JP2013245663A - 過給機 - Google Patents

Abstract

【課題】コンプレッサインペラ側よりもタービンインペラ側の軸受面により多くの潤滑油を供給して軸受性能を向上する。
【解決手段】過給機は、過給機本体と、過給機本体内に回転自在に収容され、一端にタービンインペラが設けられるとともに他端にコンプレッサインペラが設けられたタービン軸７と、タービン軸を回転自在に軸支する複数の軸受部２８、２９と、を備え、タービン軸のうち、タービンインペラ側に設けられた軸受部２８に軸支される部位７ａの外径Ｄ_１は、コンプレッサインペラ側に設けられた軸受部２９に軸支される部位７ｂの外径Ｄ_２よりも大きい。
【選択図】図３

Description

本発明は、ラジアル荷重を受ける軸受を備える過給機に関する。

従来、一端にタービンインペラが設けられ他端にコンプレッサインペラが設けられたタービン軸が、ベアリングハウジングに回転自在に保持された過給機が知られている。こうした過給機をエンジンに接続し、エンジンから排出される排気ガスによってタービンインペラを回転させるとともに、このタービンインペラの回転によって、タービン軸を介してコンプレッサインペラを回転させる。こうして、過給機は、コンプレッサインペラの回転に伴い空気を圧縮してエンジンに過給する。

例えば、特許文献１に記載の過給機では、ベアリングハウジング内に、ラジアル荷重とスラスト荷重を受け、タービン軸を軸支するフローティングメタルが設けられている。このようなフローティングメタルには、ベアリングハウジングに対して回転自在に配されるフルフローティングメタルと、ピンによってベアリングハウジングに取り付けられ、回転方向の移動が規制されるセミフローティングメタルがある。

特開２００６−２９１４８号公報

タービンインペラには高温の排気ガスが導かれることから、上記のフローティングメタルは、タービンインペラ側に配された軸受面の方が、コンプレッサインペラ側に配された軸受面よりも高温になる。また、タービン軸に固定されるインペラなどの重量は、コンプレッサインペラ側よりもタービンインペラ側の方が重いため、タービンインペラ側の方が、コンプレッサインペラ側よりも、荷重負荷が大きい。そのため、潤滑油は、コンプレッサインペラ側よりもタービンインペラ側に多く供給することが望ましい。

そこで、タービン軸と軸受面を形成するフローティングメタルの内周面との隙間を、タービンインペラ側の方が、コンプレッサインペラ側よりも大きくすることが考えられる。この場合、タービンインペラ側の軸受面に、より多くの潤滑油を供給することはできるが、隙間を大きくすると、タービン軸のガタつきが大きくなって、却って軸受性能を低下させかねない。

本発明の目的は、コンプレッサインペラ側よりもタービンインペラ側の軸受面により多くの潤滑油を供給して軸受性能を向上することが可能となる過給機を提供することである。

上記課題を解決するために、本発明の過給機は、過給機本体と、前記過給機本体内に回転自在に収容され、一端にタービンインペラが設けられるとともに他端にコンプレッサインペラが設けられたタービン軸と、前記タービン軸を回転自在に軸支する複数の軸受部と、を備え、前記タービン軸のうち、前記タービンインペラ側に設けられた前記軸受部に軸支される部位の外径は、前記コンプレッサインペラ側に設けられた前記軸受部に軸支される部位の外径よりも大きいことを特徴とする。

前記タービンインペラ側に設けられた前記軸受部は、前記コンプレッサインペラ側に設けられた前記軸受部よりも、前記タービン軸の軸方向の長さが短くてもよい。

前記過給機本体内に設けられ、前記タービン軸が挿通される挿通孔を有する円環状のセミフローティングメタルを備え、前記セミフローティングメタルは、内周面と外周面とを連通して潤滑油を内部に導く油路を有し、当該油路よりも前記タービンインペラ側に設けられた前記軸受部、および、前記コンプレッサインペラ側に設けられた前記軸受部を備えていてもよい。

前記タービン軸は、前記タービンインペラ側に設けられた前記軸受部および前記コンプレッサインペラ側に設けられた前記軸受部の間に位置する部位の外径が、前記両軸受部に軸支される部位の外径よりも小さくてもよい。

本発明によれば、コンプレッサインペラ側よりもタービンインペラ側の軸受面により多くの潤滑油を供給して軸受性能を向上することが可能となる。

過給機の概略断面図である。 図１のベアリングハウジング内部の部分拡大図である。 タービン軸および軸受の形状を説明するための説明図である。

以下に添付図面を参照しながら、本発明の好適な実施形態について詳細に説明する。かかる実施形態に示す寸法、材料、その他具体的な数値等は、発明の理解を容易とするための例示にすぎず、特に断る場合を除き、本発明を限定するものではない。なお、本明細書および図面において、実質的に同一の機能、構成を有する要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略し、また本発明に直接関係のない要素は図示を省略する。

