes. 37 is rotated synchronously in the direction of squeezing. Thereby, the flow rate of the exhaust gas supplied to the turbine impeller 13 side is decreased, and the pressure of the exhaust gas is increased. Therefore, even in a low speed region of the engine speed, a sufficient amount of work of the turbine impeller 13 can be secured and high efficiency can be exhibited.

ところで、本実施形態に係るターボチャージャ１は、各ノズルベーン３７におけるベーン軸４１，３９の基端部の大きさが異なった状態、具体的にはシュラウドリング３１側の第１の鍔３６ｂがノズルリング２９側の第２の鍔３６ａよりも外形が大きく構成されている。この構成によれば、可変ノズルユニット２７の動作時において排気ガスに曝される表面積が第１の鍔３６ｂの方が大きくなるため、排気ガスから受ける力が第２の鍔３６ａに比べて第１の鍔３６ｂの方が強くなり、各ノズルベーン３７には第１のベーン軸４１を第１の支持穴３１ａに押し込む力が働く。 By the way, in the turbocharger 1 according to the present embodiment, the sizes of the base end portions of the vane shafts 41 and 39 in each nozzle vane 37 are different, specifically, the first rod 36b on the shroud ring 31 side is the nozzle ring. The outer shape is larger than the second flange 36a on the 29th side. According to this configuration, the surface area exposed to the exhaust gas during the operation of the variable nozzle unit 27 is larger in the first rod 36b, so that the force received from the exhaust gas is higher than that in the second rod 36a. The flange 36b is stronger, and each nozzle vane 37 has a force to push the first vane shaft 41 into the first support hole 31a.

よって、これら第１、第２の鍔３６ｂ，３６ａの働きにより、各ノズルベーン３７は、シュラウドリング３１側（第１の鍔３６ｂ側）に変位された位置に保持されるようになる（図３中、矢印で示される方向に変位する）。このように、上記第１、第２の鍔３６ｂ，３６ａは、排気ガスから受ける力を利用してシュラウドリング３１側に各ノズルベーン３７を変位させるノズルベーン変位手段として良好に機能する。
したがって、本実施形態に係るターボチャージャ１によれば、各ノズルベーン３７とシュラウドリング３１との間のクリアランスを極めて小さなものとすることができる。 Accordingly, the nozzle vanes 37 are held at the positions displaced toward the shroud ring 31 (the first flange 36b) by the action of the first and second flanges 36b and 36a (in FIG. 3). , Displaced in the direction indicated by the arrow). Thus, the first and second rods 36b, 36a function well as nozzle vane displacement means for displacing each nozzle vane 37 toward the shroud ring 31 using the force received from the exhaust gas.
Therefore, according to the turbocharger 1 according to the present embodiment, the clearance between each nozzle vane 37 and the shroud ring 31 can be made extremely small.

本発明者らは、従来のターボチャージャ（従来品）と、本実施形態に係るターボチャージャ１（本発明品）において、図６に示すようにタービンインペラ１３の上流側と下流側との圧力の比が略同一となるようにした条件において、タービンインペラ出口１９における径方向位置での排気ガスの速度分布を数値解析により求め、その結果を図７に示した。 In the conventional turbocharger (conventional product) and the turbocharger 1 (invention product) according to the present embodiment, the inventors of the present invention have the pressure of the upstream side and the downstream side of the turbine impeller 13 as shown in FIG. Under the conditions where the ratios were substantially the same, the exhaust gas velocity distribution at the radial position at the turbine impeller outlet 19 was determined by numerical analysis, and the results are shown in FIG.

図７から明らかなように、本発明のターボチャージャ１では、従来のターボチャージャに比して半径方向における流速分布の偏差が少なく流速分布は半径方向に平坦化している。
このことは、本発明のターボチャージャ１は従来のターボチャージャに比して、タービンインペラ出口１９における排気ガスの乱れが小さいことを意味している。 As is apparent from FIG. 7, in the turbocharger 1 of the present invention, the deviation of the flow velocity distribution in the radial direction is small as compared with the conventional turbocharger, and the flow velocity distribution is flattened in the radial direction.
This means that the turbocharger 1 of the present invention has less turbulence in the exhaust gas at the turbine impeller outlet 19 than the conventional turbocharger.

