WO2010122668A1 - 内燃機関の過給機システム - Google Patents

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WO2010122668A1
WO2010122668A1 PCT/JP2009/058203 JP2009058203W WO2010122668A1 WO 2010122668 A1 WO2010122668 A1 WO 2010122668A1 JP 2009058203 W JP2009058203 W JP 2009058203W WO 2010122668 A1 WO2010122668 A1 WO 2010122668A1
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combustion engine
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棚田　雅之
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トヨタ自動車 株式会社
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    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a supercharger system for an internal combustion engine including a first supercharger and a second supercharger.
  • Patent Document 1 Conventionally, as a supercharger system of this type of internal combustion engine, for example, there is one described in Patent Document 1.
  • Conventional general turbocharger systems including those described in Patent Document 1 include a low-pressure supercharger and a high-pressure supercharger. Specifically, a low-pressure compressor wheel and a small-sized high-pressure compressor wheel are provided in the intake passage of the internal combustion engine sequentially from the intake upstream side. Further, in the exhaust passage of the internal combustion engine, a high-pressure turbine wheel that is larger than the high-pressure turbine wheel and the high-pressure turbine wheel is provided in order from the exhaust upstream side.
  • the low pressure compressor wheel and the high pressure compressor wheel are surrounded by a low pressure compressor housing and a high pressure compressor housing, respectively.
  • the low pressure turbine wheel and the high pressure turbine wheel are surrounded by a low pressure turbine housing and a high pressure turbine housing, respectively.
  • the exhaust passage of the internal combustion engine is provided with an exhaust bypass passage that connects the upstream side and the downstream side of the high pressure turbine wheel to bypass the high pressure turbine wheel, and the opening degree of the exhaust bypass valve provided in the bypass passage Some exhaust flows into the high-pressure turbine wheel through control.
  • a supercharger system for an internal combustion engine comprises a first supercharger and a second supercharger, and the first supercharger is provided in an intake passage of the internal combustion engine.
  • a first compressor wheel provided in an exhaust passage of the internal combustion engine and connected to the first compressor wheel by a first shaft, a first compressor housing surrounding the first compressor wheel, and the first compressor wheel
  • a first turbine housing surrounding one turbine wheel wherein the second supercharger is provided in a second compressor wheel provided in the intake passage, and provided in the exhaust passage by a second shaft on the second compressor wheel.
  • the first and the second compressor housings are arranged in a space formed between the first compressor housing and the first turbine housing such that at least one of the second compressor housing and the second turbine housing is located.
  • a second compressor housing and first and second turbine housings are configured.
  • the supercharging in the direction perpendicular to the axial direction of the first shaft is greater than the structure in which both the second compressor housing and the second turbine housing are not located in the space.
  • the physique as a whole machine system can be made small. Therefore, the physique as a whole supercharger system can be made small exactly.
  • first and second compressor housings and the first and second turbine housings are configured such that both the part of the second compressor housing and the part of the second turbine housing are located in the space. Embodiments are preferred.
  • the turbocharger system as a whole in the axial direction of the first shaft is compared with a structure in which either one of the second compressor housing or the second turbine housing is located in the space.
  • the physique can be made small. Therefore, the physique as the whole supercharger system can be reduced more accurately.
  • the first compressor wheel has a larger size in the radial direction than the second compressor wheel
  • the first turbine wheel has a larger size in the radial direction than the second turbine wheel.
  • the first compressor wheel in the radial direction is larger than the second compressor wheel
  • the first turbine wheel in the radial direction is larger than the second turbine wheel.
  • the opposite aspect that is, the physique in the radial direction of the first compressor wheel is made smaller than that of the second compressor wheel
  • the physique in the radial direction of the first turbine wheel is made smaller than that of the second turbine wheel.
  • the space formed between the first compressor housing and the first turbine housing can be made larger than when the aspect is adopted. Therefore, in order to position at least one of the part of the second compressor housing and the part of the second turbine housing in the space, the space can be ensured accurately.
  • the second bearing that supports the second shaft is a ball bearing.
  • an exhaust-driven supercharger includes a full float bearing that receives a radial load and a thrust bearing that receives a thrust load as bearings that support a shaft.
  • the second bearing is a ball bearing that receives both a radial load and a thrust load
  • the second bearing is compared with a configuration that includes a full float bearing and a thrust bearing.
  • the length of the second shaft can be shortened. Therefore, it is possible to easily realize a configuration in which both a part of the second compressor housing and a part of the second turbine housing are located in a space formed between the first compressor housing and the first turbine housing. It becomes like this.
  • a mode in which a flow rate variable mechanism is provided inside the second turbine housing to vary the flow rate of the exhaust acting on the second turbine wheel can be made variable through the opening degree control of the flow rate variable valve.
  • the supercharging characteristic of the second supercharger can be accurately changed according to the engine operating state.
  • the second turbine housing itself can function as a bypass path that bypasses the second turbine wheel.
  • the physique of the entire turbocharger system is more accurately reduced as compared to a configuration in which a bypass path that bypasses the second turbine wheel by connecting the upstream side and the downstream side of the second turbine housing is provided separately. Will be able to.
  • variable flow rate mechanism includes a cylindrical valve that is displaced along the axial direction of the second shaft.
  • variable flow valve that makes the flow rate of the exhaust acting on the second turbine wheel variable is displaced along the axial direction of the second shaft, that is, in the direction perpendicular to the flow direction of the exhaust. Therefore, the force required to drive the valve can be kept small. For this reason, the physique of the actuator of a flow variable valve can be made small, and the physique as the whole supercharger system can be made still smaller appropriately.
  • the first and second compressor housings and the first and second turbine housings are configured such that both the part of the second compressor housing and the part of the second turbine housing are located in the space.
  • the first supercharger includes a first bearing that supports the first shaft and a first bearing housing that surrounds the first bearing
  • the second supercharger includes a first bearing that supports the second shaft. It is preferable that the first bearing housing and the second bearing housing are integrally formed with two bearings and a second bearing housing surrounding the second bearing.
  • the shaft of the first shaft The distance between the first bearing housing and the second bearing housing in the direction perpendicular to the direction can be made small. For this reason, if an aspect in which the first bearing housing and the second bearing housing are integrally formed as described above is adopted, the number of parts can be reduced by integrating these bearing housings. With the integration of the bearing housing, it is possible to accurately suppress an increase in the size of the entire bearing housing.
  • the first compressor wheel is provided on the upstream side of the intake passage with respect to the second compressor wheel, and the first and second compressor housings and the second compressor housing are disposed in the space.
  • the first and second turbine housings may be configured, and the first compressor housing and the second compressor housing may be formed in one body.
  • the number of parts can be reduced by integrating the compressor housing.
  • the first compressor wheel is provided upstream of the second compressor wheel in the intake passage, and a part of the second compressor housing is located in a space formed between the first compressor housing and the first turbine housing. Therefore, the distance between the first compressor housing and the second compressor housing in the axial direction of the first shaft can be made small, and as the compressor housing is integrated, the overall size of the compressor housing is increased. It is possible to accurately suppress the increase.
  • the first compressor wheel has a larger physique in the radial direction than the second compressor wheel, and an intake bypass passage that bypasses the second compressor wheel serves as the first compressor housing and the second compressor.
  • An embodiment in which it is formed integrally with the housing is preferable.
  • the number of parts can be reduced by integrating the first compressor housing, the second compressor housing, and the intake bypass passage.
  • the first compressor housing and the second compressor housing can be embodied in such a manner that they are formed separately.
  • first compressor housing and the second compressor housing can be embodied in such a manner that they are connected by a connecting portion made of an elastic member.
  • the compressor housing can be easily assembled.
  • first turbine wheel is provided on the downstream side of the exhaust passage with respect to the second turbine wheel, and the first and second compressor housings and the second turbine housing are positioned in the space.
  • the first and second turbine housings may be configured, and the first turbine housing and the second turbine housing may be integrally formed.
  • the number of parts can be reduced by integrating the turbine housing.
  • the first turbine wheel is provided downstream of the second turbine wheel in the exhaust passage, and a part of the second turbine housing is located in a space formed between the first compressor housing and the first turbine housing. Therefore, the distance between the first turbine housing and the second turbine housing in the axial direction of the first shaft can be reduced, and as the turbine housing is integrated, the overall size of the turbine housing is improved. It is possible to accurately suppress the increase.
  • the first turbine wheel is larger in the radial direction than the second turbine wheel, and an exhaust bypass passage that bypasses the first turbine wheel is integrated with the first turbine housing and the second turbine housing. It is preferable that the film is formed.
  • the number of parts can be reduced by integrating the first turbine housing, the second turbine housing, and the exhaust bypass passage.
  • the first turbine housing and the second turbine housing can be embodied in such a manner that they are formed separately.
  • first turbine housing and the second turbine housing are connected by a connecting portion made of an elastic member. According to this aspect, even when at least one of the first turbine housing and the second turbine housing has manufacturing variations or assembly variations, the variations are absorbed through elastic deformation of the connecting portion. Can do. Therefore, the turbine housing can be easily assembled.
  • the thermal expansion of a 1st turbine housing or a 2nd turbine housing can be absorbed through the elastic deformation of a connection part. Therefore, it is possible to accurately suppress the occurrence of cracks and the like due to the thermal expansion of these turbine housings.
  • the connecting portion can be embodied in such a manner that it has a bellows structure.
  • FIG. 1 is a block diagram showing a schematic configuration of a supercharger system for an internal combustion engine according to a first embodiment of the present invention.
  • Sectional drawing of the supercharger system of FIG. FIG. 5 is a partial cross-sectional view centering on a flow rate variable mechanism in the supercharger system of FIG. 4.
  • (A) is sectional drawing which shows centering on a lubricating oil supply / discharge mechanism about the bearing housing in the supercharger system of FIG. 3,
  • (b) is sectional drawing centering on a cooling water supply / discharge mechanism about the bearing housing.
  • (A) is the side view which looked at the supercharger system which concerns on 2nd Embodiment of this invention from the low pressure turbine housing side
  • (b) is the side view which looked at the supercharger system from the low pressure compressor housing side.
  • FIG. 1 shows a schematic configuration of an internal combustion engine 1 according to the present embodiment. As shown in the figure, an intake passage 20 for supplying intake air to the engine body 10 and an exhaust passage 30 for discharging exhaust gas from the engine body 10 are connected to the engine body 10 of the internal combustion engine 1. .
  • an air cleaner 21, a centrifugal low-pressure compressor LC, a centrifugal high-pressure compressor HC, and an intake manifold 22 are provided in this order from the upstream side.
  • the intake bypass passage 23 connects the portion of the intake passage 20 between the low-pressure compressor LC and the high-pressure compressor HC and the portion of the intake passage 20 downstream of the high-pressure compressor HC so that the high-pressure compressor HC is bypassed. is doing.
  • An intake bypass valve 24 is provided in the intake bypass passage 23.
  • the intake air flow rate flowing into the high pressure compressor HC is controlled through the opening degree control of the intake air bypass valve 24.
  • the low pressure compressor LC includes a low pressure compressor wheel 54 and a low pressure compressor housing portion 51 surrounding the low pressure compressor wheel 54.
  • the high-pressure compressor HC includes a high-pressure compressor wheel 55 and a high-pressure compressor housing portion 52 that surrounds the high-pressure compressor wheel 55.
