JP6328877B2

JP6328877B2 - Centrifugal supercharger

Info

Publication number: JP6328877B2
Application number: JP2012281627A
Authority: JP
Inventors: 達身猪俣
Original assignee: IHI Corp
Current assignee: IHI Corp
Priority date: 2012-12-25
Filing date: 2012-12-25
Publication date: 2018-05-23
Anticipated expiration: 2032-12-25
Also published as: JP2014125912A

Description

本発明は、ハウジングにインペラが収容された遠心式過給機に関する。 The present invention relates to a centrifugal supercharger in which an impeller is accommodated in a housing.

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軸支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送出する。 2. Description of the Related Art Conventionally, a turbocharger is known in which a turbine shaft having a turbine impeller provided at one end and a compressor impeller provided at the other end is rotatably supported by a bearing housing. Such a supercharger is connected to the engine, the turbine impeller is rotated by exhaust gas discharged from the engine, and the compressor impeller is rotated through the turbine shaft by the rotation of the turbine impeller. Thus, the supercharger compresses air and sends it to the engine as the compressor impeller rotates.

両インペラは、それぞれのハウジングに非接触状態で収容される。例えば、特許文献１では、タービンハウジングのうち、タービンインペラに対向する曲面を、タービン軸に垂直な断面形状が、タービン軸の軸心を中心とした円弧、および、タービン軸の軸心に対して偏心した円弧とを組み合わせたものとなる構成が提案されている。この構成によれば、タービンハウジングが熱変形を起こしてもタービンインペラとタービンハウジングの間隙を適正に維持できるとしている。 Both impellers are accommodated in their respective housings in a non-contact state. For example, in Patent Document 1, a curved surface facing a turbine impeller in a turbine housing has a cross-sectional shape perpendicular to the turbine axis, an arc centered on the axis of the turbine shaft, and an axis of the turbine shaft. A configuration that combines an eccentric circular arc has been proposed. According to this configuration, the gap between the turbine impeller and the turbine housing can be properly maintained even if the turbine housing undergoes thermal deformation.

特開昭６２−１２６２２５号公報JP 62-126225 A

ところで、タービン軸は軸受によって軸支されており、この軸受に両端のインペラの荷重が負荷されている。この状態でタービン軸が回転するため、タービン軸のうち、軸受から両端までの部分は、軸受部分を頂点とする円錐状の軌跡で振動する。すると、インペラがハウジングと接触してしまうおそれがある。 By the way, the turbine shaft is supported by a bearing, and the load of the impellers at both ends is applied to the bearing. Since the turbine shaft rotates in this state, a portion from the bearing to both ends of the turbine shaft vibrates with a conical locus having the bearing portion as a vertex. As a result, the impeller may come into contact with the housing.

しかし、このようなインペラとハウジングの接触を回避するため、インペラとハウジングの間隙を一様に大きくするだけでは効率低下を招く。具体的には、コンプレッサインペラの場合、コンプレッサインペラの回転力によって空気を圧縮する効率が低下する。また、タービンインペラの場合、排気ガスのエネルギーをタービンインペラの回転力に変換する効率が低下する。 However, in order to avoid such contact between the impeller and the housing, simply increasing the gap between the impeller and the housing uniformly causes a reduction in efficiency. Specifically, in the case of a compressor impeller, the efficiency of compressing air is reduced by the rotational force of the compressor impeller. In the case of a turbine impeller, the efficiency of converting the energy of exhaust gas into the rotational force of the turbine impeller is reduced.

本発明の目的は、効率低下を抑えつつ、タービン軸の振動に伴うインペラとハウジングの接触を回避することが可能な遠心式過給機を提供することである。 The objective of this invention is providing the centrifugal supercharger which can avoid the contact of the impeller accompanying a vibration of a turbine shaft, and a housing, suppressing an efficiency fall.

上記課題を解決するために、本発明の遠心式過給機は、過給機本体と、前記過給機本体内に収容され、軸受部に回転自在に軸支されたタービン軸と、前記タービン軸の端部側に位置する直線部と、該直線部に連続し、該タービン軸の中心側に向かうにしたがって外径が大きくなる湾曲部と、を有し、該タービン軸の両端に設けられたインペラと、前記タービン軸に対して平行であって、前記インペラの直線部に連続する湾曲部の一部に対向する部位まで延在する対向直線部を有し、前記過給機本体のうち、少なくとも該タービン軸の一端に設けられた該インペラを、該タービン軸の径方向外方から覆うシュラウド部と、電磁力によって前記タービン軸を回転駆動する、または、該タービン軸の回転動力を電磁誘導によって電力に変換する電磁機構と、を備え、前記インペラと前記シュラウド部との間隙は、前記タービン軸の中心側よりも該タービン軸の端部側の方が大きいことを特徴とする。 In order to solve the above problem, a centrifugal supercharger of the present invention, the supercharger main body, said the yield capacity supercharger body, a turbine shaft rotatably supported by the bearing portion, A straight portion located on the end side of the turbine shaft, and a curved portion that is continuous with the straight portion and has an outer diameter that increases toward the center side of the turbine shaft, at both ends of the turbine shaft. The turbocharger main body having an impeller provided and an opposing straight portion that extends parallel to the turbine shaft and extends to a portion facing a part of the curved portion that is continuous with the straight portion of the impeller. among them, the impeller provided in at least one end of the turbine shaft, a shroud portion which covers the radially outside of the turbine shaft, rotatably drives the turbine shaft by electromagnetic force, or, rotational power of the turbine shaft of the To convert electric power into electric power by electromagnetic induction Comprising a structure, a gap between the impeller and the shroud portion, characterized in that the larger end portion side of the turbine shaft than the center side of the turbine shaft.

