JPS5857564A - 過給機の軸封装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 本発明はガソリンエンジン用小形過給機の軸封装置に係
り、特に、軸部を潤滑する潤滑油の機外への漏れを防止
するコンプレッサ側軸封装置のメカニカルシールに関す
るものである。

第１図はエンジンのインテークマニホルドにコンプレッ
サ側を接続した過給機の軸封装置の断面図である。図示
されていないタービン羽根車とコンプレッサ羽根車１８
とを両端に取り付けた軸１はセンタノ・ウジング１６に
取り付けた軸受部１５に支持されて回転する。この軸１
の段差部２に側面を接触させて軸１に固定したシートリ
ング３には油路１４Ｃを形成したスラスト軸受１７が嵌
入して軸１の横移動を規制している。油路１４Ｃはセン
タハウジング１６内に形成した油路１４ａ。

１４ｂと連通して大量の潤滑油を流通させてオイル室１
１内に油を飛散させると共に、軸受部１５を潤滑してい
る。なお、スラスト軸受１７は馬蹄形状の板金で、シー
）　ＩＪング３には上側から挿入されている。また、カ
ラー１９はシートリング３とコンプレッサ羽根車１８と
の間に介在して軸１に固定さｌしている。

シートリング３の左側面にはカーボン等によって製作さ
れた従動リング８の右側面が接触している。この従動リ
ング８はシールリング７とばね受け９および円錐ばね６
を介して収納環５内に収容され、収納環５はオイル室１
１を形成するプレート４に保持されている。このプレー
ト４とコンプレッサ羽根車１８との間は空気室１２とな
っている。

上記のごとくこの過給機はそのコンプレッサ側をエンジ
ンの吸気マニホールド側に設置しているので、コンプレ
ッサ羽根車１８が収容されている空気室１２内の圧力は
正圧状態から負圧状態まで大きく変動する。この負圧は
密封部１０の／−ドリンク３と従動リング８との回転摺
動面にも作用するので、ここからの潤滑油の漏れを防止
しなけ　　。

ればならない。過給機の潤滑油は普通各軸受部１５等に
強制的に供給され、その後は油出口１３に集合してエン
ジンのオイルパ／に戻って循環させられる。したがって
、各軸受部１５への油路１４ａ、１４ｂ、１４Ｃにおけ
る油圧は約２〜５Ｋｇ　／　ｃｍ　２としであるが、密
封部１０が設置されているオイル室１１内の圧力はほぼ
大気圧で一定している。一方、エンジンのインテークマ
ニホルドに連通ずる空気室１２内の圧力は、−６５０〜
＋４００■Ｈｇの広範囲に変動している。なお、大きな
負圧はエンジンのアイドリンク時の吸入負圧によって生
じ、正の圧力は高速運転時に生じているが、これらの値
はこの過給機が設置されるノステムによってもその圧力
変動の範囲は異っている。

第２図は第１図の軸封装置の拡大断面図で、７−ル特性
と耐摩耗特性上最も重要となるものは。

密封端面に接面力を与えるための円錐ばね６のばね力ｐ
ｆ、従動り／グ８の内径Ｄｉｍ外径り１、収納環５の内
壁の外径をＤ７等によって定まる接面圧力である。

従来の公知技術における軸封装置ではり、中り。

に構成されており、密封部１０に作用する単位面積当シ
の接面圧力をｐｓ、密封部１０の面積をＡＳ％オイル室
１１と空気室１２との差圧をｐｔ、この差圧ｐｔによっ
て従動リング８に生じる力（流体力）をＰＬ、従動リン
グ８の有効受圧面積をＡｒ、ばね力による密封面単位面
積当りの圧力をｐｒとすると、従動リング８に作用する
全推力Ｐは次式で表わされる。