  • the exhaust passage 30 is provided with an exhaust manifold 32, a radial flow type high pressure turbine HT, a radial flow type low pressure turbine LT, and a catalyst device 31 in order from the upstream side. Further, the exhaust bypass passage 33 connects the portion of the exhaust passage 30 between the high pressure turbine HT and the low pressure turbine LT and the portion of the exhaust passage 30 downstream of the low pressure turbine LT so that the low pressure turbine LT is bypassed. is doing.
  • An exhaust bypass valve 34 is provided in the exhaust bypass passage 33. The exhaust flow rate flowing into the low pressure turbine LT is controlled through the opening degree control of the exhaust bypass valve 34.
  • the low pressure turbine LT includes a low pressure turbine wheel 64 and a low pressure turbine housing portion 61 surrounding the low pressure turbine wheel 64.
  • the high-pressure turbine HT includes a high-pressure turbine wheel 65 and a high-pressure turbine housing portion 62 that surrounds the high-pressure turbine wheel 65.
  • a supercharger system for an internal combustion engine it is usually provided in a bypass passage that connects the upstream side of the high-pressure turbine HT and a portion of the exhaust passage 30 between the high-pressure turbine HT and the low-pressure turbine LT, and the same passage.
  • a control valve that controls the flow rate of the exhaust gas flowing into the high-pressure turbine HT is provided (the chain double-dashed line in FIG. 1).
  • the configuration of the bypass passage is omitted by providing a cylindrical valve 91, which will be described in detail later, inside the high-pressure turbine housing portion 62.
  • the low-pressure compressor wheel 54 and the low-pressure turbine wheel 64 are connected by a low-pressure shaft LS, and the low-pressure compressor LC, the low-pressure turbine LT, and the low-pressure shaft LS constitute an exhaust-driven low-pressure supercharger LTC.
  • the high-pressure compressor HC and the high-pressure turbine HT are connected by a high-pressure shaft HS, and the high-pressure compressor HC, the high-pressure turbine HT, and the high-pressure shaft HS constitute an exhaust drive type high-pressure supercharger HTC.
  • the compressor housing portions 51 and 52 and the turbine housing portions 61 and 62 are configured as follows, so that the physique of the entire turbocharger system is appropriately reduced.
  • a space S is formed between the low-pressure compressor housing LCH and the low-pressure turbine housing LTH, but this is a dead space in the conventional turbocharger system.
  • both a part of the high-pressure compressor housing part 52 and a part of the high-pressure turbine housing part 62 are located in the space S formed between the low-pressure compressor housing part 51 and the low-pressure turbine housing part 61.
  • the compressor housing parts 51 and 52 and the turbine housing parts 61 and 62 are configured.
  • FIG. 3 is a plan view showing a planar structure of the supercharger in the present embodiment.
  • the low-pressure supercharger LTC and the high-pressure supercharger HTC are provided such that their shafts LS and HS are parallel to each other.
  • the compressor housing 50 includes a low-pressure compressor housing portion 51, a high-pressure compressor housing portion 52, a compressor connection portion 53 that connects the compressor housing portions 51 and 52, and an intake bypass portion 57, which are integrally formed. Yes.
  • An intake bypass passage 23 is formed inside the intake bypass portion 57.
  • the compressor connecting portion 53 is positioned on the inner side (right side in FIG. 3) than the outer end portion (left side end portion in FIG. 3) of the low pressure compressor housing portion 51 in the axial direction of the low pressure shaft LS.
  • the intake detour portion 57 is positioned so as to be located on the inner side (right side in FIG. 3) of the outer side end portion (left side end portion in FIG. 3) of the compressor connection portion 53 in the axial direction of the high pressure shaft HS.
  • the compressor housing 50 is formed by casting and machining.
  • the turbine housing 60 includes a low-pressure turbine housing portion 61, a high-pressure turbine housing portion 62, a turbine connection portion 63 that connects the turbine housing portions 61 and 62, and an exhaust bypass portion 67, which are integrally formed. Yes.
  • An exhaust bypass passage 33 is formed inside the exhaust bypass portion 67.
  • the turbine connecting portion 63 is positioned on the inner side (left side in FIG. 3) than the outer end portion (right side end portion in FIG. 3) of the low pressure turbine housing portion 61 in the axial direction of the low pressure shaft LS.
  • the exhaust bypass portion 67 is positioned on the inner side (left side in FIG. 3) of the low pressure turbine housing 61 in the axial direction of the low pressure turbine housing 61 than the outer end portion (right side end portion in FIG. 3).
  • the outer end portion (upper end portion in FIG. 3) of the turbine connection portion 63 and the outer end portion of the low-pressure turbine housing portion 61 is provided so as to be located on the inner side (lower side in FIG. 3) than the lower end portion.
  • the turbine housing 60 is formed by casting and machining.
  • the low pressure shaft LS of the low pressure supercharger LTC is supported by a low pressure bearing LB.
  • the low pressure bearing includes a full float bearing that receives a radial load of the low pressure shaft LS and a thrust bearing that receives a thrust load of the low pressure shaft LS.
  • the low pressure bearing LB is surrounded by the low pressure bearing housing portion 41.
  • the high pressure shaft HS of the high pressure supercharger HTC is supported by a high pressure bearing HB.
  • the high-pressure bearing HB is a ball bearing that receives both a radial load and a thrust load of the high-pressure shaft HS.
  • the high pressure bearing is surrounded by a high pressure bearing housing portion 42.
  • the low-pressure bearing housing part 41 and the high-pressure bearing housing part 42 are integrally formed, and the whole is referred to as a bearing housing 40.
  • the bearing housing 40 is provided with a lubricating oil supply / discharge mechanism 70 for supplying and discharging lubricating oil for lubricating both the low pressure bearing LB and the high pressure bearing HB. Both the lubricating oil introduction passage 71 and the lubricating oil discharge passage 72 of the lubricating oil supply / discharge mechanism 70 are connected to the low pressure bearing housing portion 41.
  • the bearing housing 40 is provided with a cooling water supply / discharge mechanism 80 for supplying and discharging cooling water for cooling both the low pressure bearing LB and the high pressure bearing HB.
  • a cooling water introduction passage 81 of a cooling water supply / discharge mechanism 80 is connected to the low pressure bearing housing portion 41, and a cooling water discharge passage 82 of the cooling water supply / discharge mechanism 80 is connected to the high pressure bearing housing portion 42.
  • FIG. 4 is a partial cross-sectional view showing a partial cross-sectional structure of the supercharger.
  • the intake bypass section 57 and the exhaust bypass section 67 are not shown.
  • the low-pressure compressor wheel 54 has a larger physique in the radial direction than the high-pressure compressor wheel 55.
  • the low-pressure compressor housing portion 51 has a larger physique in the radial direction than the high-pressure compressor housing portion 52.
  • the low-pressure turbine wheel 64 is larger in the radial direction than the high-pressure turbine wheel 65.
  • the low-pressure turbine housing part 61 has a larger physique in the radial direction than the high-pressure turbine housing part 62.
  • variable flow rate mechanism 90 that makes the flow rate of exhaust gas acting on the high-pressure turbine wheel 65 variable.
  • the flow variable mechanism 90 includes a cylindrical valve 91 that is displaced along the axial direction of the high-pressure shaft HS, and an actuator 92 that drives the cylindrical valve 91.
  • fixed blades 66 for restricting the flow direction of exhaust gas acting on the high pressure turbine wheel 65 are provided inside the high pressure turbine housing portion 62. The fixed blades 66 are provided in a manner that surrounds the base end side (left side in FIG. 4) of the high-pressure turbine wheel 65.
  • the cylindrical valve 91 includes a cylindrical portion 91A having a cylindrical shape, a tip portion 91B connected to an end portion on the high pressure turbine wheel 65 side in the cylindrical portion 91A, and a high pressure turbine wheel 65 in the cylindrical portion 91A.
  • the distal end portion 91B has an annular shape, and is provided in a manner extending from the end portion on the high pressure turbine wheel 65 side in the cylindrical portion 91A in a direction perpendicular to the axial direction of the high pressure shaft HS.
  • the base end portion 91C includes a portion that has a shape that is gradually reduced in diameter toward the side opposite to the high-pressure turbine wheel 65 in the cylindrical portion 91A, and an axial portion that extends from the base end (right end in FIG. 5). Have.
  • the base end portion 91C is formed with a discharge hole 91E for discharging the exhaust inside the cylindrical valve 91 to the outside.
  • the output shaft of the actuator 92 is connected to the shaft-like portion of the base end portion 91C.
  • a seal groove 91D is formed over the entire circumference at a position facing the inner circumference of the high-pressure turbine wheel 65 on the outer circumferential surface of the cylindrical portion 91A, and an annular seal member 68 is attached to the seal groove 91D. ing.
  • the cylindrical valve 91 can be displaced in the axial direction of the high-pressure shaft HS in the range from the fully open position P1 to the fully closed position P2 shown in the drawing.
  • the cylindrical valve 91 in a state where the cylindrical valve 91 is in the fully open position P1, most of the exhaust gas flowing into the high pressure turbine housing portion 62 acts on the high pressure turbine wheel 65 without passing through the fixed blade 66. Instead, the high pressure turbine housing part 62 flows out.
  • the cylindrical valve 91 in a state where the cylindrical valve 91 is in the fully closed position P ⁇ b> 2
  • most of the exhaust gas flowing into the high pressure turbine housing portion 62 passes through the fixed blade 66.
  • the inside of the high-pressure turbine housing portion 62 is formed. Therefore, the flow rate of the exhaust gas acting on the high pressure turbine wheel 65 can be controlled by changing the position of the cylindrical valve 91 in the axial direction of the high pressure shaft HS.
  • FIG. 6A and 6B are cross-sectional views at different positions in the axial direction of the low pressure shaft LS (the axial direction of the high pressure shaft HS).
  • FIG. 6A shows the lubricating oil supply / discharge mechanism 70.
  • FIG. 6B schematically shows a cross-sectional structure of the bearing housing 40 centering on the cooling water supply / discharge mechanism 80.
  • the bearing housing 40 is formed with a main supply passage 73 having an opening in the lower end surface in the vertical direction and extending upward in the vertical direction. Further, the bearing housing 40 extends in the horizontal direction from the middle of the main supply passage 73 in a horizontal direction from a low pressure side supply passage 74 that supplies lubricating oil to the low pressure shaft LS and a vertical upper end portion of the main supply passage 73. A high-pressure side supply passage 75 that supplies lubricating oil to the high-pressure shaft HS is formed.
  • the bearing housing 40 has an opening in the lower end surface in the vertical direction and a low pressure side space that is a space including the low pressure shaft LS.
  • the bearing housing 40 is formed with a high-pressure side space that is a space including the high-pressure shaft HS.
  • the low pressure side space 76 and the high pressure side space 77 are communicated with each other via a connecting passage 78 extending in the vertical direction.
  • the lubricating oil introduced into the bearing housing 40 from the lubricating oil introduction passage 71 through the main supply passage 73 is supplied to the low pressure shaft LS and the low pressure bearing LB through the low pressure side supply passage 74 and also supplied to the high pressure side. It is supplied to the high pressure shaft HS and the high pressure bearing HB through the passage 75. Further, the lubricating oil that has been used for lubrication in the low-pressure shaft LS and the low-pressure bearing LB is discharged to the outside of the bearing housing 40 through the low-pressure side space 76 and the lubricating oil discharge passage 72.