前記タービン軸の一端に設けられたインペラは、吸気を圧縮するコンプレッサとして機能するコンプレッサインペラであって、前記電磁機構は、前記軸受部と前記コンプレッサインペラとの間に設けられていてもよい。 The impeller provided at one end of the turbine shaft may be a compressor impeller that functions as a compressor that compresses intake air, and the electromagnetic mechanism may be provided between the bearing portion and the compressor impeller.

本発明によれば、効率低下を抑えつつ、タービン軸の振動に伴うインペラとハウジングの接触を回避することが可能となる。 According to the present invention, it is possible to avoid contact between the impeller and the housing due to vibration of the turbine shaft while suppressing a decrease in efficiency.

遠心式過給機の概略断面図である。It is a schematic sectional drawing of a centrifugal supercharger. タービン軸の振れ角と振れ量との関係を説明するための説明図である。It is explanatory drawing for demonstrating the relationship between the deflection angle of a turbine shaft, and deflection amount. コンプレッサハウジングおよびコンプレッサインペラの間隙を説明するための説明図である。It is explanatory drawing for demonstrating the clearance gap between a compressor housing and a compressor impeller. 変形例におけるコンプレッサハウジングとコンプレッサインペラの間隙を説明するための説明図である。It is explanatory drawing for demonstrating the clearance gap between the compressor housing in a modification, and a compressor impeller.

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。 Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. The dimensions, materials, and other specific numerical values shown in the embodiments are merely examples for facilitating the understanding of the invention, and do not limit the present invention unless otherwise specified. In the present specification and drawings, elements having substantially the same function and configuration are denoted by the same reference numerals, and redundant description is omitted, and elements not directly related to the present invention are not illustrated. To do.

図１は、遠心式過給機Ｃの概略断面図である。以下では、図に示す矢印Ｌ方向を遠心式過給機Ｃの左側とし、矢印Ｒ方向を遠心式過給機Ｃの右側として説明する。図１に示すように、遠心式過給機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の左側に締結ボルト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の右側に嵌め込まれる電磁機構本体５と、電磁機構本体５の右側に締結ボルト６によって連結されるコンプレッサハウジング７と、が一体化されて形成されている。 FIG. 1 is a schematic cross-sectional view of a centrifugal supercharger C. In the following description, the arrow L direction shown in the figure is the left side of the centrifugal supercharger C, and the arrow R direction is the right side of the centrifugal supercharger C. As shown in FIG. 1, the centrifugal supercharger C includes a supercharger main body 1. The turbocharger body 1 includes a bearing housing 2, a turbine housing 4 connected to the left side of the bearing housing 2 by a fastening bolt 3, an electromagnetic mechanism body 5 fitted on the right side of the bearing housing 2, and an electromagnetic mechanism body 5. A compressor housing 7 connected to the right side by a fastening bolt 6 is integrally formed.

ベアリングハウジング２には、遠心式過給機Ｃの左右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に軸受部８が配され、軸受部８によってタービン軸９が回転自在に軸支されている。タービン軸９の左端部にはタービンインペラ１０が一体的に連結されており、このタービンインペラ１０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９の右端部にはコンプレッサインペラ１１が一体的に連結されており、このコンプレッサインペラ１１がコンプレッサハウジング７内に回転自在に収容されている。 The bearing housing 2 is formed with a bearing hole 2a penetrating in the left-right direction of the centrifugal supercharger C. A bearing portion 8 is disposed in the bearing hole 2a, and the turbine shaft 9 is rotatable by the bearing portion 8. It is pivotally supported. A turbine impeller 10 is integrally connected to the left end portion of the turbine shaft 9, and the turbine impeller 10 is rotatably accommodated in the turbine housing 4. A compressor impeller 11 is integrally connected to the right end portion of the turbine shaft 9, and the compressor impeller 11 is rotatably accommodated in the compressor housing 7.

