JPWO2019162989A1

JPWO2019162989A1 - 過給機

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Publication number: JPWO2019162989A1
Application number: JP2020501873A
Authority: JP
Inventors: 卓哉荒川; 貴也二江; 秀一三浦; 洋輔段本
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Engine and Turbocharger Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Engine and Turbocharger Ltd
Priority date: 2018-02-20
Filing date: 2018-02-20
Publication date: 2021-02-04
Anticipated expiration: 2038-02-20
Also published as: EP3754168A1; CN111971462B; CN111971462A; US20210115811A1; EP3754168A4; EP3754168B1; US11603772B2; WO2019162989A1; JP6952863B2

Abstract

過給機（１００）は、タービン側軸部（１１）、コンプレッサ側軸部（１２）、及びこれらを接続する接続軸部（１３）を有するロータ（１）と、タービン側軸部（１１）を支持するタービン側軸受（５）と、コンプレッサ側軸部（１２）を支持するコンプレッサ側軸受６と、を備える。接続軸部（１３）の剛性は、ロータ（１）の運転回転数領域に係る各危険速度でのモード形状の節がタービン側軸受（５）とコンプレッサ側軸受（６）との間に位置するように、タービン側軸部（１１）及びコンプレッサ側軸部（１２）よりも小さく設定されている。

Description

本発明は、過給機に関する。

自動車等のエンジン出力を向上させるために、過給機と呼ばれる装置が用いられる場合がある。過給機は、コンプレッサによって圧縮した空気をエンジンに供給する。過給機には、エンジン排気を用いるターボチャージャと呼ばれる形式と、機械駆動式のスーパーチャージャーと呼ばれる形式がある。例えば下記特許文献１に記載されているように、ターボチャージャは、タービンと、コンプレッサと、これらタービン及びコンプレッサを接続するロータと、を備えている。排気ガスのエネルギーでタービンが回転し、ロータによってタービンと同軸に接続されたコンプレッサが回転することで空気を圧縮する。圧縮された空気はエンジンに供給される。

ここで、上記のような過給機では、ロータに曲げ振動と呼ばれる強制振動が生じることが知られている。曲げ振動は、ロータの曲げ固有振動数と、運転回転数とが一致した時に生じる共振である。曲げ振動が生じる時の運転回転数を、曲げ危険速度と呼ぶ。曲げ危険速度は、低回転域から高回転域にかけて複数存在し、それぞれ一次危険速度、二次危険速度、三次危険速度、・・・と呼ばれる。通常、過給機を設計するに当たっては、二次危険速度が、最高回転数（定格回転数）よりも十分に大きくなるように設定されている。即ち、定格回転数と二次危険速度との間に十分なマージンが見込まれることが通例である。

特許第５５２９７１４号公報

しかしながら、近年では出力向上を図るため、過給機の高速回転化が進められている。これに伴い、曲げ危険速度（二次危険速度）の値が最高回転数（定格回転数）の値に近接し、高回転域でロータの振動を生じてしまう可能性が高まっている。

本発明は上記課題を解決するためになされたものであって、振動がさらに低減された過給機を提供することを目的とする。

本発明の第一の態様によれば、過給機は、タービン側軸部、コンプレッサ側軸部、及び前記タービン側軸部と前記コンプレッサ側軸部との間でこれらを接続する接続軸部を有するロータと、前記タービン側軸部を支持するタービン側軸受と、前記コンプレッサ側軸部を支持するコンプレッサ側軸受と、を備え、前記接続軸部の剛性は、前記ロータの運転回転数領域に係る各危険速度でのモード形状の節が前記タービン側軸受と前記コンプレッサ側軸受との間に位置するように、前記タービン側軸部及びコンプレッサ側軸部よりも低く設定されている。