Ｐ＝Ｐｆ＋ＰＬ　　　　　　　・・・・・・　（１）但
し、密封部１０の油膜による粘着力及び／−ルーリング
７の摩擦力等は省略しである。

また、流体力ｐｔは次式で表わされる。

ここで±ｐｔとしたのは円錐ばね６のばね力ｐｆによっ
て生じる推力に対し、オイル室１１と空気室１２との差
圧ｐｔが十反転するため、このｐｔによる流体力ＰＬが
ばね力ｐｆの方向に付加、減少作用するためである。し
たがって、密封部１０となる。Ｄｌ−Ｄ２−　Ｄ、、に
ょって定まる係数を受圧比Ｂとすると、 であり、（３）式は ｐ５−ｐｆｉ：Ｂｐｌ　　　　　　”””　　（５）と
なる。

第３図は密封部における流体圧力ｐｔと接面圧力ｐｓと
の関係を示すグラフで、（５）式は実＃ｉ！２１で示さ
れる。また、基礎接面力Ｐｆ＝０のときは破線２０とな
る。過給機の場合問題となるのは。

オイル室１１の圧力が１１ぼ一定であるのに対して空気
室１２の圧力が負圧から正圧まで変動する点である。密
封部１ｏには所要の接面圧力が必要であり、空気室１２
の圧力が負圧の場合はオイル室１１の圧力はほぼ大気圧
で一定であるので、（ｐｏ　１ｆ−ｐａｉｒ）は正とな
り、逆に空気室１２の圧力が正の場合は負となる。即ち
、密封部１ｏは開く方向に作用する。

負側の最大差圧条件をｐｔｌとすると、密封部１０を開
く方向の力はｐｓ、　　となる。このような力ｐｓ１が
作用しても密封部１０を閉じる力が必要となり、ｐ　’
＞　Ｉ　ｐＳｓ　Ｉなる円錐ばね６の基礎接面力の付加
が必要となる。したがって、実際の密封部１０に生じる
接面圧力特性は、ｐｆを通る実線２１で示すことができ
る。

このような接面圧力特性において、空気室１２内の使用
圧力範囲が−６５０〜＋４００ｍｍＨｇであることを考
えると、オイル室１１内の圧力（はぼ大気圧で一定）と
空気室１２内の最大負圧条件時の差圧をｐｆ２とすると
、この差圧のみによって生じる接面圧力はｐｓ、となり
、ばね力ｐｆを考慮した実際の接面圧力はｐ１５２　に
も達する。

過給機の回転範囲は非常に広く、最高１００，０００Ｔ
Ｐｍ以上の超高速ともなり、密封部１ｏの周速度は１０
０ｍ／ｓｅｃにも達する。したがって、従来はこれらの
高速・高接面圧に原因する従動リング８の異常摩耗や、
異常発熱による従動リング８の割れや、ンートリング３
の側面摺動部にクランク等を発生し、軸封性能を著しく
低下させるという欠点をもっていた。

本発明は密封部の軸封性と耐摩耗性を向」ユさせるのに
好適な過給機の軸封装置を提供することを目的とし、そ
の特徴とするところは、／−トリツクと従動リングとが
接触している密封部の接面圧力特性が、弾性部材によっ
て付加される接面圧力ｐｆの値と、弾性部材による接面
圧力零時における受圧比Ｂ＝１で定まる′流体圧力によ
る接面圧力の最大値以下゛の値とを結ぶ特性として、流
体圧力と接面圧力との関係を示すグラフ上に表示される
ごとく、少なくとも従動リングの内径り、ｉ収納環内壁
の外径Ｄ０よりも小さく構成したことにある。

従来技術で説明したように発明者は、密封部１０の端面
に作用する接面圧力はその内径Ｄ１１外径Ｄ２１収納環
内壁の外径り、ｎとによって定まる受圧比Ｂと、オイル
室１１と空気室１２との差圧である流体圧力とによって
決定されることに着目し、この過給機が取り付けられて
いるエンジンシステムに適合した接面圧力特性をもたせ
るために、受圧比Ｂを所要の値に設定して接面圧力の上
昇を抑制するものである。