コンプレッサハウジング７には、遠心式過給機Ｃの右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１２が形成されている。また、締結ボルト６によって電磁機構本体５とコンプレッサハウジング７とが連結された状態では、これら電磁機構本体５およびコンプレッサハウジング７の対向面によって、空気を昇圧（圧縮）するディフューザ流路１３が形成される。このディフューザ流路１３は、タービン軸９（コンプレッサインペラ１１）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１１を介して吸気口１２に連通している。 The compressor housing 7 is formed with an air inlet 12 that opens to the right side of the centrifugal supercharger C and is connected to an air cleaner (not shown). Further, in a state where the electromagnetic mechanism body 5 and the compressor housing 7 are connected by the fastening bolt 6, a diffuser flow path 13 that pressurizes (compresses) air is formed by the facing surfaces of the electromagnetic mechanism body 5 and the compressor housing 7. The The diffuser flow path 13 is formed in an annular shape from the radially inner side to the outer side of the turbine shaft 9 (compressor impeller 11), and communicates with the intake port 12 via the compressor impeller 11 on the radially inner side. ing.

また、コンプレッサハウジング７には、ディフューザ流路１３よりもタービン軸９（コンプレッサインペラ１１）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１４が設けられている。コンプレッサスクロール流路１４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１３にも連通している。したがって、コンプレッサインペラ１１が回転すると、吸気口１２からコンプレッサハウジング７内に空気が吸気されるとともに、当該吸気された空気は、遠心力の作用によりディフューザ流路１３およびコンプレッサスクロール流路１４で昇圧されてエンジンの吸気口に導かれることとなる。このように、コンプレッサインペラ１１は、吸気を遠心力で圧縮する遠心式のコンプレッサとして機能する。 Further, the compressor housing 7 is provided with an annular compressor scroll passage 14 positioned on the radially outer side of the turbine shaft 9 (compressor impeller 11) with respect to the diffuser passage 13. The compressor scroll flow path 14 communicates with an intake port of an engine (not shown) and also communicates with the diffuser flow path 13. Therefore, when the compressor impeller 11 rotates, air is sucked into the compressor housing 7 from the air inlet 12 and the sucked air is boosted in the diffuser flow path 13 and the compressor scroll flow path 14 by the action of centrifugal force. Will be led to the intake port of the engine. Thus, the compressor impeller 11 functions as a centrifugal compressor that compresses intake air with centrifugal force.

タービンハウジング４には、タービンインペラ１０よりもタービン軸９の径方向外方に位置する環状のタービンスクロール流路１５が形成されている。また、タービンハウジング４には、タービンインペラ１０を介してタービンスクロール流路１５に連通するとともに、タービンインペラ１０の正面に臨み、不図示の排気ガス浄化装置に接続される吐出口１６が形成されている。 In the turbine housing 4, an annular turbine scroll passage 15 is formed that is positioned radially outward of the turbine shaft 9 relative to the turbine impeller 10. The turbine housing 4 has a discharge port 16 that communicates with the turbine scroll passage 15 via the turbine impeller 10 and faces the front of the turbine impeller 10 and is connected to an exhaust gas purification device (not shown). Yes.

また、締結ボルト３によってベアリングハウジング２とタービンハウジング４とが連結された状態では、これら両ハウジング２、４の対向面間に隙間１７が形成される。この隙間１７は、排気ガスが流通する可変流路ｘが構成される部分であり、タービン軸９の径方向内側から外側に向けて環状に形成されている。 Further, in a state where the bearing housing 2 and the turbine housing 4 are connected by the fastening bolt 3, a gap 17 is formed between the opposing surfaces of both the housings 2 and 4. The gap 17 is a portion where a variable flow path x through which exhaust gas flows is formed, and is formed in an annular shape from the radially inner side to the outer side of the turbine shaft 9.

タービンスクロール流路１５は、エンジン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、上記の隙間１７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、可変流路ｘおよびタービンインペラ１０を介して吐出口１６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１０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１０の回転力は、タービン軸９を介してコンプレッサインペラ１１に伝達されることとなり、コンプレッサインペラ１１の回転力によって、上記のとおりに、空気が昇圧されてエンジンの吸気口に導かれることとなる。 The turbine scroll passage 15 communicates with a gas inlet (not shown) through which exhaust gas discharged from the engine is guided, and also communicates with the gap 17. Therefore, the exhaust gas led from the gas inlet to the turbine scroll passage 15 is led to the discharge port 16 via the variable passage x and the turbine impeller 10, and the turbine impeller 10 is rotated in the flow process. Become. Then, the rotational force of the turbine impeller 10 is transmitted to the compressor impeller 11 via the turbine shaft 9, and the air is boosted by the rotational force of the compressor impeller 11 as described above, and the intake port of the engine Will be led to.

タービンハウジング４に導かれる排気ガスの流量が変化すると、タービンインペラ１０およびコンプレッサインペラ１１の回転量が変化して、十分に昇圧された空気をエンジンの吸気口に安定的に導くことができなくなってしまう場合がある。そこで、タービンハウジング４の隙間１７には、タービンハウジング４とベアリングハウジング２との対向面に固定され、タービンスクロール流路１５と吐出口１６との連通開度を可変する可変静翼機構１８が設けられている。 When the flow rate of the exhaust gas guided to the turbine housing 4 changes, the rotation amounts of the turbine impeller 10 and the compressor impeller 11 change, and it becomes impossible to stably guide the sufficiently pressurized air to the intake port of the engine. May end up. Therefore, a variable stationary blade mechanism 18 is provided in the gap 17 of the turbine housing 4 so as to be fixed to the opposing surface of the turbine housing 4 and the bearing housing 2 and to vary the opening degree of communication between the turbine scroll passage 15 and the discharge port 16. It has been.