ロータの振動特性を評価するための手法として、モード解析と呼ばれる手法が知られている。モード解析を行うことによって、ロータの振動モードごとのモード形状を得ることができる。このモード形状に基づいて、最も振動応答（振幅）が小さい位置（節）が求められる。上記の構成によれば、接続軸部の剛性が、タービン側軸部及びコンプレッサ側軸受の剛性よりも低いことから、モード形状の節がタービン側軸受とコンプレッサ側軸受との間に位置することになる。結果として、節に近い部分（即ち、タービン側軸受、コンプレッサ側軸受）における振動応答を小さく抑えることができ、タービン側軸受、及びコンプレッサ側軸受を介して過給機全体に伝播する振動を低減することができる。

本発明の第二の態様によれば、前記接続軸部は、前記タービン側軸部、及び前記コンプレッサ側軸部よりも小さな径寸法を有してもよい。

この構成によれば、続軸部の径寸法がタービン側軸部、及びコンプレッサ側軸部の径寸法よりも小さい。即ち、接続軸部の径寸法を調節することのみによって、容易かつ正確に接続軸部の剛性を低くすることができる。

本発明の第三の態様によれば、前記接続軸部の外周面と、前記タービン側軸部における前記コンプレッサ側軸部を向く第一対向面とは、曲面状の第一アール部によって接続され、前記接続軸部の外周面と、前記コンプレッサ側軸部における前記タービン側軸部を向く第二対向面とは、曲面状の第二アール部によって接続されていてもよい。

この構成によれば、接続軸部と、タービン側軸部、及びコンプレッサ側軸部とがそれぞれ第一アール部、及び第二アール部によって接続されている。即ち、接続軸部とタービン側軸部、及びコンプレッサ側軸部との接続部に角部が形成されていない。その結果、当該接続部における局所的な応力集中を回避することができ、ロータの耐久性を確保することができる。

本発明の第四の態様によれば、前記接続軸部は、前記タービン側軸部、及び前記コンプレッサ側軸部よりも低い剛性を有する材料で形成されていてもよい。

この構成によれば、接続軸部が、タービン側軸部、及びコンプレッサ側軸部よりも低い剛性を有する材料で形成されている。これにより、容易かつ正確に接続軸部の剛性を低くすることができる。

本発明の第五の態様によれば、前記接続軸部の内部が中空に形成されていてもよい。

この構成によれば、接続軸部の内部を中空に形成することのみにより、容易に接続軸部の剛性を低くすることができる。

本発明の第六の態様によれば、前記接続軸部は、相対的に剛性が低い低剛性部と、相対的に剛性が高い高剛性部とを有し、前記低剛性部と前記高剛性部は、前記タービン側軸部側から前記コンプレッサ側軸部側に向かう方向に交互に配列されていてもよい。

この構成によれば、接続軸部の剛性をタービン側軸部、及びコンプレッサ側軸部よりも低くできるとともに、接続軸部の剛性を一様に低くした場合に比べて、接続軸部の強度低下を小さく抑えることができる。

本発明によれば、振動がさらに低減された過給機を提供することができる。

本発明の第一実施形態に係る過給機の構成を示す断面図である。本発明の第一実施形態に係るロータの構成を示す模式図である。本発明の第一実施形態に係る過給機における回転数と振動応答の関係を示すグラフである。本発明の第一実施形態に係るロータにおける一次危険速度での一次モードのモード形状を示す模式図である。本発明の第一実施形態に係るロータにおける二次危険速度での一次モードのモード形状を示す模式図である。本発明に対する比較例に係るロータにおける一次危険速度での一次モードのモード形状を示す模式図である。本発明に対する比較例に係るロータにおける二次危険速度での一次モードのモード形状を示す模式図である。本発明の第一実施形態に係るロータの変形例を示す図である。図８ＡのＡ−Ａ線における断面図である。本発明の第二実施形態に係るロータの構成を示す図である。本発明の第三実施形態に係るロータの構成を示す図である。本発明の第四実施形態に係るロータの構成を示す図である。本発明の第四実施形態に係るロータの変形例を示す図である。本発明の第四実施形態に係るロータのさらなる変形例を示す図である。