  • the lubricating oil after being lubricated in the high-pressure shaft HS and the high-pressure bearing HB is a bearing housing through the high-pressure side space 77, the connecting passage 78, the low-pressure side space 76, the lubricating oil discharge passage 72, and the lubricating oil discharge passage 72. 40 is discharged to the outside.
  • the bearing housing 40 is formed with a supply passage 83 having an opening in the lower end surface in the vertical direction and extending upward in the vertical direction.
  • the bearing housing 40 is extended from the middle of the supply passage 83 in the horizontal direction to supply cooling water above the low pressure shaft LS and the low pressure bearing LB, and from the upper end in the vertical direction of the supply passage 83 to the high pressure.
  • a high-pressure side passage 85 that extends toward the shaft HS and the high-pressure bearing HB and supplies cooling water is formed above the high-pressure shaft HS and the high-pressure bearing HB.
  • the high pressure side passage 85 is formed in a substantially arched cross section so as to surround the high pressure shaft HS and the high pressure bearing HB.
  • a discharge passage 86 having an opening on the upper end surface in the vertical direction of the bearing housing 40 is formed above the high-pressure shaft HS and the high-pressure bearing HB in the vertical direction.
  • the cooling water introduced into the bearing housing 40 from the cooling water introduction passage 81 through the supply passage 83 flows into the low pressure side passage 84 to cool the low pressure shaft LS and the low pressure bearing LB, and at the high pressure side.
  • the passage 85 By flowing into the passage 85, the high pressure shaft HS and the high pressure bearing HB are cooled. Then, the cooling water subjected to cooling is discharged to the outside of the bearing housing 40 through the discharge passage 86 and the cooling water discharge passage 82.
  • the internal combustion engine 1 includes a low pressure turbocharger LTC having a low pressure compressor wheel 54 provided in the intake passage 20 and a low pressure turbine wheel 64 provided in the exhaust passage 30 and connected to the low pressure compressor wheel 54 by a low pressure shaft LS.
  • the high pressure compressor housing portion 52 surrounding the high pressure compressor wheel 55 is formed in a space S formed between the low pressure compressor housing portion 51 surrounding the low pressure compressor wheel 54 and the low pressure turbine housing portion 61 surrounding the low pressure turbine wheel 64.
  • the compressor housing parts 51 and 52 and the turbine housing parts 61 and 62 are provided so that both a part of the high pressure turbine wheel part 65 and a part of the high pressure turbine housing part 62 surrounding the high pressure turbine wheel 65 are located.
  • the supercharging in the direction perpendicular to the axial direction of the low-pressure shaft LS is made as compared with the structure in which both the part of the high-pressure compressor housing part 52 and the part of the high-pressure turbine housing part 62 are not located in the space S.
  • the physique as a whole machine system can be made small.
  • the physique as the whole supercharger system in the axial direction of the low-pressure shaft LS is improved. Can be small. Therefore, the physique as the whole supercharger system can be made small exactly.
  • the low pressure compressor wheel 54 has a larger physique in the radial direction than the high pressure compressor wheel 55, and the low pressure turbine wheel 64 has a larger physique in the radial direction than the high pressure turbine wheel 65.
  • both a part of the high-pressure compressor housing part 52 and a part of the high-pressure turbine housing part 62 are positioned in the space S formed between the low-pressure compressor housing part 51 and the low-pressure turbine housing part 61. In the above, the space S can be ensured accurately.
  • the low pressure bearing housing portion 41 and the high pressure bearing housing portion 42 are formed integrally. For this reason, while reducing the number of parts by integrating the bearing housing portions 41 and 42, it is possible to accurately suppress an increase in the size of the bearing housing 40 as a whole due to the integration of the bearing housing portions 41 and 42. Can do.
  • the low-pressure compressor housing portion 51 and the high-pressure compressor housing portion 52 are formed integrally. Thereby, the number of parts can be reduced. Further, as described above, since the distance between the low pressure compressor housing portion 51 and the high pressure compressor housing portion 52 in the axial direction of the low pressure shaft LS can be reduced, the compressor housing portions 51 and 52 are integrated. It can suppress exactly that the physique as the compressor housing 50 whole increases.
  • the intake bypass passage 23 that bypasses the high-pressure compressor wheel 55 is formed integrally with the low-pressure compressor housing portion 51 and the high-pressure compressor housing portion 52. Thereby, the number of parts can be reduced.
  • the low-pressure turbine housing part 61 and the high-pressure turbine housing part 62 are integrally formed. As a result, the number of parts can be reduced. Further, as described above, since the distance between the low pressure turbine housing portion 61 and the high pressure turbine housing portion 62 in the axial direction of the low pressure shaft LS can be reduced, the turbine housing portions 61 and 62 are integrated with each other. It can suppress exactly that the physique as the whole turbine housing 60 increases.
  • the exhaust bypass passage 33 that bypasses the low-pressure turbine wheel 64 is formed integrally with the low-pressure turbine housing portion 61 and the high-pressure turbine housing portion 62. Thereby, the number of parts can be reduced.
  • the high-pressure bearing HB that supports the high-pressure shaft HS is a ball bearing.
  • the length of the high-pressure shaft HS can be shortened as compared with the case where the high-pressure bearing HB is constituted by a full float bearing and a thrust bearing.
  • these compressors are arranged such that both a part of the high-pressure compressor housing part 52 and a part of the high-pressure turbine housing part 62 are located in the space S formed between the low-pressure compressor housing part 51 and the low-pressure turbine housing part 61.
  • the housing parts 51 and 52 and the turbine housing parts 61 and 62 can be easily provided.
  • a flow rate variable mechanism 90 that makes the flow rate of exhaust gas acting on the high-pressure turbine wheel 65 variable is provided inside the high-pressure turbine housing portion 62.
  • the high-pressure turbine housing part 62 itself can function as a bypass path that bypasses the high-pressure turbine wheel 65.
  • the bypass passage can be omitted compared to a conventional general configuration in which a bypass passage that connects the upstream side and the downstream side of the high-pressure turbine housing and bypasses the high-pressure turbine wheel is provided separately.
  • the overall physique can be accurately reduced.
  • the flow rate variable mechanism 90 includes a cylindrical valve 91 that is displaced along the axial direction of the high-pressure shaft HS.
  • the cylindrical valve 91 is configured as a valve that is displaced along the axial direction of the high-pressure shaft HS, that is, in a direction perpendicular to the flow direction of the exhaust gas, it is necessary to drive the valve 91. Can be kept small. For this reason, the physique of the actuator 92 of the flow variable mechanism 90 can be made small, and the physique as the whole supercharger system can be made much smaller.
  • the low pressure compressor housing 151 and the high pressure compressor housing 152 are formed separately, and the low pressure turbine housing 161 and the high pressure turbine housing 162 are formed separately. Is different. Hereinafter, the difference from the first embodiment will be mainly described.
  • FIG. 7 shows a side structure of the supercharger in this embodiment.
  • 7A is a side view showing a side structure of the turbocharger from the low pressure turbine housing 161 side
  • FIG. 7B is a side view showing a side structure of the turbocharger from the low pressure compressor housing 151 side.
  • FIG. 7A is a side view showing a side structure of the turbocharger from the low pressure turbine housing 161 side
  • FIG. 7B is a side view showing a side structure of the turbocharger from the low pressure compressor housing 151 side.
  • the low-pressure turbine housing 161 and the high-pressure turbine housing 162 are formed separately, and a separate turbine is provided between the low-pressure turbine housing 161 and the high-pressure turbine housing 162.
  • a connection portion 163 is provided.
  • the turbine connection part 163 has a bellows structure and is made of metal.
  • the low-pressure turbine housing 161 and the turbine connection portion 163 are attached via these flanges 161A and 163B, and the high-pressure turbine housing 162 and the turbine connection portion 163 are attached via these flanges 162B and 163A.
  • a low-pressure turbine outlet port 161C and an exhaust bypass passage port 161D are formed in the downstream flange 161B of the low-pressure turbine housing 161, respectively.
  • the low-pressure compressor housing 151 and the high-pressure compressor housing 152 are formed separately, and the low-pressure compressor housing 151 and the high-pressure compressor housing 152 are separate compressor connections.
  • 153 is provided.
  • the compressor connection part 153 is made of rubber.
  • the low-pressure compressor housing 151 and the compressor connection portion 153 are attached via these flanges 151B and 163A, and the high-pressure compressor housing 152 and the compressor connection portion 153 are attached via these flanges (not shown).
  • the low-pressure compressor housing 151 and the high-pressure compressor housing 152 are formed separately. Further, the low pressure compressor housing 151 and the high pressure compressor housing 152 are connected by a compressor connecting portion 153 formed of rubber. Thus, even when at least one of the low-pressure compressor housing 151 and the high-pressure compressor housing 152 has manufacturing variations or assembly variations, these variations can be absorbed through elastic deformation of the compressor connection portion 153. it can. Therefore, the compressor housings 151 and 152 can be easily assembled.
  • the low-pressure turbine housing 161 and the high-pressure turbine housing 162 are formed separately. Further, the low pressure turbine housing 161 and the high pressure turbine housing 162 are connected by a metal turbine connection portion 163 having a bellows shape. Thus, even when at least one of the low-pressure turbine housing 161 and the high-pressure turbine housing 162 has manufacturing variations or assembly variations, these variations can be absorbed through elastic deformation of the turbine connection portion 163. it can. Therefore, the turbine housings 161 and 162 can be easily assembled.
  • thermal expansion of the low pressure turbine housing 161 and the high pressure turbine housing 162 can be absorbed through elastic deformation of the turbine connection portion 163. Therefore, it is possible to accurately suppress the occurrence of cracks and the like due to the thermal expansion of the turbine housings 161 and 162.
  • the supercharger system of the internal combustion engine according to the present invention is not limited to the configuration exemplified in the above embodiment, and can be implemented as, for example, the following form that is appropriately changed.
  • the first stage stationary blade 66 is provided in the axial direction of the high-pressure shaft HS inside the high-pressure turbine housing portion 62, but instead, as shown in FIG.
  • Two stages of fixed blades 266A and 266B may be provided in the axial direction of the high-pressure shaft HS. That is, in addition to the first fixed blade 266A surrounding the periphery of the base end portion (left end portion in FIG. 8) of the high pressure turbine wheel 265, the first surrounding portion surrounding the periphery of the distal end portion (right end portion in FIG. 8) of the high pressure turbine wheel 265 Two fixed wings 266B may be provided.
  • the high pressure turbine housing 262 includes a first wall portion 262A and a first wall portion 262A that extend from the inner peripheral surface between the first fixed blade 266A and the second fixed blade 266B to fix the fixed blade 266A, 266B. Is located on the opposite side (right side in FIG. 8) across the second fixed wing 366B, and the second wall 262B that forms a flow path of the exhaust gas flowing into the second fixed wing 266B together with the first wall 262A; Is provided.
  • the cylindrical valve 291 of the variable flow rate mechanism 290 can be displaced toward the high-pressure turbine wheel 265 until it abuts on the first wall 262A. In the fully closed position shown in FIG. 8, the cylindrical valve 291 passes through the second fixed blade 266B.
  • the provision of the fixed vanes 66 inside the high-pressure turbine housing portion 62 regulates the flow of exhaust gas acting on the high-pressure turbine wheel 65 and reduces the exhaust energy through the wheel 65. It is desirable to increase the recovery efficiency.