さらに、本発明のターボチャージャ１と従来のターボチャージャにおいて、タービンの効率を数値解析して比較したところ、図８に示すように、本発明のターボチャージャ１によれば従来のターボチャージャに対してタービンの効率が約１０％向上することが判明した。 Further, when the turbocharger 1 of the present invention and the conventional turbocharger are numerically analyzed and compared, as shown in FIG. 8, according to the turbocharger 1 of the present invention, the conventional turbocharger is compared with the conventional turbocharger. It has been found that the efficiency of the turbine is improved by about 10%.

また、本発明者らは、従来のターボチャージャ（従来品）と、本実施形態に係るターボチャージャ１（本発明品）において、それぞれ図６のように圧力比がほぼ同一になるようにした図９の条件において、３つの異なる回転数ａ，ｂ，ｃについて、タービンの効率を実測によって求め、その結果を図１０に示した。上記実測による場合も、前記数値解析による場合の結果と同様に、本実施形態に係るターボチャージャ１の方が従来のターボチャージャに対してタービンの効率が約１０％向上する結果が得られた。 Further, the present inventors have shown that the pressure ratios of the conventional turbocharger (conventional product) and the turbocharger 1 according to the present embodiment (the present invention product) are almost the same as shown in FIG. Under the conditions of 9, the turbine efficiency was determined by actual measurement for three different rotational speeds a, b, and c, and the results are shown in FIG. Also in the case of the above actual measurement, as in the case of the result of the numerical analysis, the turbocharger 1 according to this embodiment has a result that the turbine efficiency is improved by about 10% over the conventional turbocharger.

タービンスクロール流路１７からの排気ガスは、可変ノズルユニット２７のノズルベーン３７間を通ってタービンインペラ４に導かれるが、この時の排気ガスの流れは３次元的で複雑な流れであるため、タービンインペラ出口１９での排気ガスの乱れの要因を探ることは非常に困難である。 The exhaust gas from the turbine scroll passage 17 is guided to the turbine impeller 4 through the nozzle vanes 37 of the variable nozzle unit 27. Since the exhaust gas flow at this time is a three-dimensional and complicated flow, It is very difficult to find the cause of the turbulence of the exhaust gas at the impeller outlet 19.

しかし、上述のように、ノズルベーン変位手段（第１、第２の鍔３６ｂ，３６ａ）の働きにより、ノズルベーン３７をシュラウドリング３１側へ変位させることで各ノズルベーン３７とシュラウドリング３１との間のクリアランスを極小にすることができる。
すると、タービンインペラ出口１９における径方向位置での排気ガスの速度分布が平坦化されてタービンインペラ出口１９での排気ガスの乱れが減少し、これによってタービンの効率が向上したと考えることができることから、上記各ノズルベーン３７とシュラウドリング３１との間のクリアランスがタービンインペラ出口１９での排気ガスの乱れに影響を及ぼし、タービンの効率に影響を与える要因の１つであることが判明した。なお、本発明の形態では、各ノズルベーン３７とノズルリング２９との間のクリアランスは、所定量だけ増える（すなわち、ノズルベーン３７とシュラウドリング３１との間におけるクリアランスが減少した分だけ増える）が、そのような場合でも、ノズルベーン３７とノズルリング２９との間のクリアランスはタービンインペラ出口１９での排気ガスの乱れ、さらにはタービン効率に対して殆ど影響を及ぼさないことが判明した。 However, as described above, the clearance between each nozzle vane 37 and the shroud ring 31 by displacing the nozzle vane 37 toward the shroud ring 31 by the action of the nozzle vane displacement means (first and second rods 36b, 36a). Can be minimized.
Then, it can be considered that the exhaust gas velocity distribution at the radial position at the turbine impeller outlet 19 is flattened and the disturbance of the exhaust gas at the turbine impeller outlet 19 is reduced, thereby improving the efficiency of the turbine. It has been found that the clearance between the nozzle vanes 37 and the shroud ring 31 affects the exhaust gas turbulence at the turbine impeller outlet 19 and is one of the factors affecting the efficiency of the turbine. In the embodiment of the present invention, the clearance between each nozzle vane 37 and the nozzle ring 29 is increased by a predetermined amount (that is, the clearance between the nozzle vane 37 and the shroud ring 31 is increased). Even in such a case, it has been found that the clearance between the nozzle vane 37 and the nozzle ring 29 has little influence on the turbulence of the exhaust gas at the turbine impeller outlet 19 and further on the turbine efficiency.