［第一実施形態］
本発明の第一実施形態について、図面を参照して説明する。本実施形態に係る過給機１００は、例えば自動車等のエンジンに併設される。過給機１００は、圧縮空気を供給することで、エンジンの出力を向上させるために用いられる。図１に示すように、過給機１００は、ロータ１と、タービンホイール２と、コンプレッサホイール３と、ハウジング４と、タービン側軸受５と、コンプレッサ側軸受６と、を備えている。

ロータ１は、軸線Ａｃに沿って延びる柱状をなしている。ロータ１は、軸線Ａｃ方向一方側の端部を含むタービン側軸部１１と、軸線Ａｃ方向他方側の端部を含むコンプレッサ側軸部１２と、タービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２との間でこれらを接続する接続軸部１３と、を有している。接続軸部１３は、これらタービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２よりも小さな径寸法を有している。なお、本実施形態では、タービン側軸部１１、コンプレッサ側軸部１２、及び接続軸部１３は、同一の材料で一体に形成されている。また、本実施形態では、接続軸部１３の断面形状（軸線Ａｃに直交する平面における断面形状）は円形である。

さらに、図２に示すように、接続軸部１３の外周面（軸部外周面１３Ａ）と、タービン側軸部１１におけるコンプレッサ側軸部１２を向く第一対向面１１Ａとは、曲面状の第一アール部Ｒ１によって接続されている。即ち、軸線Ａｃを含む断面視において、第一アール部Ｒ１は、軸部外周面１３Ａから第一対向面１１Ａに向かって曲線状に延びている。言い換えると、軸部外周面１３Ａと第一対向面１１Ａとの間には角部が形成されていない。同様に、軸部外周面１３Ａと、コンプレッサ側軸部１２におけるタービン側軸部１１を向く第二対向面１２Ａとは、曲面状の第二アール部Ｒ２によって接続されている。即ち、軸線Ａｃを含む断面視において、第二アール部Ｒ２は、軸部外周面１３Ａから第二対向面１２Ａに向かって曲線状に延びている。言い換えると、軸部外周面１３Ａと第二対向面１２Ａとの間には角部が形成されていない。

再び図１に示すように、タービン側軸部１１の軸線Ａｃ方向一方側の端部には、タービンホイール２が取り付けられている。タービンホイール２は、軸線Ａｃを中心とする円盤状のタービンディスク２１と、タービンディスク２１の軸線Ａｃ方向一方側に設けられた複数のタービンブレード２２と、を有している。複数のタービンブレード２２は、軸線Ａｃを中心として放射状に設けられている。

コンプレッサ側軸部１２の軸線Ａｃ方向他方側の端部には、コンプレッサホイール３が取り付けられている。コンプレッサホイール３は、軸線Ａｃを中心とする円盤状のコンプレッサディスク３１と、コンプレッサディスク３１の軸線Ａｃ方向他方側に設けられた複数のコンプレッサブレード３２と、を有している。複数のコンプレッサブレード３２は、軸線Ａｃを中心として放射状に設けられている。

タービンホイール２、コンプレッサホイール３、及びロータ１は、ハウジング４によって外側から覆われている。より詳細にはハウジング４は、タービンホイール２を覆うタービンハウジング４１と、コンプレッサホイール３を覆うコンプレッサハウジング４２と、後述する軸受装置を収容する軸受ハウジング４３と、を有している。

タービンハウジング４１の内部には、タービンホイール２を外周側から囲むとともに、軸線Ａｃを中心として円環状に延びるタービン流路Ｐｔが形成されている。タービン流路Ｐｔの一端はエンジン（不図示）の排気口（排気バルブ）に接続されている。タービン流路Ｐｔの内周側（排気導入口７１）は、タービンホイール２に向かって開口している。タービンハウジング４１の内周側には、軸線Ａｃ方向一方側に向かって開口するタービン出口７２が形成されている。

