WO2016159004A1 - 可変容量型過給機 - Google Patents

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WO2016159004A1
WO2016159004A1 PCT/JP2016/060237 JP2016060237W WO2016159004A1 WO 2016159004 A1 WO2016159004 A1 WO 2016159004A1 JP 2016060237 W JP2016060237 W JP 2016060237W WO 2016159004 A1 WO2016159004 A1 WO 2016159004A1
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WO
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seal member
turbine
scroll
gap
nozzle ring
Prior art date
Application number
PCT/JP2016/060237
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English (en)
French (fr)
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高広 小林
謙治 文野
貴男 淺川
亮太 崎坂
和子 竹内
Original Assignee
株式会社Ihi
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Filing date
Publication date
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Priority to JP2017510052A priority patent/JP6394791B2/ja
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    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D17/00—Regulating or controlling by varying flow
    • F01D17/10—Final actuators
    • F01D17/12—Final actuators arranged in stator parts
    • F01D17/14—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits
    • F01D17/146—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by throttling the volute inlet of radial machines or engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D11/00—Preventing or minimising internal leakage of working-fluid, e.g. between stages
    • F01D11/005—Sealing means between non relatively rotating elements
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
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    • F01D17/12—Final actuators arranged in stator parts
    • F01D17/14—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits
    • F01D17/16—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of nozzle vanes
    • F01D17/165—Final actuators arranged in stator parts varying effective cross-sectional area of nozzles or guide conduits by means of nozzle vanes for radial flow, i.e. the vanes turning around axes which are essentially parallel to the rotor centre line
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
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    • F02B37/24—Control of the pumps by using pumps or turbines with adjustable guide vanes
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    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present disclosure relates to a variable displacement feeder.
  • the supercharger has an annular seal fitted and fixed to the turbine housing and the rear exhaust introduction wall of the exhaust nozzle.
  • the seal body seals the gap between the turbine housing and the rear exhaust introduction wall, and the leak from the scroll passage is suppressed.
  • the present disclosure describes a variable displacement turbocharger that improves the sealability of the scroll flow path of the turbine.
  • a variable displacement turbocharger includes a turbine housing forming a scroll flow passage disposed around a turbine wheel, and a part of an inner wall of the scroll flow passage facing the scroll flow passage.
  • the turbine includes a variable nozzle unit including a nozzle ring and an annular seal member for sealing a gap between the turbine housing and the nozzle ring, the seal member being sandwiched in the gap and a turbine housing and a nozzle ring It has a disc spring structure biased toward the rotational axis of the turbine wheel, and is disposed radially inward of the scroll passage.
  • variable displacement turbocharger of the present disclosure the sealability of the scroll passage of the turbine can be improved.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a variable displacement turbocharger according to a first embodiment. It is sectional drawing which expands and shows the vicinity of the scroll flow path in FIG. (A) is a plan view of the seal member, and (b) is a cross-sectional view thereof. It is sectional drawing which expands and shows the vicinity of the scroll flow path of the variable displacement turbocharger according to the second embodiment.
  • (A) is a plan view of the seal member
  • (b) is a VV cross-sectional view thereof
  • (c) is a cross-sectional view showing elastic deformation of the seal member.
  • a variable displacement turbocharger includes a turbine housing forming a scroll flow passage disposed around a turbine wheel, and a part of an inner wall of the scroll flow passage facing the scroll flow passage.
  • the turbine includes a variable nozzle unit including a nozzle ring and an annular seal member for sealing a gap between the turbine housing and the nozzle ring, the seal member being sandwiched in the gap and a turbine housing and a nozzle ring It has a disc spring structure biased toward the rotational axis of the turbine wheel, and is disposed radially inward of the scroll passage.
  • a step may be formed between the sandwiching portion for sandwiching the seal member in the rotational axis direction and the scroll channel so that the gap is narrowed on the scroll channel side.
  • At least one of the end portions in the rotational axis direction of the seal member may be folded back to form a curved shape.
  • a variable displacement turbocharger includes a turbine housing forming a scroll flow passage disposed around a turbine wheel, and a part of an inner wall of the scroll flow passage facing the scroll flow passage.
  • the turbine includes a variable nozzle unit including a forming nozzle ring, and an annular seal member for sealing a gap between the turbine housing and the nozzle ring, the seal member being sandwiched by the gap, the turbine housing and the nozzle ring
  • the biasing member is biased in a direction to expand the space in the radial direction of the rotation of the turbine wheel, and is disposed radially inward of the scroll passage with respect to the scroll passage.
  • variable displacement turbocharger According to the present disclosure, an embodiment of a variable displacement turbocharger according to the present disclosure will be described with reference to the drawings.
  • the characteristic of a component may be exaggerated and described, the dimensional ratio of each part on a drawing does not necessarily correspond with a real thing.
  • variable displacement supercharger 1 shown in FIG. 1 is applied to, for example, an internal combustion engine of a ship or a vehicle.
  • the variable displacement supercharger 1 includes a turbine 2 and a compressor 3.
  • the turbine 2 includes a turbine housing 4 and a turbine wheel 6 housed in the turbine housing 4.
  • the turbine housing 4 has a scroll passage 16 extending circumferentially around the turbine impeller 6.
  • the compressor 3 includes a compressor housing 5 and a compressor wheel 7 housed in the compressor housing 5.
  • the compressor housing 5 has a scroll passage 17 extending circumferentially around the compressor wheel 7.
  • the turbine wheel 6 is provided at one end of the rotating shaft 14, and the compressor wheel 7 is provided at the other end of the rotating shaft 14.
  • a bearing housing 13 is provided between the turbine housing 4 and the compressor housing 5.
  • the rotating shaft 14 is rotatably supported by the bearing housing 13 via a bearing 15.
  • the rotating shaft 14, the turbine wheel 6 and the compressor wheel 7 rotate around the rotation axis H as an integral rotating body 12.
  • the turbine housing 4 is provided with an exhaust gas inlet (not shown) and an exhaust gas outlet 10.
  • Exhaust gas (fluid) discharged from an internal combustion engine (not shown) flows into the turbine housing 4 through an exhaust gas inlet. Then, the exhaust gas flows into the turbine wheel 6 through the scroll passage 16 to rotate the turbine wheel 6. Thereafter, the exhaust gas flows out of the turbine housing 4 through the exhaust gas outlet 10.