したがって、本発明では、上述したように、各ノズルベーン３７におけるベーン軸４１，３９の基端部に設けられる鍔３６の大きさを異ならせるといった簡便な構成からなるノズルベーン変位手段により、各ノズルベーン３７とシュラウドリング３１との間のクリアランスを極小に保持し、これによってタービンインペラ出口１９における流体の乱れを低減してタービンの効率を大幅に向上することができた。 Therefore, in the present invention, as described above, each nozzle vane 37 and each nozzle vane 37 are arranged by the nozzle vane displacing means having a simple configuration in which the sizes of the flanges 36 provided at the base ends of the vane shafts 41 and 39 in each nozzle vane 37 are different. The clearance between the shroud ring 31 and the shroud ring 31 can be kept to a minimum, thereby reducing the fluid turbulence at the turbine impeller outlet 19 and greatly improving the efficiency of the turbine.

（変形例）
続いて、上記実施形態に係るターボチャージャ１の変形例に係る構成について図面を参照にしながら説明する。
上記実施形態では、各ノズルベーン３７における第１、第２のベーン軸４１，３９の基端部のそれぞれに鍔３６を設ける構成としたが、本発明においては図１１に示されるように、シュラウドリング３１側に対応する第１のベーン軸４１の基端部側のみに鍔３６（すなわち、上記実施形態における第１の鍔３６ｂに相当）を設けることでノズルベーン変位手段を構成してもよい。なお、図１１及び以下で説明する変形例に係る構成を示す図１２乃至１４においては、簡単のため、可変ノズルユニット２７のうち、一つのノズルベーンの周辺構造のみを図示する。 (Modification)
Next, a configuration according to a modification of the turbocharger 1 according to the above embodiment will be described with reference to the drawings.
In the above embodiment, the flange 36 is provided at each of the base end portions of the first and second vane shafts 41 and 39 in each nozzle vane 37. However, in the present invention, as shown in FIG. The nozzle vane displacing means may be configured by providing a flange 36 (that is, corresponding to the first flange 36b in the above embodiment) only on the base end side of the first vane shaft 41 corresponding to the 31 side. 11 and FIGS. 12 to 14 showing configurations according to modified examples described below, only the peripheral structure of one nozzle vane of the variable nozzle unit 27 is illustrated for simplicity.

この構成によれば、可変ノズルユニット２７の動作時に、鍔３６が設けられた第１のベーン軸４１に作用する排気ガスの力を、鍔３６が設けられない第２のベーン軸３９に比べて強めることができ、各ノズルベーン３７に連結される第１のベーン軸４１を第１の支持穴３１ａに押し込ませる力を生じさせることができる。 According to this configuration, when the variable nozzle unit 27 operates, the force of the exhaust gas acting on the first vane shaft 41 provided with the flange 36 is larger than that of the second vane shaft 39 where the flange 36 is not provided. It is possible to strengthen the first vane shaft 41 connected to each nozzle vane 37 and to generate a force that pushes the first vane shaft 41 into the first support hole 31a.

よって、各ノズルベーン３７をシュラウドリング３１側に変位させることができる。したがって、本構成に係るターボチャージャにおいても、上記実施形態に係る構成と同様、各ノズルベーン３７とシュラウドリング３１との間のクリアランスを極小に保持し、これによってタービンインペラ出口１９における流体の乱れを低減してタービンの効率を向上できる。 Therefore, each nozzle vane 37 can be displaced to the shroud ring 31 side. Therefore, also in the turbocharger according to this configuration, the clearance between each nozzle vane 37 and the shroud ring 31 is kept to a minimum as in the configuration according to the above-described embodiment, thereby reducing fluid turbulence at the turbine impeller outlet 19. Thus, the efficiency of the turbine can be improved.