  • the configuration of the high-pressure turbine is not limited to this, and such fixed blades may not be provided.
  • the provision of the cylindrical valve 91 that displaces the variable flow rate mechanism 90 along the axial direction of the high-pressure shaft HS reduces the force required to drive the valve 91. It is desirable to suppress.
  • the configuration of the flow rate variable mechanism according to the present invention is not limited to this, as long as the flow rate of the exhaust gas that is provided inside the high pressure turbine housing and acts on the high pressure turbine wheel is variable. The configuration can be arbitrarily changed.
  • the high-pressure bearing HB is preferably a ball bearing in order to shorten the length of the high-pressure shaft HS.
  • the configuration of the high-pressure bearing HB is not limited to this, and it may be configured by a full float bearing and a thrust bearing, similarly to the low-pressure bearing LB.
  • the low pressure bearing LB may be a ball bearing.
  • connection part 163 which has a bellows structure
  • the structure of the connection part which connects the low pressure turbine housing 161 and the high pressure turbine housing 162 is not restricted to this, Other You may make it comprise a connection part with this elastic member.
  • the exhaust bypass portion 67 that forms the exhaust bypass passage 33 that bypasses the low pressure turbine wheel 64 is illustrated as being integrally formed with the low pressure turbine housing portion 61 and the high pressure turbine housing portion 62.
  • the exhaust bypass passage 33 may be formed separately from the turbine housing portions 61 and 62.
  • connection part 153 formed with rubber
  • the structure of the connection part which connects the low pressure compressor housing 151 and the high pressure compressor housing 152 is not restricted to this, In addition, for example, like the turbine connection part 163, it may have a bellows structure.
  • the intake bypass portion 57 that forms the intake bypass passage 23 that bypasses the high pressure compressor wheel 55 is illustrated as being integrally formed with the low pressure compressor housing portion 51 and the high pressure compressor housing portion 52.
  • the intake bypass passage 23 may be formed separately from the compressor housing portions 51 and 52.
  • the low-pressure compressor housing portion 51 and the high-pressure compressor housing portion 52 are integrally formed, and the low-pressure turbine housing portion 61 and the high-pressure turbine housing portion 62 are integrally formed.
  • the low-pressure compressor housing 151 and the high-pressure compressor housing 152 are formed separately, and the low-pressure turbine housing 161 and the high-pressure turbine housing 162 are formed separately.
  • the formation mode of the compressor housing and the turbine housing is not limited to this, and only the compressor housing may be formed separately, or only the turbine housing may be formed separately. Good.
  • the low-pressure bearing housing portion 41 and the high-pressure bearing housing portion 42 are integrally formed, so that the lubricating oil supply / discharge mechanism 70 and cooling of the shafts LS and HS and the bearings LB and HB are formed. It is desirable to make the water supply / discharge mechanism 80 common to the low pressure supercharger LTC and the high pressure supercharger HTC.
  • the bearing housing according to the present invention is not limited to this, and these bearing housings may be formed separately.
  • the compressor housing and the turbine housing are arranged such that both a part of the high pressure compressor housing and a part of the high pressure turbine housing are located in a space formed between the low pressure compressor housing and the high pressure turbine housing.
  • the supercharger system according to the present invention is not limited to this, and a space formed between the low pressure compressor housing 351 and the low pressure turbine housing portion 361 as shown in FIG.
  • the compressor housings 351 and 352 and the turbine housing portions 361 and 362 may be provided so that only a part of the high-pressure turbine housing portion 362 is located.
  • the low pressure bearing housing 341 and the high pressure bearing housing 342 may be formed separately.
  • the compressor housing and the turbine housing may be provided so that only a part of the high pressure compressor housing is located in a space formed between the low pressure compressor housing and the high pressure turbine housing.

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Abstract

　内燃機関１は、吸気通路２０に設けられる低圧コンプレッサホイール５４及び排気通路３０に設けられて同ホイール５４に連結される低圧タービンホイール６４を有する低圧過給機ＬＴＣと、吸気通路２０に設けられる高圧コンプレッサホイール５５及び排気通路３０に設けられて同ホイール５５に連結される高圧タービンホイール６５を有する高圧過給機ＨＴＣとを備える。低圧コンプレッサホイール５４を囲繞する低圧コンプレッサハウジング部５１と低圧タービンホイール６４を囲繞する低圧タービンハウジング部６１との間に形成される空間には、高圧コンプレッサホイール５５を囲繞する高圧コンプレッサハウジング部５２の一部及び高圧タービンホイール６５を囲繞する高圧タービンハウジング６２の一部の双方が位置する。

Description

内燃機関の過給機システム
　本発明は、第１過給機と第２過給機とを備える、内燃機関の過給機システムに関するものである。
　従来、この種の内燃機関の過給機システムとしては、例えば特許文献１に記載のものがある。特許文献１に記載のものも含めて従来一般の過給機システムにおいては、低圧過給機と高圧過給機とを備えている。具体的には、内燃機関の吸気通路には吸気上流側から順に、低圧コンプレッサホイール及び同低圧コンプレッサホイールに比べて小型の高圧コンプレッサホイールが設けられている。また、内燃機関の排気通路には排気上流側から順に、高圧タービンホイール及び同高圧タービンホイールに比べて大型の高圧タービンホイールが設けられている。これら低圧コンプレッサホイール及び高圧コンプレッサホイールはそれぞれ低圧コンプレッサハウジング及び高圧コンプレッサハウジングにより囲繞されている。また、低圧タービンホイール及び高圧タービンホイールはそれぞれ低圧タービンハウジング及び高圧タービンハウジングにより囲繞されている。
　また、内燃機関の排気通路には、高圧タービンホイールの上流側と下流側とを接続して高圧タービンホイールを迂回する排気迂回通路が設けられ、同迂回通路に設けられた排気迂回弁の開度制御を通じて高圧タービンホイールへ流入する排気流量が制御されるようになっているものもある。
　ところで、こうした従来の過給機システムにあっては、内燃機関に加えて複数のコンプレッサハウジング、タービンハウジング及び排気迂回通路を備える必要があることから、例えば低圧過給機と高圧過給機とを所定の距離をおいて同軸状に設けるといった構成や、高圧過給機の鉛直方向下方に所定の距離をおいて低圧過給機を設けるといった構成が採用されている。しかしながらこれらの場合には、過給機システム全体、ひいては内燃機関の体格が大きなものとなり、その搭載スペースを確保することが困難となるといった問題が生じる。
特開２００５―１３３６５１号公報