可変静翼機構１８は、排気ガスの流量に応じて、タービンインペラ１０に導かれる排気ガスの流速を変化させる。具体的に、可変静翼機構１８は、エンジンの回転数が低く排気ガスの流量が少ない場合には、可変流路ｘの開度を小さくしてタービンインペラ１０に導かれる排気ガスの流速を向上し、少ない流量でもタービンインペラ１０を回転させることができるようにするものである。 The variable stationary blade mechanism 18 changes the flow rate of the exhaust gas guided to the turbine impeller 10 according to the flow rate of the exhaust gas. Specifically, the variable stationary blade mechanism 18 increases the flow rate of the exhaust gas guided to the turbine impeller 10 by reducing the opening of the variable flow path x when the engine speed is low and the flow rate of the exhaust gas is small. In addition, the turbine impeller 10 can be rotated even with a small flow rate.

また、軸受部８とコンプレッサインペラ１１の間には電磁機構１９が配される。電磁機構１９は、電磁機構本体５の内部にコイルと磁石を設けて構成され、電動機（モータ）および発電機として機能する。具体的に、電磁機構１９は、ベアリングハウジング２とコンプレッサインペラ１１との間に配され、外部電力が供給されると、電磁力によってタービン軸９を回転駆動する。また、電磁機構１９は、タービン軸９の回転動力を電磁誘導によって電力に変換し、不図示の蓄電池などに出力する。 An electromagnetic mechanism 19 is disposed between the bearing portion 8 and the compressor impeller 11. The electromagnetic mechanism 19 is configured by providing a coil and a magnet inside the electromagnetic mechanism main body 5 and functions as an electric motor (motor) and a generator. Specifically, the electromagnetic mechanism 19 is disposed between the bearing housing 2 and the compressor impeller 11 and rotates the turbine shaft 9 by electromagnetic force when external power is supplied. The electromagnetic mechanism 19 converts the rotational power of the turbine shaft 9 into electric power by electromagnetic induction, and outputs the electric power to a storage battery (not shown).

図２は、タービン軸９の振れ角と振れ量との関係を説明するための説明図である。タービン軸９は、軸受部８を回転中心として、円錐状の軌跡で振動する場合がある。例えば、図２に示すように、任意の振れ角θで振動する場合、その振動の回転中心Ｏに近い部位における振れ量Ｗ_１よりも、遠い部分における振れ量Ｗ_２の方が大きくなる。 FIG. 2 is an explanatory diagram for explaining the relationship between the deflection angle and the deflection amount of the turbine shaft 9. The turbine shaft 9 may vibrate in a conical locus with the bearing portion 8 as the center of rotation. For example, as shown in FIG. 2, when vibrating at an arbitrary shake angle θ, the shake amount W _{2 at} a far portion is larger than the shake amount W ₁ at a portion near the rotation center O of the vibration.

上述したように、軸受部８とコンプレッサインペラ１１の間に電磁機構１９を設ける場合、電磁機構１９を設けない場合に比べて、軸受部８からコンプレッサインペラ１１までのタービン軸９の長さが長くなってしまう。そのため、タービン軸９の軸受部８を中心とした振動によって生じる、コンプレッサインペラ１１の振れ量は大きくなる。 As described above, when the electromagnetic mechanism 19 is provided between the bearing portion 8 and the compressor impeller 11, the length of the turbine shaft 9 from the bearing portion 8 to the compressor impeller 11 is longer than when the electromagnetic mechanism 19 is not provided. turn into. Therefore, the amount of vibration of the compressor impeller 11 that is generated by vibration centered on the bearing portion 8 of the turbine shaft 9 increases.

このように、コンプレッサインペラ１１の振れ量の増大に対し、コンプレッサハウジング７とコンプレッサインペラ１１の接触を回避するため、コンプレッサハウジング７とコンプレッサインペラ１１の間隙を大きくする構成が考えられる。しかし、コンプレッサハウジング７とコンプレッサインペラ１１の間隙を一様に大きくすると、間隙から空気が漏れ出てしまい、空気を圧縮する効率の低下を招いてしまう。 Thus, in order to avoid contact between the compressor housing 7 and the compressor impeller 11 with respect to an increase in the amount of vibration of the compressor impeller 11, a configuration in which the gap between the compressor housing 7 and the compressor impeller 11 is increased can be considered. However, if the gap between the compressor housing 7 and the compressor impeller 11 is increased uniformly, air leaks from the gap, leading to a reduction in efficiency of compressing air.