コンプレッサハウジング４２の内部には、コンプレッサホイール３を外周側から囲むとともに、軸線Ａｃを中心として円環状に延びるコンプレッサ流路Ｐｃが形成されている。コンプレッサ流路Ｐｃの一端は、エンジンの吸気口（吸気バルブ）に接続されている。コンプレッサ流路Ｐｃの内周側（空気導入口８１）は、コンプレッサホイール３に向かって開口している。コンプレッサハウジング４２の内周側には、軸線Ａｃ方向他方側に向かって開口するコンプレッサ入口８２が形成されている。

軸受ハウジング４３は、タービンハウジング４１とコンプレッサハウジング４２との間に設けられている。軸受ハウジング４３の内部には、タービン側軸受５と、コンプレッサ側軸受６とが設けられている。ロータ１は、これらタービン側軸受５、及びコンプレッサ側軸受６によって軸線Ａｃ回りに回転可能に支持されている。より具体的には、タービン側軸受５はタービン側軸部１１を支持し、コンプレッサ側軸受６はコンプレッサ側軸部１２を支持している。タービン側軸受５、及びコンプレッサ側軸受６は、ともに油潤滑式のラジアル軸受である。軸受ハウジング４３には、これらタービン側軸受５、及びコンプレッサ側軸受６に潤滑油を供給する潤滑油供給部９が形成されている。

潤滑油供給部９は、潤滑油を貯留する油溜り９１と、油溜り９１からそれぞれタービン側軸受５、コンプレッサ側軸受６に向かって延びる第一流路９２、及び第二流路９３と、を有している。油溜り９１には、軸受ハウジング４３に形成された油導入口９４を通じて潤滑油が供給される。油溜り９１内の潤滑油は、第一流路９２を経てタービン側軸受５に到達し、これを潤滑する。同様に、油溜り９１内の潤滑油は、第二流路９３を経てコンプレッサ側軸受６に到達し、これを潤滑する。タービン側軸受５、及びコンプレッサ側軸受６を潤滑し終えた潤滑油は、軸受ハウジング４３に形成された油排出口９５を通じて外部に排出される。

次に、過給機１００の動作について説明する。エンジン排気がタービン流路Ｐｔを経てタービンホイール２に供給されることで、タービンホイール２、及びロータ１が回転する。タービンホイール２、及びロータ１の回転に供された後のエンジン排気は、タービン出口７２を経て、触媒装置やフィルターを含む排気系統に向かって排出される。ここで、エンジン排気によるタービンホイール２、及びロータ１の回転に伴って、コンプレッサホイール３も回転する。コンプレッサホイール３の回転によって、コンプレッサ入口８２からコンプレッサ流路Ｐｃを経てコンプレッサホイール３に外部の空気が導かれる。コンプレッサホイール３の回転に伴ってこの空気は次第に圧縮されて高圧空気となる。高圧空気は、コンプレッサ流路Ｐｃを経てエンジンの吸気系統に供給される。その結果、高圧空気のエネルギーによって燃料の爆発力が増大し、エンジン出力を向上させることができる。

ここで、上記のような過給機１００では、ロータ１に曲げ振動と呼ばれる強制振動が生じることが知られている。曲げ振動は、ロータ１の曲げ固有振動数と、運転回転数とが一致した時に生じる共振である。曲げ振動が生じる時の運転回転数を、曲げ危険速度と呼ぶ。曲げ危険速度は、低回転域から高回転域にかけて複数存在し、それぞれ一次危険速度、二次危険速度、三次危険速度、・・・と呼ばれる（図３参照）。近年では、さらなる出力向上を図るため、過給機１００の高速回転化が進められている。これに伴い、曲げ危険速度（二次危険速度）が最高回転数（定格回転数）に近接し、高回転域で振動を生じてしまう可能性がある。

しかしながら、本実施形態に係る過給機１００では、ロータ１の接続軸部１３がロータ１の他の部分（タービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２）よりも小さな径寸法を有している。即ち、接続軸部１３の剛性は、タービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２の剛性よりも低い。その結果、ロータ１の振動応答（振幅）を小さく抑えることができる。