  • the compressor housing 5 is provided with a suction port 9 and a discharge port (not shown). As described above, when the turbine wheel 6 rotates, the compressor wheel 7 rotates via the rotation shaft 14. The rotating compressor wheel 7 sucks the external air through the suction port 9, compresses the air, and discharges the air from the discharge port through the scroll passage 17. The compressed air discharged from the discharge port is supplied to the aforementioned internal combustion engine.
  • the turbine 2 will be further described with reference to FIGS. 1 to 3.
  • the turbine 2 is a variable displacement turbine.
  • a movable nozzle vane 23 is provided in the gas inflow path 21 connecting the scroll flow path 16 and the turbine wheel 6.
  • a plurality of nozzle vanes 23 are disposed circumferentially about the rotation axis H. Each nozzle vane 23 pivots about an axis parallel to the axis of rotation H. As described above, when the nozzle vanes 23 rotate, the cross-sectional area of the gas flow path is optimally adjusted in accordance with the flow rate of the exhaust gas introduced into the turbine 2.
  • the turbine 2 is provided with a variable nozzle unit 25 for driving the nozzle vanes 23.
  • the variable nozzle unit 25 is fitted inside the turbine housing 4 and is fixed by being sandwiched between the turbine housing 4 and the bearing housing 13.
  • the variable nozzle unit 25 includes the nozzle vanes 23, a first nozzle ring 31, and a second nozzle ring (control clearance plate) 32.
  • the first nozzle ring 31 and the second nozzle ring 32 are positioned sandwiching the nozzle vanes 23 in the axial direction.
  • Each of the first nozzle ring 31 and the second nozzle ring 32 has a ring shape centered on the rotation axis H, and is disposed so as to surround the turbine wheel 6 in the circumferential direction.
  • the region sandwiched between the first nozzle ring 31 and the second nozzle ring 32 constitutes the aforementioned gas inflow path 21.
  • a pivot shaft 23 a of each nozzle vane 23 is rotatably inserted into the first nozzle ring 31, and the first nozzle ring 31 supports each nozzle vane 23 in a cantilever manner.
  • a step 75 extending in the circumferential direction is formed on the surface of the first nozzle ring 31 on the bearing housing 13 side.
  • the pivot shaft 23 a of each nozzle vane 23 is inserted into the first nozzle ring 31 at a position radially inward of the step 75.
  • the first nozzle ring 31 and the second nozzle ring 32 are connected by a plurality of connecting pins 35 extending in the axial direction.
  • the connection pin 35 is manufactured to have high-precision dimensions, whereby the dimensional accuracy of the gas inflow path 21 in the axial direction is secured.
  • the variable nozzle unit 25 includes a drive power transmission unit (not shown) for transmitting a drive power from the outside of the turbine 2 to the nozzle vanes 23, a drive ring 28, and a plurality of levers 29.
  • the drive ring 28 extends circumferentially about the rotation axis H.
  • the drive ring 28 rotates around the rotation axis H in response to a driving force from a driving force transmission unit (not shown).
  • the levers 29 are provided corresponding to the respective nozzle vanes 23 and arranged circumferentially inside the drive ring 28. On the inner circumferential side of the drive ring 28, grooves equal in number to the lever 29 are formed.
  • each lever 29 is engaged with each groove of the drive ring 28, and the other end of each lever 29 is fixed to the pivot shaft 23 a of each nozzle vane 23.
  • the drive ring 28 rotates around the rotation axis H. Then, with the rotation of the drive ring 28, each lever 29 rotates, and each nozzle vane 23 rotates via the rotation shaft 23a.
  • variable nozzle unit 25 in the turbine housing 4 will be described.
  • a shroud 41 that covers the turbine impeller 6 in the circumferential direction is formed as a part of the inner circumferential surface of the turbine housing 4.
  • the second nozzle ring 32 of the variable nozzle unit 25 is fitted at a position radially outward of the shroud 41.
  • a gap G is generated between the second nozzle ring 32 and the turbine housing 4.
  • the second nozzle ring 32 faces the scroll passage 16, and the second nozzle ring 32 forms a part of the inner wall of the scroll passage 16. That is, the inner wall surface of the scroll passage 16 is formed by the inner circumferential surface 42 of the turbine housing 4 and a part of the outer end surface 34 of the second nozzle ring 32. Further, on the inner circumferential surface of the turbine housing 4, a plane 44 orthogonal to the rotation axis H is formed between the inner circumferential surface 42 forming the inner wall surface of the scroll flow passage 16 and the shroud 41. The flat surface 44 faces the outer end surface 34 of the second nozzle ring 32 with a gap G therebetween.
  • the portion forming the inner wall surface of the scroll channel 16 may be referred to as the outer end surface 34a
  • the portion facing the plane 44 may be referred to as the outer end surface 34b.
  • the gap G connects the scroll passage 16 and the downstream portion of the gas inflow passage 21.
  • an annular seal member 45 is installed in the gap G as a gasket.
  • the seal member 45 is axially sandwiched between the outer end surface 34 and the flat surface 44.
  • the seal member 45 extends along a circumference centered on the rotational axis H, and has a disc spring structure having the rotational axis H as a central axis. That is, the seal member 45 has a structure including a conical surface whose central axis is the rotation axis H.
  • the seal member 45 is made of, for example, heat resistant stainless steel.
  • the seal member 45 urges the outer end surface 34 and the flat surface 44 away from each other in the axial direction by the elastic force of the disc spring structure. In addition, the seal member 45 closely contacts the outer end surface 34 and the flat surface 44 by an elastic force, and exhibits sealing performance for sealing the gap G.
  • the seal member 45 follows the dimensional variation of the gap G by elastic deformation due to the disc spring structure, and maintains the sealability of the gap G.
  • the dimension of the clearance G in the axial direction becomes smaller as the temperature of the turbine 2 becomes higher. The smaller the temperature of the turbine 2 is, the larger the axial dimension of the gap G becomes.
  • both end portions 45a and 45b in the axial direction are folded back to form a curved shape.