図１は、過給機Ｃの概略断面図である。以下では、図１に示す矢印Ｆ方向を過給機Ｃの前側とし、矢印Ｒ方向を過給機Ｃの後側として説明する。図１に示すように、過給機Ｃは、過給機本体１を備えて構成される。この過給機本体１は、ベアリングハウジング２と、ベアリングハウジング２の前側に締結ボルト３によって連結されるタービンハウジング４と、ベアリングハウジング２の後側に締結ボルト５によって連結されるコンプレッサハウジング６と、が一体化されて形成されている。

ベアリングハウジング２には、過給機Ｃの前後方向に貫通する軸受孔２ａが形成されており、この軸受孔２ａに設けられた軸受２０によって、タービン軸７が回転自在に軸支されている。タービン軸７の前端部（一端）にはタービンインペラ８が一体的に固定されており、このタービンインペラ８がタービンハウジング４内に回転自在に収容されている。また、タービン軸７の後端部（他端）にはコンプレッサインペラ９が一体的に固定されており、このコンプレッサインペラ９がコンプレッサハウジング６内に回転自在に収容されている。

コンプレッサハウジング６には、過給機Ｃの後側に開口するとともに不図示のエアクリーナに接続される吸気口１０が形成されている。また、締結ボルト５によってベアリングハウジング２とコンプレッサハウジング６とが連結された状態では、これら両ハウジング２、６の対向面によって、空気を圧縮して昇圧するディフューザ流路１１が形成される。このディフューザ流路１１は、タービン軸７（コンプレッサインペラ９）の径方向内側から外側に向けて環状に形成されており、上記の径方向内側において、コンプレッサインペラ９を介して吸気口１０に連通している。

また、コンプレッサハウジング６には、ディフューザ流路１１よりもタービン軸７（コンプレッサインペラ９）の径方向外側に位置する環状のコンプレッサスクロール流路１２が設けられている。コンプレッサスクロール流路１２は、不図示のエンジンの吸気口と連通するとともに、ディフューザ流路１１にも連通している。したがって、コンプレッサインペラ９が回転すると、吸気口１０からコンプレッサハウジング６内に流体が吸気されるとともに、当該吸気された流体は、ディフューザ流路１１およびコンプレッサスクロール流路１２で昇圧されてエンジンの吸気口に導かれることとなる。

タービンハウジング４には、過給機Ｃの前側に開口するとともに不図示の排気ガス浄化装置に接続される吐出口１３が形成されている。また、タービンハウジング４には、流路１４と、この流路１４よりもタービン軸７（タービンインペラ８）の径方向外側に位置する環状のタービンスクロール流路１５とが設けられている。タービンスクロール流路１５は、不図示のエンジンの排気マニホールドから排出される排気ガスが導かれる不図示のガス流入口と連通するとともに、上記の流路１４にも連通している。したがって、ガス流入口からタービンスクロール流路１５に導かれた排気ガスは、流路１４およびタービンインペラ８を介して吐出口１３に導かれるとともに、その流通過程においてタービンインペラ８を回転させることとなる。そして、上記のタービンインペラ８の回転力は、タービン軸７を介してコンプレッサインペラ９に伝達されることとなり、コンプレッサインペラ９の回転力によって、上記のとおりに、流体が昇圧されてエンジンの吸気口に導かれることとなる。

図２は、図１のベアリングハウジング２内部の部分拡大図である。以下、図２を参照しながら、過給機本体１内に収容された軸受２０によるタービン軸７の支持構造について説明する。

本実施形態において、軸受２０は、タービン軸７が挿通される挿通孔２１を有する円環状のフローティングメタルで構成され、タービン軸７との間ですべり運動を生じさせるとともに、タービン軸７との間に油膜圧力を生じさせる。

軸受２０は、ベアリングハウジング２の軸受孔２ａに挿入され、軸方向に垂直な方向に貫通する貫通孔２０ａに、ピン２２が挿通される。ピン２２は、ベアリングハウジング２の軸受孔２ａの内側に設けられた位置決め孔２ｂにも挿通されており、軸受２０の回転方向および軸方向の移動を規制する。

スラストカラー２３は、タービン軸７におけるタービンインペラ８側の端部近傍に固定され、タービン軸７と一体回転する。このスラストカラー２３は、軸受２０におけるタービン軸７の軸方向の端面２４に対向しており、この端面２４にタービン軸７のスラスト荷重を作用させる。