振動が生じた場合のロータ１の挙動について、図４、図５を参照してさらに詳しく説明する。図４は、一次危険速度におけるロータ１の支配的な振動モード（一次モード）のモード形状を表している。図５は、二次危険速度におけるロータ１の支配的な振動モード（一次モード）のモード形状を表している。なお、ロータ１のモード形状を得るに当たっては、モード解析と呼ばれる数値シミュレーションが好適に用いられる。

図４及び図５から読み取れるように、一次危険速度、及び二次危険速度において、ロータ１には曲げモードの振動が生じる。ここで、接続軸部１３の剛性が、タービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２の剛性よりも低いことから、振動応答（振幅）が最も小さい位置（節Ｎ）は、タービン側軸受５とコンプレッサ側軸受６との間であって、軸線Ａｃ上に位置している。即ち、この節Ｎを基準として、タービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２が互いに同一の方向に向かって軸線Ａｃから離間するような振動が生じる。このように、節Ｎがタービン側軸受５とコンプレッサ側軸受６との間に位置していることから、タービン側軸受５、及びコンプレッサ側軸受６における振動応答（振幅）が小さくなる。即ち、図３中の鎖線グラフに示すように、過給機１００の運転回転数領域の全体にわたって、危険速度における振動応答を小さく抑えることができる。その結果、一次危険速度はもとより、たとえ運転回転数が二次危険速度に到達した場合であっても、タービン側軸受５、及びコンプレッサ側軸受６を介して過給機１００の全体に伝播する振動を低減することができる。

以上、説明したように、上記の構成によれば、接続軸部１３の剛性が、タービン側軸部１１及びコンプレッサ側軸受６の剛性よりも小さいことから、モード形状の節Ｎがタービン側軸受５とコンプレッサ側軸受６との間に位置することになる。結果として、節Ｎに近い部分（即ち、タービン側軸受５、コンプレッサ側軸受６）における振動応答を小さく抑えることができ、タービン側軸受５、及びコンプレッサ側軸受６を介して過給機１００全体に伝播する振動を低減することができる。

さらに上記の構成によれば、接続軸部１３の径寸法がタービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２の径寸法よりも小さい。即ち、接続軸部１３の径寸法を調節することのみによって、容易かつ正確に接続軸部１３の剛性を低くすることができる。

加えて、上記の構成によれば、接続軸部１３と、タービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２とがそれぞれ第一アール部Ｒ１、及び第二アール部Ｒ２によって接続されている。即ち、接続軸部１３とタービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２との接続部に角部が形成されていない。その結果、当該接続部における局所的な応力集中を回避することができ、ロータ１の耐久性を確保することができる。

以上、本発明の第一実施形態について説明した。なお、本発明の要旨を逸脱しない限りにおいて、上記の構成に種々の変更・改修を施すことが可能である。例えば、上記第一実施形態では、接続軸部１３が円形の断面形状を有している例について説明した。しかしながら、図８Ａ、図８Ｂに示すような構成を採ることも可能である。これら図８Ａ、図８Ｂの例では、接続軸部１３が多角形の断面形状を有している。なお、多角形として六角形を採用した例について説明したが、その他の形状（正方形、正五角形等）を採用することも可能である。

［第二実施形態］
次に、本発明の第二実施形態について、図９を参照して説明する。なお、上記の第一実施形態と同様の構成については同一の符号を付し、詳細な説明を省略する。本実施形態では、ロータ２０１の接続軸部２１３が、タービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２よりも剛性の低い材料で形成されている。

この構成によれば、接続軸部２１３が、タービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２よりも低い剛性を有する材料で形成されている。したがって、接続軸部２１３の材料を変えることのみによって、容易かつ正確に接続軸部２１３の剛性を調節することができる。

以上、本発明の第二実施形態について説明した。なお、本発明の要旨を逸脱しない限りにおいて、上記の構成に種々の変更・改修を施すことが可能である。

［第三実施形態］
次に、本発明の第三実施形態について、図１０を参照して説明する。なお、上記の第一実施形態と同様の構成については同一の符号を付し、詳細な説明を省略する。図１０に示すように、本実施形態では、ロータ３０１の接続軸部３１３が中空に形成されている。具体的には、接続軸部３１３の内部に中空部Ｖとしての空間が形成されている。一方で、タービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２は中実に形成されている。したがって、接続軸部３１３は、タービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２よりも低い剛性を有している。