  • This structure prevents the seal member 45 from coming into contact with the outer end surface 34 and the flat surface 44 at an acute angle. Therefore, the contact area between the end 45 a and the outer end face 34 and the contact area between the end 45 b and the flat surface 44 become large, and the sealing performance of the gap G becomes high. Further, according to the above-described structure, when the seal member 45 follows the dimensional change of the gap G as described above, the end portions 45a and 45b slide smoothly on the outer end surface 34 and the flat surface 44. In addition, it is not essential that both ends 45a and 45b be formed in a curved shape as described above, and either one may be a curved shape.
  • the seal member 45 is disposed at a position not protruding into the scroll channel 16.
  • the scroll channel 16 is an area which is partitioned by the inner circumferential surface 42 and the outer end surface 34 a and does not include the gap G.
  • a part of the boundary 16a of the region of the scroll channel 16 is shown by a broken line in FIG.
  • the entire seal member 45 is located outside the scroll channel 16 defined as the above-mentioned area.
  • the entire seal member 45 is disposed radially inward of the scroll passage 16. That is, the seal member 45 is sandwiched between the outer end surface 34 b and the flat surface 44 and does not protrude radially outward from the boundary line 16 a.
  • the width in the radial direction of the flat surface 44 is uneven in the circumferential direction, the positional relationship that the seal member 45 does not protrude radially outward from the boundary line 16 a is established in the entire circumferential direction.
  • a portion of the gap G in which the seal member 45 is sandwiched is referred to as a sandwiching portion 47.
  • a stepped portion 49 is formed on the outer end surface 34 b between the sandwiching portion 47 and the scroll channel 16. Due to the presence of the stepped portion 49, the gap G is narrow on the side close to the scroll flow path 16 and wide on the side far from the scroll flow path 16. The seal member 45 is held at a position farther from the scroll channel 16 than the step 49.
  • the effect by the variable displacement supercharger 1 provided with the said turbine 2 is demonstrated.
  • the inner wall of the scroll passage 16 is formed by the turbine housing 4 and the second nozzle ring 32, and a seal member 45 is provided to seal the gap G between the turbine housing 4 and the second nozzle ring 32. .
  • the seal member 45 is disposed so as not to protrude into the scroll channel 16. According to this structure, the seal member 45 is not exposed to the exhaust gas flowing in the scroll flow passage 16 and is relatively insensitive to the temperature of the exhaust gas in the scroll flow passage 16. Therefore, the temperature difference in the circumferential direction of the seal member 45 caused by the temperature distribution in the circumferential direction of the exhaust gas is reduced.
  • the seal member 45 having a disc spring structure can be relatively easily manufactured by pressing a ring-shaped flat plate in the thickness direction, the production cost can be suppressed. Further, as a characteristic of the disc spring structure, the seal member 45 is excellent in durability because there is no part where the stress is extremely concentrated.
  • a stepped portion 49 is formed on the outer end face 34 b, and the seal member 45 is located on the back side of the stepped portion 49 when viewed from the scroll flow path 16.
  • the gap G can be narrowed at a position closer to the scroll flow path 16 than the seal member 45 while securing the installation space of the seal member 45 in the sandwiching portion 47. Therefore, the influence of the temperature of the exhaust gas on the seal member 45 can be further reduced.
  • the seal member 45 since the seal member 45 has a disc spring structure, the seal member 45 follows the dimensional change in the axial direction of the gap G by elastic deformation, and the sealability of the gap G is maintained.
  • the seal member 63 may be provided between the heat shield plate 61 and the bearing housing 13.
  • the seal member 63 may have a disc spring structure similar to the seal member 45. This structure can synergistically enhance the sealability of the exhaust gas.
  • the heat shield plate 61 is located radially inward of the first nozzle ring 31 and disposed between the turbine wheel 6 and the bearing housing 13.
  • variable displacement turbocharger 101 according to a second embodiment of the present disclosure will be described.
  • the same or similar components as or to the components of the first embodiment are denoted by the same reference numerals in the drawings, and the redundant description will be omitted.
  • variable displacement supercharger 101 differs from the variable displacement supercharger 1 of the first embodiment in that the variable displacement supercharger 101 includes a seal member 55 instead of the seal member 45 described above.
  • the cross section of the seal member 55 has a C shape having an axis of line symmetry in the axial direction and opening on the side of the plane 44.
  • the seal member 55 has an annular shape centered on the rotation axis H, and is interposed between the cylindrical surface 34 d and the cylindrical surface 44 d in the radial direction. That is, the seal member 55 abuts on the turbine housing 4 radially inward.
  • the cylindrical surface 34 d is formed on the step portion 49 of the second nozzle ring 32 and is a cylindrical surface having the rotation axis H as a cylindrical axis.
  • the cylindrical surface 44 d is formed on the back surface side of the shroud 41 in the turbine housing 4 and is a cylindrical surface having the rotation axis H as a cylindrical axis.
  • the seal member 55 exerts an elastic force in the direction in which the distance between the end portions 55a and 55b of the C-shaped cross section is increased. Therefore, when the seal member 55 is press-fit and sandwiched between the cylindrical surface 34d and the cylindrical surface 44d, the seal member 55 urges the cylindrical surface 34d and the cylindrical surface 44d to expand the distance between them in the radial direction. It also functions as a member. In addition, the sealing member 55 is in close contact with the cylindrical surface 34 d and the cylindrical surface 44 d by the above-described elastic force, and exhibits sealing performance for sealing the gap G.
  • the sealing member 55 follows the dimensional change of the gap G by elastic deformation and the gap Maintain sealability of G.
  • the radial dimension of the gap G becomes larger as the temperature of the turbine 2 becomes higher.
  • the radial dimension of the gap G decreases as the temperature of the turbine 2 decreases.
  • the seal member 55 is axially supported by the support portion 57. Accordingly, the seal member 55 also resists the pressure from the scroll passage 16 acting through the gap G.
  • the effect by the variable displacement supercharger 101 provided with the said turbine 102 is demonstrated.
  • the inner wall of the scroll passage 16 is formed by the turbine housing 4 and the second nozzle ring 32, and a seal member 55 for sealing the gap G between the turbine housing 4 and the second nozzle ring 32 is provided.
  • the seal member 55 is disposed so as not to protrude into the scroll channel 16. According to this structure, the seal member 55 is relatively insensitive to the temperature of the exhaust gas in the scroll passage 16. Therefore, the temperature difference in the circumferential direction of the seal member 55 caused by the temperature distribution in the circumferential direction of the exhaust gas is reduced.