第４図は本発明の一実施例である軸封装置の断面図で、
密封部１０の従動リング８の内径Ｄ１は収納環５の内壁
外径り、よりも小さく形成されている。したがって、（
４）式の受圧比Ｂは小となり接面圧力ｐｓは流体圧力ｐ
ｔが増加してもあまり増加しないことになる。このｐｓ
はなるべく低い方が耐久上も有利であるが、全運転範囲
において負にならないように注意しなければならない。

第５図は第４図の装置の流体圧力と接面圧力との関係を
示すグラフで、従来は受圧比Ｂ中１で定まる特性（破線
２０）に対しｐｆという基礎接面圧力を付加した実＃ｊ
！２゜ｌで示す特性となっていた。

しかるに本実施例の場合は、従来の受圧比Ｂ中１の特性
線２１で定まる最大接面圧力ｐｓ２と基礎接面圧力ｐｆ
とを結ぶ実線２２以下の特性となるように受圧比Ｂを決
定したものである。このようにすれば従来の特性線２１
に比較して大幅な接面圧力の低減が実現できることにな
る。

このときの実線２２から基礎接面圧力ｐｒを取り除いた
特性線は一点鎖線２３となり、負圧の最小圧力ｐｔ、作
動時にはｐ１５１　という端面を開く方向の圧力が作用
することになる。

ここでｐｆ）ｐｆｌでｐｆ’　＞　ｒ　ｐ’ｓｔｌとい
う基礎接面圧力ｐ　ｆ　／を付加すると　ｐ　（／とｐ
ｓ２とを結ぶ二点鎖線２４で示す特性となり、流体圧力
ｐｔ１作用時はｐ／１５１　　の開き方向の圧力が作用
することになる。このように円錐ばね６による基礎接面
圧力が十分低い場合は更に最大接面圧力が低いｐ／／６
２とｐｆ′とを結ぶ実線２５を設定することにより、オ
イル室１１と空気室１２の差圧ｐｔが負になった時も接
面圧力を正に保持して接面の分離を防止することができ
る。

次に、接面圧力特性が流体圧力に左右されない基礎接面
圧力が一定の場合について説明する。上記（４１，（５
１式において、Ｄ２＝Ｄ、に設定することにより受圧比
Ｂ＝Ｏとなり、このときの円錐ばね６による基礎接面圧
力ｐ　ｆ＝ｐ　ｆ　ｃとすると、ｐｓ＝ｐｆｃとなる。

つまり、第２図に示す従動リング８の密封部１０の端面
の外径Ｄ２と収納環５の内壁の外径Ｄ１とを等しくする
ことによって可能となる。

第６図は本発明の他の実施例である軸封装置の断面図で
あり、この場合はＤ２−Ｄ、ｎとしである。

第７図は第６図の装置の流体圧力と接面圧力との関係を
示すグラフである。破線２０と実線２１は第３図に示す
従来の特性であるが、一点鎖線２６はｐ　ｆ　＝＝　ｐ
　ｆ　ｃの場合の特性、二点鎖線２７はｐｆ＝ｐｆ’ｃ
の場合の特性である。ここで、円錐ばね６による基礎接
面圧力ｐｆは要求仕様に応じて任意に選択することがで
きる。

更に、高流体圧力、高速回転用としては次の装置が適当
である。

第８図は本発明の更に他の実施例である軸封装置の断面
図で、この場合はＤ２くり、、とじである。

第９図は第８図の装置の流体圧力と接面圧力との関係を
示すグラフである。一点鎖線２８と二点鎖線２９の流体
圧力零時の接面圧力ｐｓの値ｐｆ。

ｐｆｌは夫々円錐ばね６によって付加される基礎接面圧
力の値であり、これも任意に設定することができる。

以上第４図〜第９図に示す実施例の軸封装置は、密封部
１０の直径ＤＩ　＊　Ｄ２の値を軸封装置の収納環の内
壁の外径り、に対してできるだけ小さく設定することに
よって、密封部の接面圧力を低下させて耐久性を大幅に
向上させることができるという効果が得られる。