　本発明の目的は、過給機システム全体の体格を小さくすることのできる内燃機関の過給機システムを提供することにある。
　上記目的を達成するため、本発明に従う内燃機関の過給機システムは、第１過給機と第２過給機とを備え、前記第１過給機は、前記内燃機関の吸気通路に設けられる第１コンプレッサホイール、前記内燃機関の排気通路に設けられて同第１コンプレッサホイールに第１シャフトにより連結される第１タービンホイール、前記第１コンプレッサホイールを囲繞する第１コンプレッサハウジング、及び前記第１タービンホイールを囲繞する第１タービンハウジングを有し、前記第２過給機は、前記吸気通路に設けられる第２コンプレッサホイール、前記排気通路に設けられて同第２コンプレッサホイールに第２シャフトにより連結される第２タービンホイール、前記第２コンプレッサホイールを囲繞する第２コンプレッサハウジング、及び前記第２タービンホイールを囲繞する第２タービンハウジングを有する。前記第１コンプレッサハウジングと前記第１タービンハウジングとの間に形成される空間に、前記第２コンプレッサハウジングの一部及び前記第２タービンハウジングの一部の少なくとも一方が位置するように、第１及び第２コンプレッサハウジング並びに第１及び第２タービンハウジングが構成される。
　同構成によれば、上記空間に、第２コンプレッサハウジングの一部及び第２タービンハウジングの一部の双方が位置しない構造に比べて、第１シャフトの軸方向に対して垂直な方向における過給機システム全体としての体格を小さなものとすることができる。従って、過給機システム全体としての体格を的確に小さくすることができるようになる。
　また、前記空間に前記第２コンプレッサハウジングの一部及び前記第２タービンハウジングの一部の双方が位置するように、第１及び第２コンプレッサハウジング並びに第１及び第２タービンハウジングが構成されるといった態様が好ましい。
　同構成によれば、上記空間に、第２コンプレッサハウジングの一部及び第２タービンハウジングの一部のいずれか一方が位置する構造に比べて、第１シャフトの軸方向における過給機システム全体としての体格を小さなものとすることができる。従って、過給機システム全体としての体格を一層的確に小さくすることができるようになる。
　また、前記第１コンプレッサホイールは前記第２コンプレッサホイールに比べて径方向における体格が大きくされ、前記第１タービンホイールは前記第２タービンホイールに比べて径方向における体格が大きくされるといった態様が好ましい。
　上記構成によるように、第１コンプレッサホイールの径方向における体格を第２コンプレッサホイールに比べて大きくするとともに、第１タービンホイールの径方向における体格を第２タービンホイールに比べて大きくするといった態様を採用すれば、その逆の態様、すなわち第１コンプレッサホイールの径方向における体格を第２コンプレッサホイールに比べて小さくするとともに、第１タービンホイールの径方向における体格を第２タービンホイールに比べて小さくするといった態様を採用する場合に比べて、第１コンプレッサハウジングと第１タービンハウジングとの間に形成される空間を大きなものとすることができる。従って、その空間に、第２コンプレッサハウジングの一部及び第２タービンハウジングの一部の少なくとも一方が位置するようにする上で、上記空間を的確に確保することができるようになる。
　また、前記第２シャフトを支持する第２ベアリングはボールベアリングであるといった態様が好ましい。
　一般に、排気駆動式の過給機では、シャフトを支持するベアリングとして、ラジアル荷重を受けるフルフロートベアリングと、スラスト荷重を受けるスラストベアリングとを備えている。これに対して、上記構成によれば、第２ベアリングが、ラジアル荷重及びスラスト荷重の双方を受けるボールベアリングであることから、第２ベアリングがフルフロートベアリングとスラストベアリングとによって構成されるものに比べて、第２シャフトの長さを短くすることができる。従って、第１コンプレッサハウジングと第１タービンハウジングとの間に形成される空間に、第２コンプレッサハウジングの一部及び第２タービンハウジングの一部の双方が位置する構成を容易に実現することができるようになる。
　他方、前記第２タービンハウジングの内部には、前記第２タービンホイールに対して作用する排気の流量を可変とする流量可変機構が設けられているといった態様が好ましい。
　同態様によれば、流量可変弁の開度制御を通じて第２タービンホイールに対して作用する排気の流量を可変とすることができる。これにより、第２過給機の過給特性を機関運転状態に応じて的確に変更することができるようになる。
　また、流量可変弁の開度制御を通じて第２タービンホイールに対して排気が作用しない状態とすれば、第２タービンハウジング自体を、第２タービンホイールを迂回する迂回通路として機能させることができる。これにより、例えば第２タービンハウジングの上流側と下流側とを接続して第２タービンホイールを迂回する迂回通路を別途設ける構成に比べて、過給機システム全体としての体格を一層的確に小さくすることができるようになる。
　またこの場合には、前記流量可変機構は前記第２シャフトの軸方向に沿って変位する円筒弁を備えているといった態様が好ましい。
　同態様によれば、第２タービンホイールに対して作用する排気の流量を可変とする流量可変弁が、第２シャフトの軸方向に沿って、すなわち排気の流れ方向に対して垂直な方向に変位する円筒弁として構成されることから、同弁を駆動するために必要となる力を小さく抑えることができる。このため、流量可変弁のアクチュエータの体格を小さくすることができ、過給機システム全体としての体格を一層的確に小さくすることができるようになる。
　また、前記空間に前記第２コンプレッサハウジングの一部及び前記第２タービンハウジングの一部の双方が位置するようにこれら第１及び第２コンプレッサハウジング並びに第１及び第２タービンハウジングが構成され、前記第１過給機は、前記第１シャフトを支持する第１ベアリング、及び前記第１ベアリングを囲繞する第１ベアリングハウジングを有し、前記第２過給機は、前記第２シャフトを支持する第２ベアリング、及び前記第２ベアリングを囲繞する第２ベアリングハウジングを有し、前記第１ベアリングハウジングと前記第２ベアリングハウジングとは一体にて形成されるといった態様が好ましい。
　第１コンプレッサハウジングと第１タービンハウジングとの間に形成される空間に、第２コンプレッサハウジングの一部及び第２タービンハウジングの一部の双方が位置する構成にあっては、第１シャフトの軸方向に対して垂直な方向における第１ベアリングハウジングと第２ベアリングハウジングとの距離を小さなものとすることができる。このため、上記構成によるように、第１ベアリングハウジングと第２ベアリングハウジングとは一体にて形成されてなるといった態様を採用すれば、これらベアリングハウジングの一体化により部品点数の削減を図るとともに、これらベアリングハウジングの一体化にともないベアリングハウジング全体としての体格が増大することを的確に抑制することができるようになる。
　また、前記第１コンプレッサホイールは前記第２コンプレッサホイールよりも前記吸気通路の上流側に設けられ、前記空間に前記第２コンプレッサハウジングの一部が位置するように、第１及び第２コンプレッサハウジング並びに第１及び第２タービンハウジングが構成され、前記第１コンプレッサハウジングと前記第２コンプレッサハウジングとは一体にて形成されるといった態様をもって具体化することができる。
　同態様によれば、コンプレッサハウジングの一体化により部品点数の削減を図ることができるようになる。また、第１コンプレッサホイールは第２コンプレッサホイールよりも吸気通路の上流側に設けられるとともに、第１コンプレッサハウジングと第１タービンハウジングとの間に形成される空間に第２コンプレッサハウジングの一部が位置する構成であることから、第１シャフトの軸方向における第１コンプレッサハウジングと第２コンプレッサハウジングとの距離を小さなものとすることができ、これらコンプレッサハウジングの一体化にともないコンプレッサハウジング全体としての体格が増大することを的確に抑制することができるようになる。
　またこの場合には、前記第１コンプレッサホイールは前記第２コンプレッサホイールに比べて径方向における体格が大きくされ、前記第２コンプレッサホイールを迂回する吸気迂回通路が前記第１コンプレッサハウジング及び前記第２コンプレッサハウジングと一体にて形成されるといった態様が好ましい。
　同態様によれば、第１コンプレッサハウジング、第２コンプレッサハウジング、及び吸気迂回通路を一体化することにより部品点数を削減することができるようになる。
　或いは、前記第１コンプレッサハウジングと前記第２コンプレッサハウジングとは別体にて形成されるといった態様をもって具体化することができる。
　この場合には、前記第１コンプレッサハウジングと前記第２コンプレッサハウジングとは弾性部材からなる接続部により接続されるといった態様をもって具体化することができる。
　同態様によれば、第１コンプレッサハウジング及び第２コンプレッサハウジングの少なくとも一方に製造時におけるばらつきや組み付け時におけるばらつきが存在する場合であっても、それらのばらつきを接続部の弾性変形を通じて吸収することができる。従って、コンプレッサハウジングを容易に組み付けることができるようになる。
　一方、前記第１タービンホイールは前記第２タービンホイールよりも前記排気通路の下流側に設けられ、前記空間に前記第２タービンハウジングの一部が位置するように、第１及び第２コンプレッサハウジング並びに第１及び第２タービンハウジングが構成され、前記第１タービンハウジングと前記第２タービンハウジングとは一体にて形成されるといった態様をもって具体化することができる。
　同態様によれば、タービンハウジングの一体化により部品点数の削減を図ることができるようになる。また、第１タービンホイールは第２タービンホイールよりも排気通路の下流側に設けられるとともに、第１コンプレッサハウジングと第１タービンハウジングとの間に形成される空間に第２タービンハウジングの一部が位置する構成であることから、第１シャフトの軸方向における第１タービンハウジングと第２タービンハウジングとの距離を小さなものとすることができ、これらタービンハウジングの一体化にともないタービンハウジング全体としての体格が増大することを的確に抑制することができるようになる。
　また、前記第１タービンホイールは前記第２タービンホイールに比べて径方向における体格が大きくされ、前記第１タービンホイールを迂回する排気迂回通路が前記第１タービンハウジング及び前記第２タービンハウジングと一体にて形成されるといった態様が好ましい。
　同態様によれば、第１タービンハウジング、第２タービンハウジング、及び排気迂回通路を一体化することにより部品点数を削減することができるようになる。
　或いは、前記第１タービンハウジングと前記第２タービンハウジングとは別体にて形成されるといった態様をもって具体化することができる。
　またこの場合には、前記第１タービンハウジングと前記第２タービンハウジングとは弾性部材からなる接続部により接続されるといった態様が好ましい。
　同態様によれば、第１タービンハウジング及び第２タービンハウジングの少なくとも一方に製造時におけるばらつきや組み付け時におけるばらつきが存在する場合であっても、それらのばらつきを接続部の弾性変形を通じて吸収することができる。従って、タービンハウジングを容易に組み付けることができるようになる。
　また、上記態様によれば、第１タービンハウジングや第２タービンハウジングの熱膨張を、接続部の弾性変形を通じて吸収することができる。従って、これらタービンハウジングの熱膨張に起因してクラック等が生じることを的確に抑制することができるようになる。
　またこの場合には、前記接続部は蛇腹構造を有しているといった態様をもって具体化することができる。
本発明の第１実施形態に係る内燃機関の過給機システムの概略構成を示すブロック図。 図１の過給機システムについて、低圧コンプレッサハウジングと低圧タービンハウジングとの間に形成される空間Ｓを説明するための平面図。 図１の過給機システムの平面図。 図３の過給機システムの断面図。 図４の過給機システムについて、流量可変機構を中心として示す部分断面図。 （ａ）は図３の過給機システムにおけるベアリングハウジングについて、潤滑油給排機構を中心として示す断面図、（ｂ）はそのベアリングハウジングについて、冷却水給排機構を中心として示す断面図。 （ａ）は本発明の第２実施形態に係る過給機システムを低圧タービンハウジング側から見た側面図、（ｂ）はその過給機システムを低圧コンプレッサハウジング側から見た側面図。 高圧タービンの変形例の部分断面図。 本発明の変更例に係る過給機システムの平面図。
＜第１実施形態＞
　以下、図１～図６を参照して、本発明に係る内燃機関の過給機システムを車載内燃機関の過給機システムとして具体化した第１実施形態について説明する。
　図１に、本実施形態に係る内燃機関１の概略構成を示す。
　同図に示すように、内燃機関１の機関本体１０には、機関本体１０に吸気を供給するための吸気通路２０及び機関本体１０から排気を排出するための排気通路３０がそれぞれ接続されている。