そこで、本実施形態では、コンプレッサハウジング７とコンプレッサインペラ１１の間隙の取り方を工夫することで、コンプレッサハウジング７とコンプレッサインペラ１１との衝突を回避しつつ、空気の圧縮効率の低下を抑制する。以下、コンプレッサハウジング７とコンプレッサインペラ１１の間隙について詳述する。 Therefore, in the present embodiment, by devising a method of taking a gap between the compressor housing 7 and the compressor impeller 11, a collision between the compressor housing 7 and the compressor impeller 11 is avoided, and a decrease in air compression efficiency is suppressed. Hereinafter, the gap between the compressor housing 7 and the compressor impeller 11 will be described in detail.

図３は、コンプレッサハウジング７およびコンプレッサインペラ１１の間隙Ｓを説明するための説明図であり、図１の破線で囲われた部分を拡大して示す。 FIG. 3 is an explanatory diagram for explaining the gap S between the compressor housing 7 and the compressor impeller 11, and shows an enlarged portion surrounded by a broken line in FIG.

上述したように、コンプレッサインペラ１１は、コンプレッサハウジング７に収容されており、コンプレッサインペラ１１の周方向に亘って、コンプレッサハウジング７に囲繞されている。ここでは、コンプレッサハウジング７のうち、コンプレッサインペラ１１を、タービン軸９の径方向外方から覆う内面部分をシュラウド部２０と称する。 As described above, the compressor impeller 11 is accommodated in the compressor housing 7, and is surrounded by the compressor housing 7 over the circumferential direction of the compressor impeller 11. Here, an inner surface portion of the compressor housing 7 that covers the compressor impeller 11 from the radially outer side of the turbine shaft 9 is referred to as a shroud portion 20.

コンプレッサインペラ１１のうち、タービン軸９の端部側（図３中、右側）には、直線部１１ａが設けられている。直線部１１ａは、図３に示すように、コンプレッサインペラ１１のうち、径方向外方の端部１１ｂが、タービン軸９の軸方向に沿って直線状となっている部位である。 In the compressor impeller 11, a linear portion 11 a is provided on the end portion side (right side in FIG. 3) of the turbine shaft 9. As shown in FIG. 3, the straight portion 11 a is a portion of the compressor impeller 11 where the radially outer end portion 11 b is linear along the axial direction of the turbine shaft 9.

また、コンプレッサインペラ１１には、湾曲部１１ｃが設けられている。湾曲部１１ｃは、直線部１１ａのうち、タービン軸９の中心側（図３中、左側）に連続し、タービン軸９の中心側に向かうにしたがって外径が大きくなる部位である。換言すれば、湾曲部１１ｃは、コンプレッサインペラ１１のうち、径方向外方の端部１１ｂが、曲線状に湾曲している部位である。図３中、破線で直線部１１ａと湾曲部１１ｃの境界を示す。 Further, the compressor impeller 11 is provided with a curved portion 11c. The curved portion 11 c is a portion of the straight portion 11 a that is continuous with the center side (left side in FIG. 3) of the turbine shaft 9 and has an outer diameter that increases toward the center side of the turbine shaft 9. In other words, the curved portion 11c is a portion of the compressor impeller 11 where the radially outer end portion 11b is curved in a curved shape. In FIG. 3, the broken line indicates the boundary between the straight portion 11a and the curved portion 11c.

そして、シュラウド部２０は、傾斜部２０ａを有している。傾斜部２０ａは、シュラウド部２０のうち、コンプレッサインペラ１１、より詳細にはコンプレッサインペラ１１の直線部１１ａに対してタービン軸９の径方向に対向する部位に設けられ、タービン軸９の端部側に向かうにしたがってタービン軸９からの距離が大きくなる。図３では、傾斜部２０ａがなかった場合のシュラウド部２０の輪郭線を一点鎖線で示す。 And the shroud part 20 has the inclination part 20a. The inclined portion 20 a is provided in a portion of the shroud portion 20 that opposes the compressor impeller 11, more specifically, the linear portion 11 a of the compressor impeller 11 in the radial direction of the turbine shaft 9. The distance from the turbine shaft 9 increases as it goes to. In FIG. 3, the outline of the shroud part 20 when there is no inclined part 20a is shown by a one-dot chain line.