油切り部材２５は、タービン軸７におけるコンプレッサインペラ９側の端部近傍に固定され、タービン軸７と一体回転する。この油切り部材２５は、ベアリングハウジング２から漏れ出した潤滑油を、タービン軸７の回転による遠心力で径方向に飛散させ、コンプレッサインペラ９の背面まで潤滑油が到達するのを防ぐものである。この油切り部材２５は、軸受２０におけるタービン軸７の軸方向の端面２６に対向するとともに、この端面２６にタービン軸７のスラスト荷重を作用させるスラストカラーとしても機能する。

また、ベアリングハウジング２には、外部から潤滑油が導かれる油路２ｃが形成されており、軸受２０には、この油路２ｃに対向するとともに、内周面と外周面とを連通して潤滑油を内部（挿通孔２１内）に導く油路２０ｂが形成されている。この油路２０ｂは、挿通孔２１の中央側の内周面２７に開口している。そして、軸受２０は、油路２ｃよりもタービンインペラ８側に位置する挿通孔２１の内周面で構成される軸受部２８と、油路２ｃよりもコンプレッサインペラ９側に位置する挿通孔２１の内周面で構成される軸受部２９とを備え、これら両軸受部２８、２９によって、タービン軸７を回転自在に軸支する。

ここで、軸受２０の挿通孔２１は、軸方向の中央側の内周面２７の内径に対して、軸受部２８、２９の内径が小さくなっている。これにより、ベアリングハウジング２に形成された油路２ｃ、および、軸受２０における油路２０ｂを介して挿通孔２１内に導かれた潤滑油が、軸受部２８、２９に供給され、軸受部２８、２９において、タービン軸７との間に生じる油膜圧力でタービン軸７のラジアル荷重を受けることとなる。

ところで、軸受２０の２つの軸受部２８、２９のうち、タービンインペラ８側に位置する軸受部２８の方が、コンプレッサインペラ９側に位置する軸受部２９よりも、高温となる上、荷重負荷が大きい。そのため、軸受部２８により多くの潤滑油が供給されることが望ましい。

そこで、本実施形態では、タービン軸７の形状を工夫することによって、軸受部２８への潤滑油の供給量を増量する。

図３は、タービン軸７および軸受２０の形状を説明するための説明図であり、図３（ａ）は、図２のタービン軸７の一部および軸受２０を抽出して示し、図３（ｂ）は、図３（ａ）のＩＩＩ（ｂ）‐ＩＩＩ（ｂ）線断面を、図３（ｃ）は、図３（ａ）のＩＩＩ（ｃ）‐ＩＩＩ（ｃ）線断面を、それぞれ示す。ただし、理解を容易とするため、図３においては、隙間ｓ_１、隙間ｓ_２を、それぞれ大きく強調して示す。

図３（ａ）に片矢印で示すように、油路２０ｂを介して、軸受２０の内部（挿通孔２１内）に供給された潤滑油は、油圧によって軸受２０の軸受部２８、２９に向かって流れる。

軸受２０の軸受部２８に到達した潤滑油は、軸受部２８と、タービン軸７のうち、軸受部２８に対向する部位７ａとの隙間ｓ_１を流れ、軸受２０の端面２４とスラストカラー２３との対向面を潤滑しながら排出される。また、軸受２０の軸受部２９に到達した潤滑油は、軸受部２９と、タービン軸７のうち、軸受部２９に対向する部位７ｂとの隙間ｓ_２を流れ、軸受２０の端面２６と油切り部材２５との対向面を潤滑しながら排出される。

ここで、図３（ｂ）に示すような、軸受２０の軸受部２８とタービン軸７の部位７ａとの隙間ｓ_１の、周方向に亘る面積が大きければ、流路断面積が増加することから、軸受部２８に供給される潤滑油の流量が増加する。しかし、単純に、軸受部２８とタービン軸７の部位７ａとの隙間ｓ_１を大きくして潤滑油の流量を増やすと、タービン軸７のガタつきが大きくなって、却って軸受性能を低下させかねない。

そこで、本実施形態のタービン軸７は、図３（ｂ）および図３（ｃ）に示すように、タービンインペラ８側の軸受部２８に対向する部位７ａの外径Ｄ_１が、コンプレッサインペラ９側の軸受部２９に対向する部位７ｂの外径Ｄ_２よりも大きく形成されている。

また、隙間ｓ_１を維持するように、タービン軸７の部位７ａの外径Ｄ_１に合わせて、軸受２０の軸受部２８の内径ｄ_１が形成されている。すなわち、軸受２０の軸受部２８の内径ｄ_１は、軸受２０の軸受部２９の内径ｄ_２よりも大きい。

こうして、隙間ｓ_１、隙間ｓ_２を等しく維持したまま、隙間ｓ_１の周方向に亘る面積を、隙間ｓ_２の周方向に亘る面積よりも大きくする。かかる構成により、過給機Ｃは、相対的に厳しい温度環境下におけるタービンインペラ８側の軸受部２８に、コンプレッサインペラ９側の軸受部２９よりも多くの潤滑油を供給することができ、軸受部２８の冷却効果を向上することができる。また、相対的に厳しい負荷条件下におかれる軸受部２８の軸受面積を大きくできることから、単位面積当たりの荷重負荷が低減され、軸受２０の性能（信頼性）を向上することが可能となる。