また、上記実施形態では、各ノズルベーン３７における第１、第２のベーン軸４１，３９の基端部のそれぞれに鍔３６を設けることでノズルベーン変位手段を構成としたが、本発明においては、第１、第２のベーン軸４１，３９の軸径を異ならせることでノズルベーン変位手段を構成することもできる。 In the above embodiment, the nozzle vane displacement means is configured by providing the flange 36 at each of the proximal end portions of the first and second vane shafts 41 and 39 in each nozzle vane 37. In the present invention, The nozzle vane displacement means can also be configured by making the shaft diameters of the first and second vane shafts 41 and 39 different.

具体的には、図１２（ａ）に示されるように、シュラウドリング３１側に支持される第１のベーン軸４１の軸径が、ノズルリング２９側に支持される第２のベーン軸３９の軸径に比べて大きく構成される。なお、図１２（ｂ）は、図１２（ａ）におけるＡ−Ａ線矢視による側断面図を示すものである。 Specifically, as shown in FIG. 12A, the shaft diameter of the first vane shaft 41 supported on the shroud ring 31 side is equal to that of the second vane shaft 39 supported on the nozzle ring 29 side. Larger than the shaft diameter. In addition, FIG.12 (b) shows the sectional side view by the AA arrow line in Fig.12 (a).

この構成によれば、図１２（ｂ）に示されるように、可変ノズルユニット２７の動作時において排気ガスに曝される表面積が第２のベーン軸３９に比べ、軸径の大きい第１のベーン軸４１の方が大きくなるため、第１のベーン軸４１が排気ガスから受ける力を相対的に強めることができ、各ノズルベーン３７に連結される第１のベーン軸４１を第１の支持穴３１ａに押し込ませるような力を生じさせることができる。 According to this configuration, as shown in FIG. 12B, the first vane having a larger surface diameter than the second vane shaft 39 has a surface area exposed to the exhaust gas when the variable nozzle unit 27 is operated. Since the shaft 41 is larger, the force received by the first vane shaft 41 from the exhaust gas can be relatively strengthened, and the first vane shaft 41 connected to each nozzle vane 37 is connected to the first support hole 31a. It is possible to generate a force that pushes into the.

また、図１３（ａ）に示されるように、各ノズルベーン３７の第１、第２のベーン軸４１，３９の軸心方向における断面をテーパ形状に構成し、このテーパ形状によりノズルベーン変位手段を構成することもできる。なお、図１３（ａ）は、図１３（ｂ）におけるＢ−Ｂ線矢視による側断面図である。このようなテーパ形状は、排気ガスの流れにより各ノズルベーン３７をシュラウドリング３１側に変位させる力を生じさせるものとなっている。なお、上記テーパの度合いを調整することにより、各ノズルベーン３７をシュラウドリング３１側に押し付ける力の制御が可能となる。 Further, as shown in FIG. 13A, the cross section in the axial direction of the first and second vane shafts 41 and 39 of each nozzle vane 37 is formed in a tapered shape, and the nozzle vane displacement means is configured by this tapered shape. You can also In addition, Fig.13 (a) is a sectional side view by the BB line arrow in FIG.13 (b). Such a tapered shape generates a force for displacing each nozzle vane 37 toward the shroud ring 31 by the flow of exhaust gas. It should be noted that by adjusting the degree of taper, the force for pressing each nozzle vane 37 against the shroud ring 31 can be controlled.

この構成によれば、可変ノズルユニット２７の動作時に、各ノズルベーン３７の表面形状が排気ガスから力を受けることによって、各ノズルベーン３７に連結される第１のベーン軸４１を第１の支持穴３１ａに押し込ませる力を生じさせることができる。よって、各ノズルベーン３７をシュラウドリング３１側に変位させることができる。したがって、本構成に係るターボチャージャにおいても、上記実施形態に係る構成同様、各ノズルベーン３７とシュラウドリング３１との間のクリアランスを極小に保持し、これによってタービンインペラ出口１９における流体の乱れを低減してタービンの効率を大幅に向上できる。 According to this configuration, when the variable nozzle unit 27 is operated, the surface shape of each nozzle vane 37 receives a force from the exhaust gas, whereby the first vane shaft 41 connected to each nozzle vane 37 is connected to the first support hole 31a. It is possible to generate a force to be pushed into the. Therefore, each nozzle vane 37 can be displaced to the shroud ring 31 side. Therefore, also in the turbocharger according to this configuration, the clearance between each nozzle vane 37 and the shroud ring 31 is kept to a minimum as in the configuration according to the above-described embodiment, thereby reducing the fluid turbulence at the turbine impeller outlet 19. The turbine efficiency can be greatly improved.