この構成によれば、接続軸部３１３が中空に形成することのみにより、容易に当該接続軸部３１３の剛性を、タービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２の剛性よりも低くすることができる。

以上、本発明の第三実施形態について説明した。なお、本発明の要旨を逸脱しない限りにおいて、上記の構成に種々の変更・改修を施すことが可能である。

［第四実施形態］
次に、本発明の第四実施形態について、図１１を参照して説明する。なお、上記の第一実施形態と同様の構成については同一の符号を付し、詳細な説明を省略する。図１１に示すように、本実施形態では、接続軸部４１３が、低剛性部４１３Ａと、高剛性部４１３Ｂとを有している。低剛性部４１３Ａは高剛性部４１３Ｂに比べて相対的に低い剛性を有している。高剛性部４１３Ｂは低剛性部４１３Ａに比べて相対的に高い剛性を有している。高剛性部４１３Ｂと低剛性部４１３Ａは、タービン側軸部１１側からコンプレッサ側軸部１２側に向かう方向に交互に配列されている。

より具体的には、本実施形態では、高剛性部４１３Ｂは低剛性部４１３Ａよりも大きな径寸法を有することで相対的に高い剛性を有している。低剛性部４１３Ａは高剛性部４１３Ｂよりも小さな径寸法を有することで相対的に低い剛性を有している。

この構成によれば、接続軸部４１３の剛性をタービン側軸部１１、及びコンプレッサ側軸部１２よりも低くできるとともに、接続軸部４１３の剛性を一様に低くした場合に比べて、接続軸部４１３の強度低下を小さく抑えることができる。

以上、本発明の第四実施形態について説明した。なお、本発明の要旨を逸脱しない限りにおいて、上記の構成に種々の変更・改修を施すことが可能である。例えば、上記第四実施形態では、径寸法を互いに違えることによって高剛性部４１３Ｂと低剛性部４１３Ａとを形成した例について説明した。しかしながら、高剛性部４１３Ｂ、及び低剛性部４１３Ａの構成は上記に限定されない。

他の例として、図１２に示すように、高剛性部４１３Ｂ及び低剛性部４１３Ａの径寸法を互いに同一に設定するとともに、低剛性部４１３Ａとしての中空部分Ｖ２と、高剛性部４１３Ｂとしての中実部分Ｖ１とを交互に形成することも可能である。さらに他の例として、図１３に示すように、低剛性部４１３Ａ及び高剛性部４１３Ｂの径寸法を互いに同一に設定するとともに、高剛性部４１３Ｂを低剛性部４１３Ａよりも高い剛性を有する材料で形成し、低剛性部４１３Ａを高剛性部４１３Ｂよりも低い剛性を有する材料で形成することも可能である。いずれの構成であっても、上記第四実施形態に係る構成と同様の作用効果を得ることができる。

比較例

図６及び図７を参照して、上記第一実施形態に対する比較例について説明する。この比較例では、上記第一実施形態とは異なる比較用ロータ１´の挙動について説明する。比較用ロータ１´では、タービン側軸部１１´、接続軸部１３´、及びコンプレッサ側軸部１２´が互いに同一の剛性を有している。図６は、一次危険速度における比較用ロータ１´の支配的な振動モード（一次モード）のモード形状を表している。図７は、二次危険速度における比較用ロータ１´の支配的な振動モード（一次モード）のモード形状を表している。

図６から読み取れるように、一次危険速度では、比較用ロータ１´にコニカルモードの振動が生じる。より具体的には、一次危険速度において、比較用ロータ１´は軸線Ａｃを中心とする円錐状に振れ回る振動を生じる。この時、同図に示すように、タービン側軸受５、及びコンプレッサ側軸受６の位置では、軸線Ａｃから径方向外側に逸脱するような振動応答が生じている。即ち、比較用ロータ１´の振動がこれらタービン側軸受５、及びコンプレッサ側軸受６を介して装置全体に伝播してしまう。