  • the seal member 55 having a C-shaped cross section can be produced relatively easily by pressing a ring-shaped flat plate in the thickness direction, the production cost can be reduced.
  • a stepped portion 49 is formed on the outer end face 34 b, and the seal member 55 is located on the back side of the stepped portion 49 when viewed from the scroll flow channel 16.
  • the gap G can be narrowed at a position closer to the scroll channel 16 than the seal member 55 while securing the installation space of the seal member 55 in the sandwiching portion 47. Therefore, the influence of the temperature of the exhaust gas on the seal member 55 can be further reduced.
  • the seal member 55 is configured to exert elastic force in the radial direction, the seal member 55 follows the dimensional change in the radial direction of the gap G by elastic deformation, and the sealability of the gap G is maintained.
  • the dimensional variation in the radial direction of the gap G can be easily calculated as compared to the dimensional variation in the axial direction. That is, in addition to the thermal expansion characteristics of the turbine housing 4, it is necessary to consider the thermal expansion characteristics of the variable nozzle unit 25 as a whole including a large number of parts, in addition to the thermal expansion characteristics of the turbine housing 4. On the other hand, in addition to the thermal expansion characteristic of the turbine housing 4, only the thermal expansion characteristic of the second nozzle ring 32 may be taken into consideration in the dimensional variation in the radial direction of the gap G.
  • the turbine 102 adopts a structure in which the seal member 55 is interposed in the radial direction, the characteristic of the seal member 55 for following the dimensional change in the radial direction of the gap G is relatively easy to design.
  • the seal member 55 is press-fit into the cylindrical surface 44 d of the turbine housing 4 and the cylindrical surface of the second nozzle ring 32. It is necessary to press-fit to 34d.
  • the cross-sectional shape of the seal member 55 may be as shown in FIG. 6 (a). That is, the radially inner end 55b of the cross section of the seal member 55 may be curved radially outward. According to this configuration, when the seal member 55 is press-fit into the cylindrical surface 44d of the turbine housing 4, the end 55b of the seal member 55 smoothly slides on the cylindrical surface 44d, and the seal member 55 is smoothly inserted. Ru.
  • the cross-sectional shape of the seal member 55 may be as shown in FIG. 6 (b). That is, the cross section of the seal member 55 in FIG. 6 (b) is S-shaped as a whole.
  • the radially inner portion 55 c of the seal member 55 is curved so as to be convex toward the turbine housing 4.
  • the radially outer portion 55 d of the seal member 55 is curved so as to be convex toward the variable nozzle unit 25. According to this configuration, the seal member 55 is press-fitted smoothly into the cylindrical surface 44 d of the turbine housing 4 and also into the cylindrical surface 34 d of the second nozzle ring.
  • the cross-sectional shape of the seal member 55 may be as shown in FIG. That is, the cross section of the seal member 55 in FIG. 6C is V-shaped as a whole. According to this configuration, the seal member 55 is press-fitted smoothly into the cylindrical surface 44 d of the turbine housing 4 and also into the cylindrical surface 34 d of the second nozzle ring. Further, the number of V-shaped stages is not limited, and for example, it may be as shown in FIG.
  • the step portion 49 is provided on the outer end surface 34 of the second nozzle ring 32 so that the gap G becomes narrower on the scroll flow passage 16 side than the sandwiching portion 47.
  • the turbine housing 4 may be provided on the flat surface 44 of the turbine housing 4.
  • FIG. 7 is an enlarged cross-sectional view showing the vicinity of the seal member 55 of the variable displacement turbocharger according to the modification.
  • the structure of this modification may be adopted in the variable displacement turbocharger of the present invention.
  • the same or equivalent components as or to those of the first or second embodiment are denoted by the same reference numerals in the drawings, and the redundant description will be omitted.
  • a conical surface 71 (diameter reducing surface) is provided so as to be continuous with the cylindrical surface 44 d.
  • the conical surface 71 is located radially inward of the seal member 55 on the side of the gas inflow path 21 and has a smaller diameter toward the side of the gas inflow path 21. That is, the conical surface 71 is located on the bearing housing 13 side of the cylindrical surface 44 d and has a smaller diameter toward the bearing housing 13 side.
  • a conical inner wall surface 72 facing the above-described conical surface 71 is provided on a part of the inner peripheral side of the second nozzle ring 32.
  • the seal member 55 may be press-fit into both the cylindrical surface 44d and the cylindrical surface 34d.
  • the conical surface 71 serves as a guide, and the end 55b of the seal member 55 smoothly forms the cylindrical surface 44d. You will be guided. Therefore, the seal member 55 having a radial elastic force can be easily incorporated.
  • a step 73 may be provided.
  • a groove 74 including a surface facing the above-described step portion 73 and recessed on the opposite side to the second nozzle ring 32 side ensures an appropriate distance from the outer end surface 34 b. It may be provided.
  • the turbine housing 4 is a flat surface 44 (housing flat surface) orthogonal to the rotation axis H, and a cylindrical surface centered on the rotation axis H, located radially inward of the flat surface 44.
  • a cylindrical surface 44d (housing cylindrical surface) abutting inward in the direction, and a conical surface centered on the rotation axis H, provided adjacent to the second nozzle ring 32 side of the cylindrical surface 44d, is separated from the cylindrical surface 44d
  • the second nozzle ring 32 has an outer end surface 34 b (nozzle ring flat surface) that is orthogonal to the rotation axis H and faces the plane 44, and has a conical surface 71 (reduced diameter surface) provided to have a small diameter.
  • variable displacement supercharger connects the scroll flow passage 16 and the turbine wheel 6 and is provided in the gas inflow passage 21 provided with the nozzle vanes 23 and the turbine housing 4, and the radial direction inner side of the seal member 55. And a conical surface 71 (diameter reducing surface) having a smaller diameter toward the gas inflow path 21.