本発明の過給機の軸封装置は、比較的簡単な改良によっ
て密封部の軸封性と耐摩耗性を大幅に向上させることが
できるという効果をもっている。

【図面の簡単な説明】

第１図はエンジンのインテークマニホルドにコンプレッ
サ側を接続した過給機の軸封装置の断面図、第２図は第
１図の軸封装置の拡大断面図、第３図は第２図の密封部
における流体圧力と接面圧力との関係を示すグラフ、第
４図は本発明の一実施例である軸封装置の断面図、第５
図は第４図の装置の流体圧力と接面圧力との関係を示す
グラフ。 第６図は本発明の他の実施例である軸封装置の断面図、
第７図は第６図の装置の流体圧力と接面圧力との関係を
示すグラフ、第８図は本発明の更に他の実施例である軸
封装置の断面図、第９図は第８同の装置の流体圧力と接
面圧力との関係を示すグラフである。 １・・・軸、２・・・段差部、３・・・／−トリング、
４・・・プレート、５・・・収納環、６・・・円錐ばね
、７・・・ンールリング、８・・・従動リング、９・・
・ばね受、１０・・・密封部、１１・・・オイル室、１
２・・・空気室、１３・・・油出口、１４・・・油路、
１５・・・軸受部ｓ　１６・・・センタハウジングＳ　
１７・・・スラスト軸受％　１８・・・コンプレッサ羽
根車、１９・・・カラー、Ｄｌ・・・従動リング内径ｓ
Ｄ２・・・従動リング外径、Ｄｏ・・・収納環内壁の外
径、ｐｔ・・・流体圧力、ｐｓ・・・接面圧力、ｐｆ・
・・基礎接面圧力、Ｂ・・・受圧比。 代理人　弁理士　長崎博男 （他１名）

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １、エンジンの排気ガスによって回転駆動されるタービ
   ン羽根車と一体に構成された軸の他端に配設され、吸気
   管を介して上記エンジンのシリンダ内へ空気或いは混合
   気を圧送するコンプレッサ羽根車と、上記軸に対して垂
   直な側端面を有し上記軸に固定されたシートリングと、
   該シー）　ＩＪソング側端面に側端面を接触させて密封
   部を形成する従動リングと、上記密封部へ所要の接面圧
   力を付与すると共に上記従動リングを上記シートリング
   に追従させる弾性部材と、これらの従動リング側部材を
   収納する収納環と、該収納環の内壁と上記従動リングと
   の気密を保持するシールリングとによって構成された過
   給機の軸封装置において、上記密封部の接面圧力特性が
   、上記弾性部材によって付加される基礎接面圧力ｐｆの
   値と、上記弾性部材による上記接面圧力が零のときの受
   圧比Ｂ−１で定まる上記流体圧力による上記接面圧力の
   最大値以下の値とを結ぶ特性として、上記流体圧力と上
   記接面圧力との関係を示すグラフ上に表示されるごとく
   、少なくとも上記従動リングの内径用を上記収納環内壁
   の外径り、よりも小さく構成したことを特徴とする過給
   機の軸封装置。 ２、上記密封部における接面圧力特性が、上記従動リン
   グの外径り、と上記収納環内壁の外径り。 とが等しく、上記流体圧力に無関係に実質的に一定であ
   る特許請求の範囲第１項記載の過給機の軸封装置。 ３、上記密封部における接面圧力特性が、上記従動リン
   グの外径Ｄ２は上記収納環内壁の外径り。 よりも小さく、上記流体圧力の上昇に伴って低下する特
   許請求の範囲第１項記載の過給機の軸封装置。 ４、上記受圧比Ｂが、（ＤラーＤ家）／（Ｄ身−Ｄｔ）
   によって表わされる値である特許請求の範囲第１項記載
   の過給機の軸封装置。