また、タービン軸７は、タービンインペラ８側に設けられた軸受部２８およびコンプレッサインペラ９側に設けられた軸受部２９の間に位置する部位７ｃの外径Ｄ_３が、両軸受部２８、２９に軸支される部位７ａ、７ｂの外径Ｄ_１、Ｄ_２よりも小さい。これにより、挿通孔２１内に導かれた潤滑油が、軸受部２８、２９に供給されるまでの流路が大きく形成され、軸受部２８、２９に潤滑油が供給され易くなると共に、タービン軸７に対する潤滑油の回転抵抗の影響を抑制することが可能となる。

ところで、軸受部２８に供給される潤滑油の流量は、流路の圧力損失を低減することでも、増加させることができる。そこで、図３（ａ）に示すように、タービンインペラ８側の軸受部２８における、タービン軸７の軸方向の長さＬ_１を、コンプレッサインペラ９側の軸受部２９における、タービン軸７の軸方向の長さＬ_２よりも短くすることで、圧力損失を低減する。

すなわち、本実施形態の軸受２０は、タービンインペラ８側の軸受部２８の方が、コンプレッサインペラ９側の軸受部２９よりも、タービン軸７の軸方向の長さが短い。

このように、軸受部２８におけるタービン軸７の軸方向の長さＬ_１を短くする構成により、過給機Ｃは、タービンインペラ８側の軸受部２８に、さらに多くの潤滑油を供給でき、軸受２０の性能を向上することが可能となる。

また、図３（ａ）に示すように、軸受２０のうち、タービンインペラ８側の軸受部２８に対向する部位７ａの軸方向の長さＭ_１が、コンプレッサインペラ９側の軸受部２９に対向する部位７ｂの軸方向の長さＭ_２よりも短く形成されている。

このように、軸受２０における部位７ａの軸方向の長さＭ_１を短くする構成により、流路の圧力損失を低減でき、過給機Ｃは、タービンインペラ８側の軸受部２８に、さらに多くの潤滑油を供給でき、軸受２０の性能を向上することが可能となる。

上述した実施形態では、軸受２０がセミフローティングメタルで構成され、軸受部２８、２９が、１つの軸受２０の２つの内周面で構成される場合について説明したが、複数の軸受部は、それぞれ、別体の軸受（例えば、フルフローティングメタル）の内周面で構成されてもよい。

以上、添付図面を参照しながら本発明の好適な実施形態について説明したが、本発明はかかる実施形態に限定されないことは言うまでもない。当業者であれば、特許請求の範囲に記載された範疇において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、それらについても当然に本発明の技術的範囲に属するものと了解される。

本発明は、ラジアル荷重を受ける軸受を備える過給機に利用することができる。

Ｃ …過給機
１ …過給機本体
７ …タービン軸
７ａ …部位
７ｂ …部位
７ｃ …部位
８ …タービンインペラ
９ …コンプレッサインペラ
２０ …軸受
２２ …ピン
２８、２９ …軸受部

Claims (4)

1. 過給機本体と、
   前記過給機本体内に回転自在に収容され、一端にタービンインペラが設けられるとともに他端にコンプレッサインペラが設けられたタービン軸と、
   前記タービン軸を回転自在に軸支する複数の軸受部と、
   を備え、
   前記タービン軸のうち、前記タービンインペラ側に設けられた前記軸受部に軸支される部位の外径は、前記コンプレッサインペラ側に設けられた前記軸受部に軸支される部位の外径よりも大きいことを特徴とする過給機。
2. 前記タービンインペラ側に設けられた前記軸受部は、前記コンプレッサインペラ側に設けられた前記軸受部よりも、前記タービン軸の軸方向の長さが短いことを特徴とする請求項１に記載の過給機。
3. 前記過給機本体内に設けられ、前記タービン軸が挿通される挿通孔を有する円環状のセミフローティングメタルを備え、
   前記セミフローティングメタルは、
   内周面と外周面とを連通して潤滑油を内部に導く油路を有し、当該油路よりも前記タービンインペラ側に設けられた前記軸受部、および、前記コンプレッサインペラ側に設けられた前記軸受部を備えていることを特徴とする請求項１または２記載の過給機。
4. 前記タービン軸は、
   前記タービンインペラ側に設けられた前記軸受部および前記コンプレッサインペラ側に設けられた前記軸受部の間に位置する部位の外径が、前記両軸受部に軸支される部位の外径よりも小さいことを特徴とする請求項３に記載の過給機。

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