  • variable nozzle unit 32 second nozzle ring (nozzle ring) 34b Outer end face (nozzle ring plane) 34d cylindrical surface (nozzle ring cylindrical surface) 44 flat (housing flat) 44d cylindrical surface (housing cylindrical surface) 45, 55 Seal member 45a, 45b End 47 Clamping part 49
  • Stepped part 71 Conical surface (diameter reducing surface) 72 Conical inner wall (nozzle ring conical surface) 73 step 74 groove G gap H rotation axis

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Abstract

　可変容量型過給機は、タービン翼車の周囲に配置されるスクロール流路を形成するタービンハウジングと、スクロール流路に面しスクロール流路の内壁の一部を形成する第２ノズルリングを含む可変ノズルユニットと、タービンハウジングと第２ノズルリングとの隙間をシールする環状のシール部材と、を有するタービンを備え、シール部材は、上記隙間に挟み込まれると共にタービンハウジングと第２ノズルリングとを回転軸線方向に付勢する皿バネ構造をなし、スクロール流路よりもタービン翼車の径方向内側に配置されている。

Description

可変容量型過給機
　本開示は、可変容量型過給機に関するものである。
　従来、下記特許文献１に記載の可変容量型過給機が知られている。この過給機は、タービンハウジングと排気ノズルの後部排気導入壁とに嵌合し固定される環状のシール体を有している。このシール体によってタービンハウジングと後部排気導入壁との間の隙間がシールされ、スクロール流路からのリークが抑えられる。
特開２０１０－１１２１９５号公報
　この種の可変容量型過給機の性能を向上するために、スクロール流路を形成する部品同士の隙間のシール性を高め、スクロール流路のシール性を向上することが望まれる。特許文献１の過給機では、スクロール流路を流動する排気ガスの周方向の温度分布の影響で、シール体の温度変形にも周方向の不均一が生じ、シール体のシール性能が低下する可能性がある。従って、スクロール流路のシール性には、更に改善の余地がある。
　本開示は、タービンのスクロール流路のシール性を向上する可変容量型過給機を説明する。
　本開示の一態様に係る可変容量型過給機は、タービン翼車の周囲に配置されるスクロール流路を形成するタービンハウジングと、スクロール流路に面しスクロール流路の内壁の一部を形成するノズルリングを含む可変ノズルユニットと、タービンハウジングとノズルリングとの隙間をシールする環状のシール部材と、を有するタービンを備え、シール部材は、上記隙間に挟み込まれると共にタービンハウジングとノズルリングとをタービン翼車の回転軸線方向に付勢する皿バネ構造をなし、スクロール流路よりもタービン翼車の径方向内側に配置されている。
　本開示の可変容量型過給機によれば、タービンのスクロール流路のシール性を向上することができる。
第１実施形態に係る可変容量型過給機の断面図である。 図１におけるスクロール流路の近傍を拡大して示す断面図である。 （ａ）はシール部材の平面図、（ｂ）はそのIII-III断面図である。 第２実施形態に係る可変容量型過給機のスクロール流路の近傍を拡大して示す断面図である。 （ａ）はシール部材の平面図、（ｂ）はそのV-V断面図、（ｃ）はシール部材の弾性変形を示す断面図である。 シール部材の変形例を示す断面図である。 変形例に係る可変容量型過給機のシール部材の近傍を拡大して示す断面図である。
　本開示の一態様に係る可変容量型過給機は、タービン翼車の周囲に配置されるスクロール流路を形成するタービンハウジングと、スクロール流路に面しスクロール流路の内壁の一部を形成するノズルリングを含む可変ノズルユニットと、タービンハウジングとノズルリングとの隙間をシールする環状のシール部材と、を有するタービンを備え、シール部材は、上記隙間に挟み込まれると共にタービンハウジングとノズルリングとをタービン翼車の回転軸線方向に付勢する皿バネ構造をなし、スクロール流路よりもタービン翼車の径方向内側に配置されている。
　上記隙間では、シール部材を回転軸線方向に挟み込む挟持部と、スクロール流路との間において、当該隙間がスクロール流路側で狭くなるように段差部が形成されているようにしてもよい。
　シール部材の回転軸線方向の両端部のうち少なくとも一方の端部は、湾曲形状をなすように折り返されていることとしてもよい。
　本開示の別の態様に係る可変容量型過給機は、タービン翼車の周囲に配置されるスクロール流路を形成するタービンハウジングと、スクロール流路に面しスクロール流路の内壁の一部を形成するノズルリングを含む可変ノズルユニットと、タービンハウジングとノズルリングとの隙間をシールする環状のシール部材と、を有するタービンを備え、シール部材は、上記隙間に挟み込まれると共にタービンハウジングとノズルリングとの間をタービン翼車の回転径方向に拡げる方向に付勢する付勢部材であり、スクロール流路よりもタービン翼車の径方向内側に配置されている。
　以下、図面を参照しながら、本開示の可変容量型過給機の実施形態について説明する。なお、各図面においては、構成要素の特徴を誇張して描写する場合があるため、図面上の各部位の寸法比は必ずしも実物とは一致しない。
（第１実施形態）
　図１に示される可変容量型過給機１は、例えば、船舶や車両の内燃機関に適用されるものである。図１に示されるように、可変容量型過給機１は、タービン２とコンプレッサ３とを備えている。タービン２は、タービンハウジング４と、タービンハウジング４に収納されたタービン翼車６と、を備えている。タービンハウジング４は、タービン翼車６の周囲において周方向に延びるスクロール流路１６を有している。コンプレッサ３は、コンプレッサハウジング５と、コンプレッサハウジング５に収納されたコンプレッサ翼車７と、を備えている。コンプレッサハウジング５は、コンプレッサ翼車７の周囲において周方向に延びるスクロール流路１７を有している。