　吸気通路２０には、上流側から順に、エアクリーナ２１、遠心式の低圧コンプレッサＬＣ、遠心式の高圧コンプレッサＨＣ、及び吸気マニホルド２２が設けられている。また、吸気迂回通路２３が、高圧コンプレッサＨＣを迂回するように、低圧コンプレッサＬＣと高圧コンプレッサＨＣとの間の吸気通路２０の部分と、高圧コンプレッサＨＣの下流側の吸気通路２０の部分とを接続している。吸気迂回通路２３には吸気迂回弁２４が設けられている。吸気迂回弁２４の開度制御を通じて高圧コンプレッサＨＣへ流入する吸気流量が制御されるようになっている。低圧コンプレッサＬＣは、低圧コンプレッサホイール５４とこれを囲繞する低圧コンプレッサハウジング部５１とを備えている。また、高圧コンプレッサＨＣは、高圧コンプレッサホイール５５とこれを囲繞する高圧コンプレッサハウジング部５２とを備えている。
　排気通路３０には、上流側から順に、排気マニホルド３２、半径流式の高圧タービンＨＴ、半径流式の低圧タービンＬＴ、及び触媒装置３１が設けられている。また、排気迂回通路３３が、低圧タービンＬＴを迂回するように、高圧タービンＨＴと低圧タービンＬＴとの間の排気通路３０の部分と、低圧タービンＬＴの下流側の排気通路３０の部分とを接続している。排気迂回通路３３には排気迂回弁３４が設けられている。排気迂回弁３４の開度制御を通じて低圧タービンＬＴへ流入する排気流量が制御されるようになっている。低圧タービンＬＴは、低圧タービンホイール６４とこれを囲繞する低圧タービンハウジング部６１とを備えている。また、高圧タービンＨＴは、高圧タービンホイール６５とこれを囲繞する高圧タービンハウジング部６２とを備えている。内燃機関の過給機システムにおいては、通常、高圧タービンＨＴの上流側と、高圧タービンＨＴと低圧タービンＬＴとの間の排気通路３０の部分とを接続する迂回通路、及び同通路に設けられて高圧タービンＨＴへ流入する排気流量を制御する制御弁を備えている（図１中、二点鎖線）。これに対して、本実施形態においては、高圧タービンハウジング部６２の内部に、後に詳述する円筒弁９１を設けることにより上記迂回通路の構成を割愛している。　低圧コンプレッサホイール５４と低圧タービンホイール６４とは低圧シャフトＬＳにより連結されており、低圧コンプレッサＬＣ、低圧タービンＬＴ、及び低圧シャフトＬＳにより排気駆動式の低圧過給機ＬＴＣが構成される。また、高圧コンプレッサＨＣと高圧タービンＨＴとは高圧シャフトＨＳにより連結されており、高圧コンプレッサＨＣ、高圧タービンＨＴ、及び高圧シャフトＨＳにより排気駆動式の高圧過給機ＨＴＣが構成される。
　ところで、従来の内燃機関の過給機システムにあっては、複数のコンプレッサ及びタービンや排気迂回通路を備えていることから、過給機システム全体、ひいては内燃機関の体格が大きなものとなる。そのため、車両における搭載スペースを確保することが困難となるといった問題が生じる。
　そこで、本実施形態では、コンプレッサハウジング部５１，５２及びタービンハウジング部６１，６２を以下のように構成することにより、過給機システム全体としての体格を的確に小さくするようにしている。
　図２に示すように、低圧コンプレッサハウジングＬＣＨと低圧タービンハウジングＬＴＨとの間には空間Ｓが形成されることとなるが、従来の過給機システムにあってはこれがデッドスペースとなっている。
　そこで、本実施形態では、低圧コンプレッサハウジング部５１と低圧タービンハウジング部６１との間に形成される空間Ｓに、高圧コンプレッサハウジング部５２の一部及び高圧タービンハウジング部６２の一部の双方が位置するように、これらコンプレッサハウジング部５１，５２及びタービンハウジング部６１，６２を構成することとした。
　次に、図３～図６を参照して、本実施形態における過給機の構成について説明する。
　図３は、本実施形態における過給機の平面構造を示した平面図である。
　同図に示すように、低圧過給機ＬＴＣ及び高圧過給機ＨＴＣはそれらのシャフトＬＳ，ＨＳが平行となるように設けられている。
　コンプレッサハウジング５０は、低圧コンプレッサハウジング部５１、高圧コンプレッサハウジング部５２、これらコンプレッサハウジング部５１，５２を接続するコンプレッサ接続部５３、及び吸気迂回部５７を備えており、これらが一体にて形成されている。吸気迂回部５７の内部には、吸気迂回通路２３が形成されている。ここで、コンプレッサ接続部５３は、低圧シャフトＬＳの軸方向において低圧コンプレッサハウジング部５１の外側端部（図３中、左側端部）よりも内側（図３中、右側）に位置するように、且つ高圧シャフトＨＳの軸方向に垂直をなす方向（図３中、上下方向）おいて高圧コンプレッサハウジング部５２の外側端部（図３中、上側端部）よりも内側（図３中、下側）に位置するように設けられている。また、吸気迂回部５７は、高圧シャフトＨＳの軸方向においてコンプレッサ接続部５３の外側端部（図３中、左側端部）よりも内側（図３中、右側）に位置するように、且つ高圧シャフトＨＳの軸方向に垂直をなす方向（図３中、上下方向）おいて高圧コンプレッサハウジング部５２の外側端部（図３中、上側端部）よりも内側（図中、下側）に位置するように設けられている。尚、本実施形態では、コンプレッサハウジング５０を、鋳造及び機械加工により形成するようにしている。
　タービンハウジング６０は、低圧タービンハウジング部６１、高圧タービンハウジング部６２、これらタービンハウジング部６１，６２を接続するタービン接続部６３、及び排気迂回部６７を備えており、これらが一体にて形成されている。排気迂回部６７の内部には、排気迂回通路３３が形成されている。ここで、タービン接続部６３は、低圧シャフトＬＳの軸方向において低圧タービンハウジング部６１の外側端部（図３中、右側端部）よりも内側（図３中、左側）に位置するように、且つ高圧シャフトＨＳの軸方向に垂直をなす方向（図３中、上下方向）おいて高圧コンプレッサハウジング部６２の外側端部（図３中、上側端部）よりも内側（図３中、下側）に位置するように設けられている。また、排気迂回部６７は、低圧シャフトＬＳの軸方向において低圧タービンハウジング部６１の外側端部（図３中、右側端部）よりも内側（図３中、左側）に位置するように、且つ高圧シャフトＨＳの軸方向に垂直をなす方向（図３中、上下方向）おいてタービン接続部６３の外側端部（図３中、上側端部）及び低圧タービンハウジング部６１の外側端部（図３中、下側端部）よりも内側（図３中、中央寄り）に位置するように設けられている。尚、本実施形態では、タービンハウジング６０を、鋳造及び機械加工により形成するようにしている。
　低圧過給機ＬＴＣの低圧シャフトＬＳは低圧ベアリングＬＢにより軸支されている。ここで、低圧ベアリングは、低圧シャフトＬＳのラジアル荷重を受けるフルフロートベアリングと、低圧シャフトＬＳのスラスト荷重を受けるスラストベアリングとを備えている。低圧ベアリングＬＢは低圧ベアリングハウジング部４１により囲繞されている。高圧過給機ＨＴＣの高圧シャフトＨＳは高圧ベアリングＨＢにより軸支されている。ここで、高圧ベアリングＨＢは、高圧シャフトＨＳのラジアル荷重及びスラスト荷重の双方を受けるボールベアリングである。高圧ベアリングは高圧ベアリングハウジング部４２により囲繞されている。これら低圧ベアリングハウジング部４１と高圧ベアリングハウジング部４２とは一体にて形成されており、これら全体をベアリングハウジング４０と称する。
　ベアリングハウジング４０には、低圧ベアリングＬＢ及び高圧ベアリングＨＢの双方を潤滑するための潤滑油を供給及び排出するための潤滑油給排機構７０が設けられている。低圧ベアリングハウジング部４１には、潤滑油給排機構７０の潤滑油導入通路７１及び潤滑油排出通路７２の双方が接続されている。
　ベアリングハウジング４０には、低圧ベアリングＬＢ及び高圧ベアリングＨＢの双方を冷却するための冷却水を供給及び排出するための冷却水給排機構８０が設けられている。低圧ベアリングハウジング部４１には、冷却水給排機構８０の冷却水導入通路８１が接続され、高圧ベアリングハウジング部４２には、冷却水給排機構８０の冷却水排出通路８２が接続されている。
　図４は、過給機の部分断面構造を示した部分断面図である。尚、同図では、吸気迂回部５７及び排気迂回部６７については図示を割愛している。
　同図に示すように、低圧コンプレッサホイール５４は、高圧コンプレッサホイール５５に比べて径方向における体格が大きなものとなっている。これにともない、低圧コンプレッサハウジング部５１は高圧コンプレッサハウジング部５２に比べて径方向における体格が大きなものとなっている。また、低圧タービンホイール６４は、高圧タービンホイール６５に比べて径方向における体格が大きなものとなっている。これにともない、低圧タービンハウジング部６１は高圧タービンハウジング部６２に比べて径方向における体格が大きなものとなっている。
　高圧タービンハウジング部６２の内部には、高圧タービンホイール６５に対して作用する排気の流量を可変とする流量可変機構９０が設けられている。流量可変機構９０は高圧シャフトＨＳの軸方向に沿って変位する円筒弁９１と、円筒弁９１を駆動するアクチュエータ９２とを備えている。また、高圧タービンハウジング部６２の内部には、高圧タービンホイール６５に作用する排気の流れ方向を規制するための固定翼６６が設けられている。固定翼６６は、高圧タービンホイール６５の基端部側（図４中、左側）の周囲を取り囲む態様にて設けられている。
　次に、図５を参照して、流量可変機構９０の構成について詳細に説明する。
　同図に示すように、円筒弁９１は、円筒形状をなす円筒部９１Ａ、円筒部９１Ａにおいて高圧タービンホイール６５側の端部に接続される先端部９１Ｂ、及び円筒部９１Ａにおいて高圧タービンホイール６５とは反対側の端部に接続される基端部９１Ｃを有している。先端部９１Ｂは円環状をなすものであり、円筒部９１Ａにおいて高圧タービンホイール６５側の端部から高圧シャフトＨＳの軸方向に垂直をなす方向に伸びる態様にて設けられている。基端部９１Ｃは、円筒部９１Ａにおいて高圧タービンホイール６５とは反対側に向けて徐々に縮径される形状をなす部分とその基端（図５中、右端）から伸びる軸状の部分とを有している。また、基端部９１Ｃには、円筒弁９１の内部の排気を外部へと排出するための排出孔９１Ｅが形成されている。尚、基端部９１Ｃにおける軸状の部分にアクチュエータ９２の出力軸が連結されている。また、円筒部９１Ａの外周面において高圧タービンホイール６５の内周面に対向する位置には全周にわたってシール溝９１Ｄが形成されており、このシール溝９１Ｄには円環状のシール部材６８が取り付けられている。
　円筒弁９１は、図中に示す全開位置Ｐ１から全閉位置Ｐ２までの範囲で高圧シャフトＨＳの軸方向に変位可能となっている。ここで、円筒弁９１が全開位置Ｐ１とされている状態においては、高圧タービンハウジング部６２に流入する排気の大部分が固定翼６６を通過することなく、且つ高圧タービンホイール６５に対して作用することなく、高圧タービンハウジング部６２から流出するようになっている。一方、円筒弁９１が全閉位置Ｐ２とされている状態においては、高圧タービンハウジング部６２に流入する排気の大部分が固定翼６６を通過するようになっている。また、こうした円筒弁９１の変位を可能とするために、高圧タービンハウジング部６２の内部が形成されている。従って、高圧シャフトＨＳの軸方向における円筒弁９１の位置を変更することにより、高圧タービンホイール６５に対して作用する排気の流量を制御することができる。
　次に、図６を参照して、ベアリングハウジング４０の構成について詳細に説明する。尚、図６（ａ）及び図６（ｂ）は低圧シャフトＬＳの軸方向（高圧シャフトＨＳの軸方向）において異なる位置における断面図であって、図６（ａ）に潤滑油給排機構７０を中心としたベアリングハウジング４０の断面構造を、図６（ｂ）に、冷却水給排機構８０を中心としたベアリングハウジング４０の断面構造を模式的にそれぞれ示す。
　まずは、図６（ａ）に示すように、ベアリングハウジング４０には、鉛直方向下側端面に開口部を有するとともに、鉛直方向上方に伸びる主供給通路７３が形成されている。また、ベアリングハウジング４０には、主供給通路７３の途中から水平方向に伸びて低圧シャフトＬＳに潤滑油を供給する低圧側供給通路７４、及び主供給通路７３の鉛直方向上端部から水平方向に伸びて高圧シャフトＨＳに潤滑油を供給する高圧側供給通路７５が形成されている。また、ベアリングハウジング４０には、鉛直方向下側端面に開口部を有するとともに低圧シャフトＬＳを含む空間である低圧側空間が形成されている。また、ベアリングハウジング４０には、高圧シャフトＨＳを含む空間である高圧側空間が形成されている。これら低圧側空間７６と高圧側空間７７とは、鉛直方向に伸びる連結通路７８を介して連通されている。
　こうした構成において、潤滑油導入通路７１から主供給通路７３を通じてベアリングハウジング４０の内部に導入される潤滑油は、低圧側供給通路７４を通じて低圧シャフトＬＳ及び低圧ベアリングＬＢに供給されるとともに、高圧側供給通路７５を通じて高圧シャフトＨＳ及び高圧ベアリングＨＢに供給される。また、低圧シャフトＬＳ及び低圧ベアリングＬＢにおいて潤滑に供された後の潤滑油は、低圧側空間７６及び潤滑油排出通路７２を通じてベアリングハウジング４０の外部に排出される。また、高圧シャフトＨＳ及び高圧ベアリングＨＢにおいて潤滑に供された後の潤滑油は、高圧側空間７７、連結通路７８、低圧側空間７６、潤滑油排出通路７２、及び潤滑油排出通路７２を通じてベアリングハウジング４０の外部に排出される。