また、図１１に示される構成の変形例として、図１４に示したように、鍔３６の表面形状を排気ガスの流れを規制することでノズルベーン３７をシュラウドリング３１側に変位させる力を生じさせるテーパ状とすることもできる。 As a modification of the configuration shown in FIG. 11, as shown in FIG. 14, the force of displacing the nozzle vane 37 toward the shroud ring 31 is generated by restricting the flow of the exhaust gas on the surface shape of the rod 36. It can also be tapered.

この構成によれば、可変ノズルユニット２７の動作時に、鍔３６の表面形状がなすテーパ部により図１１に示した構成に比べて第１のベーン軸４１を押し込む力をより良好に生じさせることが可能となる。なお、上記テーパの度合いを調整することにより、各ノズルベーン３７をシュラウドリング３１側に押し付け力の制御が可能となる。 According to this configuration, during the operation of the variable nozzle unit 27, the taper portion formed by the surface shape of the flange 36 can generate a force for pushing the first vane shaft 41 better than the configuration shown in FIG. It becomes possible. In addition, by adjusting the degree of taper, it is possible to control the pressing force of each nozzle vane 37 against the shroud ring 31 side.

なお、本発明は上記形態及び変形例にのみ限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々の変更を加え得ることは勿論である。 In addition, this invention is not limited only to the said form and modification, Of course, a various change can be added in the range which does not deviate from the summary of this invention.

ターボチャージャの全体構成を示す図である。It is a figure which shows the whole structure of a turbocharger. ターボチャージャに搭載される可変ノズルユニットの正面図である。It is a front view of the variable nozzle unit mounted in a turbocharger. 図２におけるＩ−Ｉ線矢視における可変ノズルユニットの断面図である。It is sectional drawing of the variable nozzle unit in the II arrow in FIG. ノズルベーンの斜視構成図である。It is a perspective view of a nozzle vane. 可変ノズルユニットの背面図である。It is a rear view of a variable nozzle unit. 従来のターボチャージャ及び本発明のターボチャージャを数値解析により比較するためにタービンインペラの上流側と下流側との圧力比を略同一とした状態を示す線図である。FIG. 6 is a diagram showing a state in which the pressure ratio between the upstream side and the downstream side of the turbine impeller is substantially the same in order to compare the conventional turbocharger and the turbocharger of the present invention by numerical analysis. 従来のターボチャージャ及び本発明のターボチャージャにおけるタービンインペラ出口での径方向位置における排気ガスの速度分布の数値解析の結果を比較して示した線図である。It is the diagram which compared and showed the result of the numerical analysis of the velocity distribution of the exhaust gas in the radial direction position in the turbine impeller exit in the conventional turbocharger and the turbocharger of this invention. 従来のターボチャージャ及び本発明のターポチャージャにおけるタービンの効率の数値解析の結果を比較して示した線図である。It is the diagram which compared and showed the result of the numerical analysis of the efficiency of the turbine in the conventional turbocharger and the turbocharger of this invention. 従来のターボチャージャ及び本発明のターボチャージャを実測により比較するためにタービンインペラの上流側と下流側との圧力比を略同一とした状態を示す線図である。FIG. 6 is a diagram showing a state in which the pressure ratio between the upstream side and the downstream side of the turbine impeller is substantially the same in order to compare the conventional turbocharger and the turbocharger of the present invention by actual measurement. 従来のターボチャージャと本発明のターボチャージャにおけるタービンの効率の実測の結果を比較して示した線図である。It is the diagram which compared and showed the result of the measurement of the efficiency of the turbine in the conventional turbocharger and the turbocharger of this invention. ターボチャージャの変形例に係る構成を示す図である。It is a figure which shows the structure which concerns on the modification of a turbocharger. ターボチャージャの変形例に係る構成を示す図である。It is a figure which shows the structure which concerns on the modification of a turbocharger. ターボチャージャの変形例に係る構成を示す図である。It is a figure which shows the structure which concerns on the modification of a turbocharger. ターボチャージャの変形例に係る構成を示す図である。It is a figure which shows the structure which concerns on the modification of a turbocharger. 従来のターボチャージャの一例を示す切断側面図である。It is a cut side view which shows an example of the conventional turbocharger. 図１５のノズル部近傍の切断側面図である。It is a cutting | disconnection side view of the nozzle part vicinity of FIG.