そして、傾斜部２０ａとコンプレッサインペラ１１との最短距離（傾斜部２０ａのいずれかの位置から、コンプレッサインペラ１１の最も近い部分までの距離、すなわち、傾斜部２０ａのいずれかの位置からコンプレッサインペラ１１までの、タービン軸９に垂直な面方向の距離）は、タービン軸９の中心側よりも端部側の方が大きい。また、傾斜部２０ａの端部のうち、図３中、左側の端部２０ｂから、タービン軸９の中心側に延在するシュラウド部２０は、コンプレッサインペラ１１との最短距離（端部２０ｂからタービン軸９の中心側に延在するシュラウド部２０のいずれかの位置から、コンプレッサインペラ１１の最も近い部分までの距離、すなわち、端部２０ｂからタービン軸９の中心側に延在するシュラウド部２０のいずれかの位置において、法線方向のコンプレッサインペラ１１との距離）が大凡一定となっている。 The shortest distance between the inclined portion 20a and the compressor impeller 11 (the distance from any position of the inclined portion 20a to the nearest portion of the compressor impeller 11, that is, from any position of the inclined portion 20a to the compressor impeller 11 The distance in the plane direction perpendicular to the turbine shaft 9) is larger on the end side than on the center side of the turbine shaft 9. Further, among the end portions of the inclined portion 20a, the shroud portion 20 extending from the left end portion 20b in FIG. 3 to the center side of the turbine shaft 9 is the shortest distance from the compressor impeller 11 (from the end portion 20b to the turbine). The distance from any position of the shroud portion 20 extending to the center side of the shaft 9 to the closest portion of the compressor impeller 11, that is, the shroud portion 20 extending from the end portion 20b to the center side of the turbine shaft 9 At any position, the distance to the compressor impeller 11 in the normal direction is substantially constant.

間隙Ｓは、コンプレッサハウジング７のいずれかの位置と、コンプレッサインペラ１１との最短距離が大きいほど大きくなり、コンプレッサハウジング７のいずれかの位置と、コンプレッサインペラ１１との最短距離が小さいほど小さくなる。すなわち、間隙Ｓは、コンプレッサハウジング７とコンプレッサインペラ１１の径方向（または、コンプレッサハウジング７もしくはコンプレッサインペラ１１における法線方向）の離隔距離と言い換えてもよい。 The gap S increases as the shortest distance between any position of the compressor housing 7 and the compressor impeller 11 increases, and decreases as the shortest distance between any position of the compressor housing 7 and the compressor impeller 11 decreases. That is, the gap S may be rephrased as a separation distance in the radial direction between the compressor housing 7 and the compressor impeller 11 (or the normal direction in the compressor housing 7 or the compressor impeller 11).

図２において説明したように、タービン軸９の振動の回転中心Ｏに近い部位における振れ量Ｗ_１よりも、遠い部分における振れ量Ｗ_２の方が大きくなる。すなわち、コンプレッサインペラ１１の振れ量は、タービン軸９の中心側よりもタービン軸９の端部側の方が大きくなる。 As described with reference to FIG. 2, the shake amount W _{2 at} the far portion is larger than the shake amount W _{1 at the} portion near the rotation center O of the vibration of the turbine shaft 9. That is, the amount of deflection of the compressor impeller 11 is greater on the end side of the turbine shaft 9 than on the center side of the turbine shaft 9.

本実施形態では、上記の傾斜部２０ａを設けることで、コンプレッサインペラ１１とシュラウド部２０との間隙Ｓを、タービン軸９の中心側よりもタービン軸９の端部側の方を大きくする。 In the present embodiment, by providing the inclined portion 20 a described above, the gap S between the compressor impeller 11 and the shroud portion 20 is made larger on the end side of the turbine shaft 9 than on the center side of the turbine shaft 9.

すなわち、コンプレッサインペラ１１とシュラウド部２０との間隙Ｓを、コンプレッサインペラ１１の振れ量が大きい側をより大きくする。そのため、コンプレッサインペラ１１とシュラウド部２０との接触を回避しつつ、間隙Ｓ全体を大きくする場合に比べ、空気の圧縮効率の低下を抑えることが可能となる。 That is, the gap S between the compressor impeller 11 and the shroud portion 20 is increased on the side where the amount of deflection of the compressor impeller 11 is large. Therefore, it is possible to suppress a decrease in the compression efficiency of the air as compared with the case where the entire gap S is enlarged while avoiding contact between the compressor impeller 11 and the shroud portion 20.

また、傾斜部２０ａを設けることで、間隙Ｓが、タービン軸９の軸方向の位置ごとのコンプレッサインペラ１１の振れ量に比例した大きさで形成される。したがって、コンプレッサインペラ１１とシュラウド部２０との接触を回避するために拡げる間隙Ｓの拡大幅を抑制することができ、空気の圧縮効率の低下を最小限に抑えることが可能となる。 Further, by providing the inclined portion 20 a, the gap S is formed in a size proportional to the amount of vibration of the compressor impeller 11 for each axial position of the turbine shaft 9. Therefore, it is possible to suppress the expansion width of the gap S that is widened to avoid contact between the compressor impeller 11 and the shroud portion 20, and it is possible to minimize a decrease in air compression efficiency.

（変形例）
図４は、変形例におけるコンプレッサハウジング７とコンプレッサインペラ１１の間隙Ｓを説明するための説明図であり、変形例の遠心過給機における、図３に対応する位置の断面図を示す。 (Modification)
FIG. 4 is an explanatory diagram for explaining the gap S between the compressor housing 7 and the compressor impeller 11 in the modified example, and shows a cross-sectional view of a position corresponding to FIG. 3 in the centrifugal supercharger of the modified example.