　次に、図６（ｂ）に示すように、ベアリングハウジング４０には、鉛直方向下側端面に開口部を有するとともに、鉛直方向上方に伸びる供給通路８３が形成されている。また、ベアリングハウジング４０には、供給通路８３の途中から水平方向に伸びて低圧シャフトＬＳ及び低圧ベアリングＬＢの上方に冷却水を供給する低圧側通路８４、及び供給通路８３の鉛直方向上端部から高圧シャフトＨＳ及び高圧ベアリングＨＢ側に伸びて高圧シャフトＨＳ及び高圧ベアリングＨＢの上方に冷却水を供給する高圧側通路８５が形成されている。ここで、高圧側通路８５は、高圧シャフトＨＳ及び高圧ベアリングＨＢを囲むように断面略アーチ状に形成されている。また、高圧側通路８５において高圧シャフトＨＳ及び高圧ベアリングＨＢの鉛直方向上方には、ベアリングハウジング４０の鉛直方向上側端面に開口部を有する排出通路８６が形成されている。
　こうした構成において、冷却水導入通路８１から供給通路８３を通じてベアリングハウジング４０の内部に導入される冷却水は、低圧側通路８４に流入することにより低圧シャフトＬＳ及び低圧ベアリングＬＢを冷却するとともに、高圧側通路８５に流入することにより高圧シャフトＨＳ及び高圧ベアリングＨＢを冷却する。そして、冷却に供された後の冷却水は排出通路８６、冷却水排出通路８２を通じてベアリングハウジング４０の外部に排出される。
　以上説明した本実施形態に係る過給機システムによれば、以下に示す作用効果が得られるようになる。
　（１）内燃機関１は、吸気通路２０に設けられる低圧コンプレッサホイール５４及び排気通路３０に設けられて低圧コンプレッサホイール５４に低圧シャフトＬＳにより連結される低圧タービンホイール６４を有する低圧過給機ＬＴＣと、吸気通路２０に設けられる高圧コンプレッサホイール５５及び高圧コンプレッサホイール５５に高圧シャフトＨＳにより連結される高圧タービンホイール６５を有する高圧過給機ＨＴＣとを備える。また、低圧コンプレッサホイール５４を囲繞する低圧コンプレッサハウジング部５１と低圧タービンホイール６４を囲繞する低圧タービンハウジング部６１との間に形成される空間Ｓに、高圧コンプレッサホイール５５を囲繞する高圧コンプレッサハウジング部５２の一部及び高圧タービンホイール６５を囲繞する高圧タービンハウジング部６２の一部の双方が位置するように、これらコンプレッサハウジング部５１，５２及びタービンハウジング部６１，６２が設けられるものとした。これにより、上記空間Ｓに、高圧コンプレッサハウジング部５２の一部及び高圧タービンハウジング部６２の一部の双方が位置しない構造に比べて、低圧シャフトＬＳの軸方向に対して垂直な方向における過給機システム全体としての体格を小さなものとすることができる。また、上記空間Ｓに、高圧コンプレッサハウジング部の一部及び高圧タービンハウジング部の一部のいずれか一方が位置する構造に比べて、低圧シャフトＬＳの軸方向における過給機システム全体としての体格を小さなものとすることができる。従って、過給機システム全体としての体格を的確に小さくすることができる。
　また、コンプレッサ接続部５３及びタービン接続部６３の流路長をそれぞれ短くすることができることから、過給機システム全体としての圧縮効率を高めることができるようにもなる。
　（２）低圧コンプレッサホイール５４は高圧コンプレッサホイール５５に比べて径方向における体格が大きくされるとともに、低圧タービンホイール６４は高圧タービンホイール６５に比べて径方向における体格が大きくされるものとした。これにより、低圧コンプレッサハウジング部５１と低圧タービンハウジング部６１との間に形成される空間Ｓに、高圧コンプレッサハウジング部５２の一部及び高圧タービンハウジング部６２の一部の双方が位置するようにする上で、上記空間Ｓを的確に確保することができる。
　（３）低圧ベアリングハウジング部４１と、高圧ベアリングハウジング部４２とは一体にて形成されるものとした。このため、ベアリングハウジング部４１，４２の一体化により部品点数の削減を図るとともに、これらベアリングハウジング部４１，４２の一体化にともないベアリングハウジング４０全体としての体格が増大することを的確に抑制することができる。
　（４）低圧コンプレッサハウジング部５１と高圧コンプレッサハウジング部５２とは一体にて形成されるものとした。これにより、部品点数の削減を図ることができる。また、上述したように、低圧シャフトＬＳの軸方向における低圧コンプレッサハウジング部５１と高圧コンプレッサハウジング部５２との距離を小さなものとすることができることから、これらコンプレッサハウジング部５１，５２の一体化にともないコンプレッサハウジング５０全体としての体格が増大することを的確に抑制することができる。
　（５）高圧コンプレッサホイール５５を迂回する吸気迂回通路２３が低圧コンプレッサハウジング部５１及び高圧コンプレッサハウジング部５２と一体にて形成されるものとした。これにより、部品点数を削減することができるようになる。
　（６）低圧タービンハウジング部６１と高圧タービンハウジング部６２とは一体にて形成されるものとした。これにより、部品点数の削減を図ることができるようになる。また、上述したように、低圧シャフトＬＳの軸方向における低圧タービンハウジング部６１と高圧タービンハウジング部６２との距離を小さなものとすることができることから、これらタービンハウジング部６１，６２の一体化にともないタービンハウジング６０全体としての体格が増大することを的確に抑制することができる。
　（７）低圧タービンホイール６４を迂回する排気迂回通路３３が低圧タービンハウジング部６１及び高圧タービンハウジング部６２と一体にて形成されるものとした。これにより、部品点数を削減することができるようになる。
　（８）高圧シャフトＨＳを軸支する高圧ベアリングＨＢをボールベアリングとした。これにより、高圧ベアリングＨＢがフルフロートベアリングとスラストベアリングとによって構成されるものに比べて、高圧シャフトＨＳの長さを短くすることができる。従って、低圧コンプレッサハウジング部５１と低圧タービンハウジング部６１との間に形成される空間Ｓに、高圧コンプレッサハウジング部５２の一部及び高圧タービンハウジング部６２の一部の双方が位置するようにこれらコンプレッサハウジング部５１，５２及びタービンハウジング部６１，６２を容易に設けることができる。
　（９）高圧タービンハウジング部６２の内部には、高圧タービンホイール６５に対して作用する排気の流量を可変とする流量可変機構９０が設けられるものとした。これにより、高圧過給機ＨＴＣの過給特性を機関運転状態に応じて的確に変更することができるようになる。また、流量可変機構９０による流量制御を通じて高圧タービンホイール６５に対して排気が作用しない状態とすれば、高圧タービンハウジング部６２自体を、高圧タービンホイール６５を迂回する迂回通路として機能させることができる。これにより、例えば高圧タービンハウジングの上流側と下流側とを接続して高圧タービンホイールを迂回する迂回通路を別途設ける従来一般の構成に比べて、迂回通路を割愛することができ、過給機システム全体としての体格を的確に小さくすることができる。
　（１０）流量可変機構９０は高圧シャフトＨＳの軸方向に沿って変位する円筒弁９１を備えてなるものとした。このように、円筒弁９１が高圧シャフトＨＳの軸方向に沿って、すなわち排気の流れ方向に対して垂直な方向に変位する弁として構成されることから、同弁９１を駆動するために必要となる力を小さく抑えることができる。このため、流量可変機構９０のアクチュエータ９２の体格を小さくすることができ、過給機システム全体としての体格を一層的確に小さくすることができる。
＜第２実施形態＞
　以下、図７を参照して本発明に係る内燃機関の過給機システムの第２実施形態について説明する。本実施形態では、低圧コンプレッサハウジング１５１と高圧コンプレッサハウジング１５２とが別体にて形成されるとともに、低圧タービンハウジング１６１と高圧タービンハウジング１６２とが別体にて形成される点が、第１実施形態と相違している。以下、第１実施形態との相違点を中心に説明する。
　図７に、本実施形態における過給機の側面構造を示す。尚、図７（ａ）は低圧タービンハウジング１６１側からの過給機の側面構造を示す側面図であり、図７（ｂ）は低圧コンプレッサハウジング１５１側からの過給機の側面構造を示す側面図である。
　まずは、図７（ａ）に示すように、低圧タービンハウジング１６１と高圧タービンハウジング１６２とは別体にて形成されており、低圧タービンハウジング１６１と高圧タービンハウジング１６２との間には別体のタービン接続部１６３が設けられている。タービン接続部１６３は蛇腹構造を有するものであり、金属により形成されている。低圧タービンハウジング１６１とタービン接続部１６３とはこれらのフランジ１６１Ａ，１６３Ｂを介して取り付けられるとともに、高圧タービンハウジング１６２とタービン接続部１６３とはこれらのフランジ１６２Ｂ，１６３Ａを介して取り付けられている。尚、低圧タービンハウジング１６１の下流側フランジ１６１Ｂには、低圧タービン出口ポート１６１Ｃと排気迂回通路ポート１６１Ｄがそれぞれ形成されている。
　次に、図７（ｂ）に示すように、低圧コンプレッサハウジング１５１と高圧コンプレッサハウジング１５２とは別体にて形成されており、低圧コンプレッサハウジング１５１と高圧コンプレッサハウジング１５２とは別体のコンプレッサ接続部１５３が設けられている。コンプレッサ接続部１５３はゴムにより形成されている。低圧コンプレッサハウジング１５１とコンプレッサ接続部１５３とはこれらのフランジ１５１Ｂ，１６３Ａを介して取り付けられるとともに、高圧コンプレッサハウジング１５２とコンプレッサ接続部１５３とはこれらのフランジ（図示略）を介して取り付けられている。
　以上説明した本実施形態に係る過給機システムによれば、以下に示す作用効果が得られるようになる。
　（１）低圧コンプレッサハウジング１５１と高圧コンプレッサハウジング１５２とは別体に形成されるものとした。また、低圧コンプレッサハウジング１５１と高圧コンプレッサハウジング１５２とはゴムにより形成されるコンプレッサ接続部１５３により接続されるものとした。これにより、低圧コンプレッサハウジング１５１及び高圧コンプレッサハウジング１５２の少なくとも一方に製造時におけるばらつきや組み付け時におけるばらつきが存在する場合であっても、それらのばらつきをコンプレッサ接続部１５３の弾性変形を通じて吸収することができる。従って、コンプレッサハウジング１５１，１５２を容易に組み付けることができる。
　（２）低圧タービンハウジング１６１と高圧タービンハウジング１６２とは別体にて形成されるものとした。また、低圧タービンハウジング１６１と高圧タービンハウジング１６２とは蛇腹形状を有する金属製のタービン接続部１６３により接続されるものとした。これにより、低圧タービンハウジング１６１及び高圧タービンハウジング１６２の少なくとも一方に製造時におけるばらつきや組み付け時におけるばらつきが存在する場合であっても、それらのばらつきをタービン接続部１６３の弾性変形を通じて吸収することができる。従って、タービンハウジング１６１，１６２を容易に組み付けることができるようになる。
　また、低圧タービンハウジング１６１や高圧タービンハウジング１６２の熱膨張についてもこれをタービン接続部１６３の弾性変形を通じて吸収することができる。従って、これらタービンハウジング１６１，１６２の熱膨張に起因してクラック等が生じることを的確に抑制することができる。
　尚、本発明にかかる内燃機関の過給機システムは、上記実施形態にて例示した構成に限定されるものではなく、これを適宜変更した例えば次のような形態として実施することもできる。
　・上記第１実施形態では、高圧タービンハウジング部６２の内部に、高圧シャフトＨＳの軸方向において１段の固定翼６６を設けるようにしているが、これに代えて、図８に示すように、高圧シャフトＨＳの軸方向において２段の固定翼２６６Ａ，２６６Ｂを設けるようにしてもよい。すなわち、高圧タービンホイール２６５の基端部（図８中、左端部）の周囲を取り囲む第１固定翼２６６Ａに加え、高圧タービンホイール２６５の先端部（図８中、右端部）の周囲を取り囲む第２固定翼２６６Ｂを備えるようにしてもよい。高圧タービンハウジング２６２には、その内周面から第１固定翼２６６Ａと第２固定翼２６６Ｂとの間に伸びてこれら固定翼２６６Ａ，２６６Ｂを固定する第１壁部２６２Ａと、第１壁部２６２Ａとは第２固定翼３６６Ｂを挟んで反対側（図８中、右側）に位置して第１壁部２６２Ａと共に第２固定翼２６６Ｂに流入する排気の流路を形成する第２壁部２６２Ｂとが設けられている。また、流量可変機構２９０の円筒弁２９１は、第１壁部２６２Ａに当接するまで高圧タービンホイール２６５側に変位可能となっており、図８に示す全閉位置においては、第２固定翼２６６Ｂを通じて高圧コンプレッサホイール２６５に排気が作用することが禁止されるようになっている。また、円筒弁２９１の全開位置においては、高圧タービンハウジング部２６２に流入する排気の大部分が第２壁部２６２Ｂとこれに対向する高圧タービンハウジング部２６２の内周面との間を通過することにより、高圧タービンハウジング部２６２から外部に流出するようになっている。
　・上記各実施形態によるように、高圧タービンハウジング部６２の内部に固定翼６６を設けるようにすることが、高圧タービンホイール６５に作用する排気の流れを規制して同ホイール６５を通じての排気エネルギの回収効率を高める上では望ましい。しかしながら、高圧タービンの構成はこれに限られるものではなく、こうした固定翼を設けないようにすることもできる。