　タービン翼車６は回転軸１４の一端に設けられており、コンプレッサ翼車７は回転軸１４の他端に設けられている。タービンハウジング４とコンプレッサハウジング５との間には、軸受ハウジング１３が設けられている。回転軸１４は、軸受１５を介して軸受ハウジング１３に回転可能に支持されている。回転軸１４、タービン翼車６及びコンプレッサ翼車７が一体の回転体１２として回転軸線Ｈ周りに回転する。
　タービンハウジング４には、排気ガス流入口（図示せず）及び排気ガス流出口１０が設けられている。内燃機関（図示せず）から排出された排気ガス（流体）が、排気ガス流入口を通じてタービンハウジング４内に流入する。そして、排気ガスは、スクロール流路１６を通じてタービン翼車６に流入し、タービン翼車６を回転させる。その後、排気ガスは、排気ガス流出口１０を通じてタービンハウジング４外に流出する。
　コンプレッサハウジング５には、吸入口９及び吐出口（図示せず）が設けられている。上記のようにタービン翼車６が回転すると、回転軸１４を介してコンプレッサ翼車７が回転する。回転するコンプレッサ翼車７は、吸入口９を通じて外部の空気を吸入し、この空気を圧縮して、スクロール流路１７を通じて吐出口から吐出する。吐出口から吐出された圧縮空気は、前述の内燃機関に供給される。
　以下の説明において、単に「軸線方向」、「径方向」、「周方向」等と言うときには、それぞれ、タービン翼車６の回転軸線方向、回転径方向、回転周方向を意味するものとする。また、「上流」、「下流」などと言うときには、スクロール流路１６における排気ガスの上流、下流を意味するものとする。
　図１～図３を参照しながら、タービン２について更に説明する。タービン２は可変容量型タービンである。スクロール流路１６とタービン翼車６とを接続するガス流入路２１には、可動のノズルベーン２３が設けられている。複数のノズルベーン２３が回転軸線Ｈを中心とする円周上に配置されている。各々のノズルベーン２３は回転軸線Ｈに平行な軸線周りに回動する。上記のようにノズルベーン２３が回動することで、タービン２に導入される排気ガスの流量に応じてガス流路の断面積が最適に調整される。
　このためタービン２は、ノズルベーン２３を駆動するための可変ノズルユニット２５を備えている。可変ノズルユニット２５は、タービンハウジング４の内側に嵌め込まれており、タービンハウジング４と軸受ハウジング１３とで挟み込まれて固定される。可変ノズルユニット２５は、上記ノズルベーン２３と、第１ノズルリング３１と、第２ノズルリング（コントロールクリアランスプレート）３２と、を有している。第１ノズルリング３１及び第２ノズルリング３２は、ノズルベーン２３を軸線方向に挟んで位置している。第１ノズルリング３１と第２ノズルリング３２とは、それぞれ回転軸線Ｈを中心とするリング状を成しており、タービン翼車６を周方向に囲むように配置されている。第１ノズルリング３１と第２ノズルリング３２とで挟まれた領域が前述のガス流入路２１を構成する。第１ノズルリング３１には、各ノズルベーン２３の回動軸２３ａが回転可能に挿通されており、第１ノズルリング３１は各ノズルベーン２３を片持ちで軸支している。また、第１ノズルリング３１の軸受ハウジング１３側の面には、周方向に延びる段差７５が形成されている。各ノズルベーン２３の回動軸２３ａは、上記段差７５よりも径方向内側の位置において第１ノズルリング３１に挿通されている。第１ノズルリング３１と第２ノズルリング３２とは、軸線方向に延びる複数の連結ピン３５で連結されている。この連結ピン３５が高精度の寸法に作製されることで、ガス流入路２１の軸線方向の寸法精度が確保されている。
　可変ノズルユニット２５は、タービン２の外部からの駆動力をノズルベーン２３に伝達するための駆動力伝達部（図示せず）、駆動リング２８、及び複数のレバー２９を有している。駆動リング２８は、回転軸線Ｈを中心とする円周上に延在している。駆動リング２８は、駆動力伝達部（図示せず）からの駆動力を受けて回転軸線Ｈ周りに回動する。レバー２９は各ノズルベーン２３に対応して設けられ、駆動リング２８の内側で円周上に配置されている。駆動リング２８の内周側には、レバー２９と同数の溝が形成されている。各レバー２９の一端は駆動リング２８の各溝に噛み合っており、各レバー２９の他端は各ノズルベーン２３の回動軸２３ａに固定されている。タービン２の外部からの駆動力が駆動力伝達部２７に入力されると、駆動リング２８が回転軸線Ｈ周りに回動する。そして、駆動リング２８の回動に伴って各レバー２９が回動し、回動軸２３ａを介して各ノズルベーン２３が回動する。
　次に、タービンハウジング４内における可変ノズルユニット２５の配置について説明する。タービン翼車６を周方向に覆うシュラウド４１は、タービンハウジング４の内周面の一部として形成されている。シュラウド４１よりも径方向外側の位置に、可変ノズルユニット２５の第２ノズルリング３２が嵌め込まれている。第２ノズルリング３２とタービンハウジング４との間には隙間Ｇが生じている。
　第２ノズルリング３２はスクロール流路１６に面しており、第２ノズルリング３２がスクロール流路１６の内壁の一部を形成している。すなわち、タービンハウジング４の内周面４２と第２ノズルリング３２の外側端面３４の一部とで、スクロール流路１６の内壁面が形成されている。また、タービンハウジング４の内周面上において、スクロール流路１６の内壁面を形成する内周面４２とシュラウド４１との間には、回転軸線Ｈに直交する平面４４が形成されている。平面４４は、隙間Ｇを空けて第２ノズルリング３２の外側端面３４に対面している。なお、以下では、外側端面３４のうち、スクロール流路１６の内壁面を形成する部分を外側端面３４ａとし、平面４４に対面する部分を外側端面３４ｂとして、両者を区別して呼ぶ場合がある。