図４（ａ）に示す第１変形例、および、図４（ｂ）に示す第２変形例において、シュラウド部３０、４０は、それぞれ対向直線部３０ｃ、４０ｃを有する。対向直線部３０ｃ、４０ｃは、図４（ａ）、（ｂ）に示すように、コンプレッサインペラ１１の直線部１１ａに連続する湾曲部１１ｃの一部に対し、コンプレッサインペラ１１の径方向外方に対向する部位まで延在している。 In the first modified example shown in FIG. 4A and the second modified example shown in FIG. 4B, the shroud portions 30 and 40 have opposing straight portions 30c and 40c, respectively. As shown in FIGS. 4A and 4B, the opposing straight portions 30 c and 40 c are located radially outward of the compressor impeller 11 with respect to a part of the curved portion 11 c that continues to the straight portion 11 a of the compressor impeller 11. It extends to the opposite part.

そして、第１変形例においては、対向直線部３０ｃがタービン軸９に対して平行となっている。対向直線部３０ｃは、コンプレッサインペラ１１の湾曲部１１ｃに対向しているため、湾曲部１１ｃと対向する部分において、間隙Ｓが、タービン軸９の中心側よりもタービン軸９の端部側の方が大きくなる。図４（ａ）では、対向直線部３０ｃがなかった場合のシュラウド部３０の輪郭線を一点鎖線で示す。 In the first modification, the opposing straight portion 30 c is parallel to the turbine shaft 9. Since the opposed straight portion 30 c faces the curved portion 11 c of the compressor impeller 11, the gap S is closer to the end portion side of the turbine shaft 9 than the center side of the turbine shaft 9 in the portion facing the curved portion 11 c. Becomes larger. In Fig.4 (a), the outline of the shroud part 30 at the time of not having the opposing linear part 30c is shown with a dashed-dotted line.

そのため、コンプレッサインペラ１１とシュラウド部３０との接触を回避しつつ、間隙Ｓ全体を大きくする場合に比べ、空気の圧縮効率の低下を抑えることが可能となる。 Therefore, it is possible to suppress a decrease in the compression efficiency of the air as compared with the case where the entire gap S is enlarged while avoiding contact between the compressor impeller 11 and the shroud portion 30.

また、第２変形例においては、シュラウド部４０の対向直線部４０ｃは、コンプレッサインペラ１１の直線部１１ａとの間隙Ｓが、タービン軸９の中心側から端部側に向かうにしたがって漸増し、その漸増する角度が、対向直線部４０ｃのいずれの位置においても、所定の角度に維持されている。図４（ｂ）では、対向直線部４０ｃがなかった場合のシュラウド部４０の輪郭線を一点鎖線で示す。 Further, in the second modified example, the opposed straight line portion 40c of the shroud portion 40 gradually increases as the gap S with the straight line portion 11a of the compressor impeller 11 increases from the center side to the end side of the turbine shaft 9, The gradually increasing angle is maintained at a predetermined angle at any position of the opposing linear portion 40c. In FIG.4 (b), the outline of the shroud part 40 when there is no opposing straight line part 40c is shown with a dashed-dotted line.

すなわち、対向直線部４０ｃは、タービン軸９の中心側から端部側に向かうほど、比例的にコンプレッサインペラ１１の直線部１１ａから離隔していく。 That is, the opposing straight portion 40 c is proportionally separated from the straight portion 11 a of the compressor impeller 11 as it goes from the center side of the turbine shaft 9 toward the end portion.

そのため、第１変形例と異なり、直線部１１ａの径方向外方の間隙Ｓにおいても、タービン軸９の中心側よりもタービン軸９の端部側の方が大きくなり、コンプレッサインペラ１１とシュラウド部４０との接触をより確実に回避することが可能となり、加えて、上述した実施形態と同様、間隙Ｓ全体を大きくする場合に比べ、空気の圧縮効率の低下を抑えることが可能となる。 Therefore, unlike the first modified example, the radial side outer gap S of the straight portion 11a is larger on the end side of the turbine shaft 9 than on the center side of the turbine shaft 9, and the compressor impeller 11 and the shroud portion It is possible to more reliably avoid contact with 40, and in addition, as with the above-described embodiment, it is possible to suppress a decrease in air compression efficiency as compared with the case where the entire gap S is increased.

また、第１変形例、第２変形例のいずれにおいても、上述した実施形態よりもシュラウド部３０、４０を形成する加工が容易となる。特に、第１変形例では、対向直線部３０ｃがタービン軸９に対して平行であるため、第２変形例よりも加工性がよい。 In both the first modification and the second modification, processing for forming the shroud portions 30 and 40 is easier than in the above-described embodiment. In particular, in the first modified example, since the opposing straight portion 30c is parallel to the turbine shaft 9, the workability is better than in the second modified example.