Explanation of symbols

１…ターボチャージャ、３…ベアリングハウジング（軸受けハウジング）、４…タービンインペラ、５…タービンハウジング、１３…タービンインペラ、１７…タービンスクロール流路（スクロール流路）、２７…可変ノズルユニット（排気ノズル）、２９…ノズルリング（第２の排気導入壁）、３１…シュラウドリング（第１の排気導入壁）、３１ａ…第２の支持穴、３６…鍔（ノズルベーン変位手段）、３６ａ…第２の鍔（ノズルベーン変位手段）、３６ｂ…第１の鍔（ノズルベーン変位手段）、３７…ノズルベーン、３９…第２のベーン軸（支持軸）、４１…第１のベーン軸（支持軸） DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Turbocharger, 3 ... Bearing housing (bearing housing), 4 ... Turbine impeller, 5 ... Turbine housing, 13 ... Turbine impeller, 17 ... Turbine scroll flow path (scroll flow path), 27 ... Variable nozzle unit (exhaust nozzle) , 29 ... Nozzle ring (second exhaust introduction wall), 31 ... Shroud ring (first exhaust introduction wall), 31a ... Second support hole, 36 ... 鍔 (nozzle vane displacement means), 36a ... Second… (Nozzle vane displacement means), 36b ... first rod (nozzle vane displacement means), 37 ... nozzle vane, 39 ... second vane shaft (support shaft), 41 ... first vane shaft (support shaft)

Claims

A bearing housing that rotatably supports the turbine impeller, a turbine housing in which a scroll passage for supplying exhaust gas to the turbine impeller is formed, and the exhaust gas supplied from the scroll passage to the turbine impeller side. In a variable capacity turbocharger comprising an exhaust nozzle that makes the pressure variable,
The exhaust nozzle is capable of rotating a plurality of nozzle vanes between a first exhaust introduction wall provided on the turbine housing side and a second exhaust introduction wall disposed opposite to the first exhaust introduction wall. And support
Each of the nozzle vanes is provided with nozzle vane displacing means for displacing each nozzle vane on the first exhaust introduction wall side by using a force received from the exhaust gas.

Each of the nozzle vanes includes a support shaft that is pivotally supported by the first and second exhaust introduction walls, and a flange that is provided at a base end portion of the first support shaft corresponding to at least the first exhaust introduction wall. The turbocharger according to claim 1, wherein the rod constitutes the nozzle vane displacement means.

The turbocharger according to claim 2, wherein the surface shape of the rod is formed in a tapered shape.

The soot is also provided at the proximal end portion of the second support shaft corresponding to the second exhaust introduction wall, and the soot corresponding to the first exhaust introduction wall is the second exhaust introduction wall. The turbocharger according to claim 2, wherein the turbocharger is configured to be larger than the soot corresponding to.

Each nozzle vane has a first support shaft and a second support shaft that are respectively supported by the first and second exhaust introduction walls, and the nozzle vane displacing means is a shaft of the first support shaft. 2. The turbocharger according to claim 1, wherein the turbocharger is configured to have a diameter larger than a shaft diameter of the second support shaft.

Each of the nozzle vanes has a support shaft that is pivotally supported by the first and second exhaust introduction walls, and a cross section in the axial direction of the support shaft has a tapered shape, and the tapered shape is the nozzle vane. 2. The turbocharger according to claim 1, wherein said turbocharger constitutes a displacement means.