　隙間Ｇは、スクロール流路１６とガス流入路２１の下流部とを接続している。隙間Ｇからの排気ガスのリークを抑えるために、隙間Ｇにはガスケットとして環状のシール部材４５が設置されている。シール部材４５は、外側端面３４と平面４４とで軸線方向に挟み込まれている。図３にも示されるように、シール部材４５は、回転軸線Ｈを中心とする円周に沿って延在しており、回転軸線Ｈを中心軸とする皿バネ構造をなしている。すなわち、シール部材４５は、回転軸線Ｈを中心軸とする円錐面を含む構造をなす。シール部材４５は、例えば耐熱ステンレス鋼などからなる。シール部材４５は、皿バネ構造による弾性力によって、外側端面３４と平面４４とを軸線方向に遠ざける方向に付勢している。また、シール部材４５は、弾性力によって外側端面３４と平面４４とに密着し、隙間Ｇを封止するシール性を発揮する。
　タービン２の温度に応じて隙間Ｇの軸線方向の寸法が変動するのに対し、シール部材４５は、皿バネ構造による弾性変形によって隙間Ｇの寸法変動に追従し隙間Ｇのシール性を維持する。なお、可変ノズルユニット２５全体の軸線方向の熱膨張特性と、タービンハウジング４の軸線方向の熱膨張特性との差異に起因して、タービン２が高温になるほど隙間Ｇの軸線方向の寸法は小さくなり、タービン２が低温になるほど隙間Ｇの軸線方向の寸法は大きくなる。
　シール部材４５のうち、軸線方向の両端部４５ａ，４５ｂは、湾曲形状をなすように折り返されている。この構造により、外側端面３４及び平面４４に対してシール部材４５が鋭角部で接触することが避けられる。よって、端部４５ａと外側端面３４との接触面積、及び端部４５ｂと平面４４との接触面積が大きくなり隙間Ｇのシール性が高くなる。また、上記構造によれば、上記のような隙間Ｇの寸法変動にシール部材４５が追従するときに、端部４５ａ，４５ｂが外側端面３４，平面４４上を円滑に摺動する。なお、両方の端部４５ａ，４５ｂが上記のように湾曲形状に形成されることは必須ではなく、何れか一方が湾曲形状であってもよい。
　図２にも示されるとおり、シール部材４５はスクロール流路１６にはみださない位置に配置されている。具体的には、スクロール流路１６は内周面４２と外側端面３４ａとで仕切られ、隙間Ｇを含まない領域である。スクロール流路１６の領域の境界線１６ａの一部を図２中に破線で示している。上記の領域として規定されるスクロール流路１６の外にシール部材４５全体が位置している。具体的には、スクロール流路１６よりも径方向内側にシール部材４５全体が配置されている。すなわち、シール部材４５は、外側端面３４ｂと平面４４とで挟み込まれており、境界線１６ａから径方向外側にははみだしていない。なお、平面４４の径方向の幅は周方向で不均一であるが、シール部材４５が境界線１６ａから径方向外側にはみださないという位置関係が、周方向全体で成立している。
　また、隙間Ｇのうちシール部材４５が挟み込まれた部分を挟持部４７と称する。挟持部４７とスクロール流路１６との間において、外側端面３４ｂには段差部４９が形成されている。この段差部４９の存在により、隙間Ｇは、スクロール流路１６に近い側が狭く、遠い側が広くなっている。そしてシール部材４５は、スクロール流路１６から見て段差部４９よりも遠い位置で挟持されている。
　続いて、上記タービン２を備えた可変容量型過給機１による作用効果について説明する。タービン２では、スクロール流路１６の内壁がタービンハウジング４と第２ノズルリング３２とで形成され、タービンハウジング４と第２ノズルリング３２との隙間Ｇを封止するシール部材４５が設けられている。シール部材４５は、スクロール流路１６内にはみださないように配置されている。この構造によれば、シール部材４５は、スクロール流路１６を流動する排気ガスに晒されず、スクロール流路１６内の排気ガスの温度の影響を比較的受けにくい。よって、排気ガスの周方向の温度分布に起因するシール部材４５の周方向の温度差が低減される。従って、シール部材４５に発生する、周方向に不均一な熱変形が抑えられる。その結果、シール部材４５のシール性が高められ、可変容量型過給機１の性能向上が図られる。また、皿バネ構造のシール部材４５は、リング状の平板を厚み方向にプレス加工することによって比較的容易に作製することができるので、生産コストが抑えられる。また、皿バネ構造の特性として、シール部材４５には応力が極端に集中する部位がないので、シール部材４５は耐久性に優れる。
　また、外側端面３４ｂに段差部４９が形成されており、スクロール流路１６から見て段差部４９の奥側にシール部材４５が位置している。この構造により、挟持部４７においてシール部材４５の設置スペースを確保しながら、シール部材４５よりもスクロール流路１６に近い位置では隙間Ｇを狭くすることができる。よって、シール部材４５に対する排気ガスの温度の影響をより低減することができる。また、シール部材４５が皿バネ構造であるので、シール部材４５が弾性変形によって隙間Ｇの軸線方向の寸法変動に追従し、隙間Ｇのシール性が維持される。
　また、第１ノズルリング３１の径方向外側の縁部とタービンハウジング４との間の隙間Ｇ２から、第１ノズルリング３１のノズルベーン２３へ対向する方向と反対側の方向へ漏れる排気ガスを考慮して、遮熱板６１と軸受ハウジング１３の間にシール部材６３を設ける構造にしてもよい。このシール部材６３は、シール部材４５と同様の皿バネ構造にしてもよい。この構造により、相乗的に排気ガスのシール性を高めることができる。遮熱板６１は、第１ノズルリング３１の径方向内側に位置しタービン翼車６と軸受ハウジング１３との間に配置されている。
（第２実施形態）
　本開示の第２実施形態に係る可変容量型過給機１０１について説明する。本実施形態の説明において、第１実施形態の構成要素と同一又は同等の構成要素については、図面に同一の符号を付して重複する説明を省略する。
　図４に示されるように、可変容量型過給機１０１は、前述のシール部材４５に代えてシール部材５５を備えている点で第１実施形態の可変容量型過給機１とは異なっている。図５にも示されるように、シール部材５５の断面は、軸線方向の線対称軸を有し平面４４側に開口したＣ字状をなしている。シール部材５５は、回転軸線Ｈを中心とする環状をなし、円柱面３４ｄと円柱面４４ｄとの間に径方向に挟み込まれている。つまり、シール部材５５は径方向内側において、タービンハウジング４と当接する。円柱面３４ｄは、第２ノズルリング３２の段差部４９に形成され、回転軸線Ｈを円柱軸とする円柱面である。円柱面４４ｄはタービンハウジング４においてシュラウド４１の裏面側に形成され、回転軸線Ｈを円柱軸とする円柱面である。