さらに、図７から読み取れるように、二次危険速度では、比較用ロータ１´に曲げモードの振動が生じる。ここで、モード形状の節Ｎ´はタービン側軸受５、及びコンプレッサ側軸受６の間に位置している。しかしながら、上記第一実施形態とは異なり、比較用ロータ１の節Ｎ´は、軸線Ａｃから径方向外側に逸脱した位置にある。即ち、節Ｎ´であっても、上記第一実施形態に係るロータ１よりも大きな振動応答が生じていることが分かる。したがって、比較用ロータ１´の振動がこれらタービン側軸受５、及びコンプレッサ側軸受６を介して装置全体に伝播してしまう。

以上、説明したように、本比較例に係る構成では、一次危険速度、及び二次危険速度において、ともに大きな振動応答が比較用ロータ１´に生じることが分かる。言い換えると、上記の各実施形態に係る構成は、本比較例に対して顕著かつ有意の効果を奏することが分かる。

上記態様の過給機によれば、振動をさらに低減させることができる。

１，２０１，３０１…ロータ、２…タービンホイール、３…コンプレッサホイール、４…ハウジング、５…タービン側軸受、６…コンプレッサ側軸受、９…潤滑油供給部、１１…タービン側軸部、１１Ａ…第一対向面、１２…コンプレッサ側軸部、１２Ａ…第二対向面、１３，２１３，３１３，４１３…接続軸部、１３Ａ…軸部外周面、２１…タービンディスク、２２…タービンブレード、３１…コンプレッサディスク、３２…コンプレッサブレード、４１…タービンハウジング、４２…コンプレッサハウジング、４３…軸受ハウジング、７１…排気導入口、７２…タービン出口、８１…空気導入口、８２…コンプレッサ入口、９１…油溜り、９２…第一流路、９３…第二流路、９４…油導入口、９５…油排出口、１００…過給機、４１３Ａ…低剛性部、４１３Ｂ…高剛性部、Ａｃ…軸線、Ｎ，Ｎ´…節、Ｐｃ…コンプレッサ流路、Ｐｔ…タービン流路、Ｒ１…第一アール部、Ｒ２…第二アール部、Ｖ…中空部、Ｖ１…中実部分、Ｖ２…中空部分

Claims

タービン側軸部、コンプレッサ側軸部、及び前記タービン側軸部と前記コンプレッサ側軸部との間でこれらを接続する接続軸部を有するロータと、
前記タービン側軸部を支持するタービン側軸受と、
前記コンプレッサ側軸部を支持するコンプレッサ側軸受と、
を備え、
前記接続軸部の剛性は、前記ロータの運転回転数領域に係る各危険速度でのモード形状の節が前記タービン側軸受と前記コンプレッサ側軸受との間に位置するように、前記タービン側軸部及び前記コンプレッサ側軸部よりも低く設定されている過給機。
前記接続軸部は、前記タービン側軸部、及び前記コンプレッサ側軸部よりも小さな径寸法を有する請求項１に記載の過給機。
前記接続軸部の外周面と、前記タービン側軸部における前記コンプレッサ側軸部を向く第一対向面とは、曲面状の第一アール部によって接続され、
前記接続軸部の外周面と、前記コンプレッサ側軸部における前記タービン側軸部を向く第二対向面とは、曲面状の第二アール部によって接続されている請求項２に記載の過給機。
前記接続軸部は、前記タービン側軸部、及び前記コンプレッサ側軸部よりも低い剛性を有する材料で形成されている請求項１に記載の過給機。
前記接続軸部の内部が中空に形成されている請求項１に記載の過給機。
前記接続軸部は、相対的に剛性が低い低剛性部と、相対的に剛性が高い高剛性部とを有し、
前記低剛性部と前記高剛性部は、前記タービン側軸部側から前記コンプレッサ側軸部側に向かう方向に交互に配列されている請求項１に記載の過給機。