上述した実施形態および変形例では、遠心式過給機Ｃが電磁機構１９を備える場合について説明したが、遠心式過給機Ｃは電磁機構１９を備えなくてもよい。また、上述した実施形態のように、電磁機構１９を備える場合、軸受部８に対し、タービンインペラ１０側よりもコンプレッサインペラ１１側の方が低温であることから、磁石の減磁や消磁を回避するため、軸受部８に対しコンプレッサインペラ１１側に設けられる。 In the embodiment and the modification described above, the case where the centrifugal supercharger C includes the electromagnetic mechanism 19 has been described. However, the centrifugal supercharger C may not include the electromagnetic mechanism 19. Further, when the electromagnetic mechanism 19 is provided as in the above-described embodiment, the demagnetization and demagnetization of the magnet are avoided because the compressor impeller 11 side is lower in temperature than the turbine impeller 10 side with respect to the bearing portion 8. Therefore, it is provided on the compressor impeller 11 side with respect to the bearing portion 8.

そして、コンプレッサインペラ１１側に電磁機構１９を設ける分、タービン軸９のうち、軸受部８からコンプレッサインペラ１１までの部分が長くなり、軸受部８を中心としたコンプレッサインペラ１１の振れ量が大きくなる。そのため、コンプレッサインペラ１１側のシュラウド部２０、３０、４０との間隙Ｓを上述した実施形態や変形例のように構成することで、遠心式過給機Ｃ全体の効率低下の抑制効果が大きい。 And since the electromagnetic mechanism 19 is provided on the compressor impeller 11 side, the portion of the turbine shaft 9 from the bearing portion 8 to the compressor impeller 11 becomes longer, and the amount of vibration of the compressor impeller 11 around the bearing portion 8 increases. . For this reason, by configuring the gap S with the shroud portions 20, 30, and 40 on the compressor impeller 11 side as in the above-described embodiments and modifications, the effect of suppressing the efficiency reduction of the entire centrifugal supercharger C is great.

また、上述した実施形態および変形例では、コンプレッサハウジング７とコンプレッサインペラ１１のシュラウド部２０、３０、４０との間隙Ｓについて、タービン軸９の中心側よりもタービン軸９の端部側の方が大きい構成を説明した。しかし、タービンインペラ１０とタービンハウジング４のシュラウド部との間隙について、タービン軸９の中心側よりもタービン軸９の端部側の方が大きい構成であってもよい。 Further, in the above-described embodiment and modification, the end S of the turbine shaft 9 is closer to the end of the turbine shaft 9 than the center of the turbine shaft 9 with respect to the gap S between the compressor housing 7 and the shroud portions 20, 30, 40 of the compressor impeller 11. Explained the large configuration. However, the gap between the turbine impeller 10 and the shroud portion of the turbine housing 4 may be configured such that the end side of the turbine shaft 9 is larger than the center side of the turbine shaft 9.

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。 As mentioned above, although preferred embodiment of this invention was described referring an accompanying drawing, it cannot be overemphasized that this invention is not limited to this embodiment. It will be apparent to those skilled in the art that various changes and modifications can be made within the scope of the claims, and these are naturally within the technical scope of the present invention. Is done.

本発明は、ハウジングにインペラが収容された遠心式過給機に利用することができる。 The present invention can be used for a centrifugal supercharger in which an impeller is accommodated in a housing.

Ｃ …遠心式過給機
Ｓ …間隙
１ …過給機本体
８ …軸受部
９ …タービン軸
１１ …コンプレッサインペラ
１１ａ …直線部
１１ｃ …湾曲部
１９ …電磁機構
２０、３０、４０ …シュラウド部
２０ａ …傾斜部
２０ｂ …端部
３０ｃ、４０ｃ …対向直線部 C ... Centrifugal supercharger S ... Gap 1 ... Supercharger main body 8 ... Bearing part 9 ... Turbine shaft 11 ... Compressor impeller 11a ... Linear part 11c ... Curved part 19 ... Electromagnetic mechanisms 20, 30, 40 ... Shroud part 20a ... Inclined portion 20b ... end portions 30c, 40c ... opposed straight portions

Claims

A turbocharger body;
A turbine shaft housed in the turbocharger body and rotatably supported by a bearing portion;
A straight portion located on the end side of the turbine shaft, and a curved portion that is continuous with the straight portion and has an outer diameter that increases toward the center side of the turbine shaft, at both ends of the turbine shaft. The impeller provided,
A counter linear portion that extends parallel to the turbine shaft and that opposes a portion of the curved portion that is continuous with the linear portion of the impeller, wherein at least the turbine of the turbocharger body A shroud portion that covers the impeller provided at one end of the shaft from the radially outer side of the turbine shaft;
An electromagnetic mechanism that rotationally drives the turbine shaft by electromagnetic force, or converts the rotational power of the turbine shaft into electric power by electromagnetic induction;
With
The centrifugal supercharger characterized in that a gap between the impeller and the shroud portion is larger on the end side of the turbine shaft than on the center side of the turbine shaft.

The impeller provided at one end of the turbine shaft is a compressor impeller that functions as a compressor that compresses intake air,
The centrifugal supercharger according to claim 1, wherein the electromagnetic mechanism is provided between the bearing portion and the compressor impeller.