　・上記各実施形態によるように、流量可変機構９０を高圧シャフトＨＳの軸方向に沿って変位する円筒弁９１を備えるものとすることが、同弁９１を駆動するために必要となる力を小さく抑える上では望ましい。しかしながら、本発明に係る流量可変機構の構成はこれに限られるものではなく、高圧タービンハウジングの内部に設けられて、高圧タービンホイールに対して作用する排気の流量を可変とするものであれば、その構成を任意に変更することができる。
　・上記各実施形態によるように、高圧ベアリングＨＢをボールベアリングとすることが、高圧シャフトＨＳの長さを短くする上では望ましい。しかしながら、高圧ベアリングＨＢの構成はこれに限られるものではなく、低圧ベアリングＬＢと同様に、フルフロートベアリングとスラストベアリングとによって構成するようにしてもよい。また、低圧ベアリングＬＢをボールベアリングとしてもよい。
　・上記第２実施形態では、蛇腹構造を有するタービン接続部１６３について例示しているが、低圧タービンハウジング１６１と高圧タービンハウジング１６２とを接続する接続部の構成はこれに限られるものではなく、その他の弾性部材によって接続部を構成するようにしてもよい。
　・上記第１実施形態では、低圧タービンホイール６４を迂回する排気迂回通路３３を形成する排気迂回部６７が低圧タービンハウジング部６１及び高圧タービンハウジング部６２と一体に形成されるものについて例示したが、排気迂回通路３３をこれらタービンハウジング部６１，６２と別体にて形成するようにしてもよい。
　・上記第２実施形態では、ゴムにより形成されるコンプレッサ接続部１５３について例示しているが、低圧コンプレッサハウジング１５１と高圧コンプレッサハウジング１５２とを接続する接続部の構成はこれに限られるものではなく、他に例えばタービン接続部１６３と同様に、蛇腹構造を有するものとしてもよい。
　・上記第１実施形態では、高圧コンプレッサホイール５５を迂回する吸気迂回通路２３を形成する吸気迂回部５７が低圧コンプレッサハウジング部５１及び高圧コンプレッサハウジング部５２と一体に形成されるものについて例示したが、吸気迂回通路２３をこれらコンプレッサハウジング部５１，５２と別体にて形成するようにしてもよい。
　・上記第１実施形態では、低圧コンプレッサハウジング部５１と高圧コンプレッサハウジング部５２とを一体に形成するとともに、低圧タービンハウジング部６１と高圧タービンハウジング部６２とを一体に形成するようにしている。また、上記第２実施形態では、低圧コンプレッサハウジング１５１と高圧コンプレッサハウジング１５２とを別体にて形成するとともに、低圧タービンハウジング１６１と高圧タービンハウジング１６２とを別体にて形成するようにしている。しかしながら、コンプレッサハウジング及びタービンハウジングの形成態様はこれに限られるものではなく、コンプレッサハウジングのみを別体にて形成するようにしてもよいし、タービンハウジングのみを別体にて形成するようにしてもよい。
　・上記各実施形態によるように、低圧ベアリングハウジング部４１と高圧ベアリングハウジング部４２とを一体にて形成することが、各シャフトＬＳ，ＨＳ及び各ベアリングＬＢ，ＨＢの潤滑油給排機構７０や冷却水給排機構８０を低圧過給機ＬＴＣ及び高圧過給機ＨＴＣにおいて共通なものとする上では望ましい。しかしながら、本発明にかかるベアリングハウジングはこれに限られるものではなく、これらベアリングハウジングを別体にて形成するようにしてもよい。
　・上記各実施形態では、低圧コンプレッサハウジングと高圧タービンハウジングとの間に形成される空間に、高圧コンプレッサハウジングの一部及び高圧タービンハウジングの一部の双方が位置するようにこれらコンプレッサハウジング及びタービンハウジングを設けるようにしているが、本発明に係る過給機システムはこれに限られるものではなく、図９に示すように、低圧コンプレッサハウジング３５１と低圧タービンハウジング部３６１との間に形成される空間に、高圧タービンハウジング部３６２の一部のみが位置するようにこれらコンプレッサハウジング３５１，３５２及びタービンハウジング部３６１，３６２を設けるようにしてもよい。またこの場合には、低圧ベアリングハウジング３４１と高圧ベアリングハウジング３４２とを別体にて形成するようにすればよい。またこれに代えて、低圧コンプレッサハウジングと高圧タービンハウジングとの間に形成される空間に、高圧コンプレッサハウジングの一部のみが位置するようにこれらコンプレッサハウジング及びタービンハウジングを設けるようにしてもよい。
　要するに、第１コンプレッサホイールを囲繞する第１コンプレッサハウジングと第１タービンホイールを囲繞する第１タービンハウジングとの間に形成される空間に、第２コンプレッサホイールを囲繞する第２コンプレッサハウジングの一部及び第２タービンホイールを囲繞する第２タービンハウジングの一部の少なくとも一方が位置するようにこれらコンプレッサハウジング及びタービンハウジングが設けられるものであればよい。

Claims (16)

  1. 　第１過給機と第２過給機とを備える、内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記第１過給機は、前記内燃機関の吸気通路に設けられる第１コンプレッサホイール、前記内燃機関の排気通路に設けられて同第１コンプレッサホイールに第１シャフトにより連結される第１タービンホイール、前記第１コンプレッサホイールを囲繞する第１コンプレッサハウジング、及び前記第１タービンホイールを囲繞する第１タービンハウジングを有し、
    　前記第２過給機は、前記吸気通路に設けられる第２コンプレッサホイール、前記排気通路に設けられて同第２コンプレッサホイールに第２シャフトにより連結される第２タービンホイール、前記第２コンプレッサホイールを囲繞する第２コンプレッサハウジング、及び前記第２タービンホイールを囲繞する第２タービンハウジングを有し、
    　前記第１コンプレッサハウジングと前記第１タービンハウジングとの間に形成される空間に、前記第２コンプレッサハウジングの一部及び前記第２タービンハウジングの一部の少なくとも一方が位置するように、第１及び第２コンプレッサハウジング並びに第１及び第２タービンハウジングが構成される
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  2. 　請求項１に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記空間に前記第２コンプレッサハウジングの一部及び前記第２タービンハウジングの一部の双方が位置するように、第１及び第２コンプレッサハウジング並びに第１及び第２タービンハウジングが構成される
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  3. 　請求項１又は請求項２に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記第１コンプレッサホイールは前記第２コンプレッサホイールに比べて径方向における体格が大きくされるとともに、前記第１タービンホイールは前記第２タービンホイールに比べて径方向における体格が大きくされる
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  4. 　請求項３に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記第２シャフトを支持する第２ベアリングはボールベアリングである
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  5. 　請求項３又は請求項４に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記第２タービンハウジングの内部には、前記第２タービンホイールに対して作用する排気の流量を可変とする流量可変機構が設けられている
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  6. 　請求項５に記載の内燃機関の過給機システムにおいて
    　前記流量可変機構は前記第２シャフトの軸方向に沿って変位する円筒弁を備えている
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  7. 　請求項１～請求項６のいずれか一項に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記空間に前記第２コンプレッサハウジングの一部及び前記第２タービンハウジングの一部の双方が位置するようにこれら第１及び第２コンプレッサハウジング並びに第１及び第２タービンハウジングが構成され、
    　前記第１過給機は、前記第１シャフトを支持する第１ベアリング、及び前記第１ベアリングを囲繞する第１ベアリングハウジングを有し、
    　前記第２過給機は、前記第２シャフトを支持する第２ベアリング、及び前記第２ベアリングを囲繞する第２ベアリングハウジングを有し、
    　前記第１ベアリングハウジングと前記第２ベアリングハウジングとは一体にて形成される
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  8. 　請求項１～請求項７のいずれか一項に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記第１コンプレッサホイールは前記第２コンプレッサホイールよりも前記吸気通路の上流側に設けられ、
    　前記空間に前記第２コンプレッサハウジングの一部が位置するように、第１及び第２コンプレッサハウジング並びに第１及び第２タービンハウジングが構成され、
    　前記第１コンプレッサハウジングと前記第２コンプレッサハウジングとは一体にて形成される
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  9. 　請求項８に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記第１コンプレッサホイールは前記第２コンプレッサホイールに比べて径方向における体格が大きくされ、
    　前記第２コンプレッサホイールを迂回する吸気迂回通路が前記第１コンプレッサハウジング及び前記第２コンプレッサハウジングと一体にて形成される
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  10. 　請求項１～請求項７のいずれか一項に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記第１コンプレッサハウジングと前記第２コンプレッサハウジングとは別体にて形成される
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  11. 　請求項１０に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記第１コンプレッサハウジングと前記第２コンプレッサハウジングとは弾性部材からなる接続部により接続される
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  12. 　請求項１～請求項１１のいずれか一項に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記第１タービンホイールは前記第２タービンホイールよりも前記排気通路の下流側に設けられ、
    　前記空間に前記第２タービンハウジングの一部が位置するように、第１及び第２コンプレッサハウジング並びに第１及び第２タービンハウジングが構成され、
    　前記第１タービンハウジングと前記第２タービンハウジングとは一体にて形成される
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  13. 　請求項１２に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記第１タービンホイールは前記第２タービンホイールに比べて径方向における体格が大きくされ、
    　前記第１タービンホイールを迂回する排気迂回通路が前記第１タービンハウジング及び前記第２タービンハウジングと一体にて形成される
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  14. 　請求項１～請求項１１のいずれか一項に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記第１タービンハウジングと前記第２タービンハウジングとは別体にて形成される
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  15. 　請求項１４に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記第１タービンハウジングと前記第２タービンハウジングとは弾性部材からなる接続部により接続される
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
  16. 　請求項１５に記載の内燃機関の過給機システムにおいて、
    　前記接続部は蛇腹構造を有している
    　ことを特徴とする内燃機関の過給機システム。
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