　図５（ｃ）に二点鎖線で示されるように、シール部材５５は、Ｃ字断面の両端部５５ａ，５５ｂの間隔を開く方向に弾性力を発揮する。従って、シール部材５５が円柱面３４ｄと円柱面４４ｄとの間に圧入され挟み込まれると、シール部材５５は、円柱面３４ｄと円柱面４４ｄとの間隔を径方向に拡げる方向に付勢する付勢部材としても機能する。また、シール部材５５は、上記弾性力によって円柱面３４ｄと円柱面４４ｄとに密着し、隙間Ｇを封止するシール性を発揮する。
　また、タービン２の温度に応じて隙間Ｇの径方向の寸法（円柱面３４ｄと円柱面４４ｄとの距離）が変動するが、シール部材５５は、弾性変形によって隙間Ｇの寸法変動に追従し隙間Ｇのシール性を維持する。なお、第２ノズルリング３２の径方向の熱膨張特性と、タービンハウジング４の径方向の熱膨張特性との差異に起因して、タービン２が高温になるほど隙間Ｇの径方向の寸法は大きくなり、タービン２が低温になるほど隙間Ｇの径方向の寸法は小さくなる。
　また、第２ノズルリング３２には、段差部４９よりも径方向内側に位置する支持部位５７が存在している。シール部材５５は、この支持部位５７によって軸線方向に支持されている。従って、シール部材５５は、隙間Ｇを通じて作用するスクロール流路１６からの圧力にも抵抗する。
　続いて、上記タービン１０２を備えた可変容量型過給機１０１による作用効果について説明する。タービン１０２では、スクロール流路１６の内壁がタービンハウジング４と第２ノズルリング３２とで形成され、タービンハウジング４と第２ノズルリング３２との隙間Ｇを封止するシール部材５５が設けられている。シール部材５５は、スクロール流路１６内にはみださないように配置されている。この構造によれば、シール部材５５は、スクロール流路１６内の排気ガスの温度の影響を比較的受けにくい。よって、排気ガスの周方向の温度分布に起因するシール部材５５の周方向の温度差が低減される。従って、シール部材５５に発生する、周方向に不均一な熱変形が抑えられ、その結果、シール部材５５のシール性が高められ、可変容量型過給機１０１の性能向上が図られる。また、断面Ｃ字のシール部材５５は、リング状の平板を厚み方向にプレス加工することによって比較的容易に作製することができるので、生産コストが抑えられる。
　また、外側端面３４ｂに段差部４９が形成されており、スクロール流路１６から見て段差部４９の奥側にシール部材５５が位置している。この構造により、挟持部４７においてシール部材５５の設置スペースを確保しながら、シール部材５５よりもスクロール流路１６に近い位置では隙間Ｇを狭くすることができる。よって、シール部材５５に対する排気ガスの温度の影響をより低減することができる。また、シール部材５５が径方向の弾性力を発揮する構造であるので、シール部材５５が弾性変形によって隙間Ｇの径方向の寸法変動に追従し、隙間Ｇのシール性が維持される。
　また、隙間Ｇの径方向の寸法変動は軸線方向の寸法変動に比較して算出し易い。すなわち、隙間Ｇの軸線方向の寸法変動は、タービンハウジング４の熱膨張特性に加えて、多数の部品を含む可変ノズルユニット２５全体としての熱膨張特性を考慮する必要がある。これに対し、隙間Ｇの径方向の寸法変動は、タービンハウジング４の熱膨張特性に加えて、第２ノズルリング３２の熱膨張特性のみを考慮すればよい。ここで、タービン１０２は、シール部材５５を径方向に挟み込む構造を採用しているので、隙間Ｇの径方向の寸法変動に追従させるためのシール部材５５の特性は比較的設計し易い。
　続いて、可変容量型過給機１０１の変形例について説明する。前述のように、シール部材５５を円柱面３４ｄと円柱面４４ｄとの両方に密着させるためには、シール部材５５をタービンハウジング４の円柱面４４ｄに圧入すると共に、第２ノズルリング３２の円柱面３４ｄにも圧入する必要がある。この組立方法に鑑みれば、シール部材５５の断面形状を図６（ａ）のようにしてもよい。すなわち、シール部材５５の断面における径方向内側の端部５５ｂを径方向外側に向けて湾曲させてもよい。この構成によれば、シール部材５５がタービンハウジング４の円柱面４４ｄに圧入される際に、シール部材５５の端部５５ｂが円滑に円柱面４４ｄを摺動し、シール部材５５が円滑に挿入される。
　また、同様の理由により、シール部材５５の断面形状を図６（ｂ）のようにしてもよい。すなわち、図６（ｂ）におけるシール部材５５の断面は、全体としてＳ字をなしている。シール部材５５の径方向内側の部分５５ｃにおいてはタービンハウジング４側に凸になるように湾曲している。シール部材５５の径方向外側の部分５５ｄにおいては可変ノズルユニット２５側に凸になるように湾曲している。この構成によれば、シール部材５５がタービンハウジング４の円柱面４４ｄにも、第２ノズルリングの円柱面３４ｄにも、円滑に圧入される。
　さらに、同様の理由により、シール部材５５の断面形状を図６（ｃ）のようにしてもよい。すなわち、図６（ｃ）におけるシール部材５５の断面は、全体としてＶ字をなしている。この構成によれば、シール部材５５がタービンハウジング４の円柱面４４ｄにも、第２ノズルリングの円柱面３４ｄにも、円滑に圧入される。また、Ｖ字の段数は問わず、例えば、図６（ｄ）のようにしてもよく、一体形成だけでなく、複数要素による同等形状としてもよい。
　以上、本開示の実施形態について説明したが、本発明は、上記実施形態に限られるものではなく、各請求項に記載した要旨を変更しない範囲で変形したものであってもよい。各実施形態の構成を適宜組み合わせて使用してもよい。例えば、実施形態では、挟持部４７よりもスクロール流路１６側で隙間Ｇが狭くなるようにする段差部４９が第２ノズルリング３２の外側端面３４に設けられているが、このような段差部は、タービンハウジング４の平面４４に設けられてもよい。
　図７は、変形例に係る可変容量型過給機のシール部材５５の近傍を拡大して示す断面図である。本発明の可変容量型過給機には、この変形例の構造が採用されてもよい。当該変形例において、第１又は第２実施形態と同一又は同等の構成要素には図面に同一の符号を付して重複する説明を省略する。
　図７に示されるように、変形例に係るタービンハウジング４には、円柱面４４ｄに連続するように円錐面７１（縮径面）が設けられている。円錐面７１は、シール部材５５の径方向内側のガス流入路２１側に位置し、ガス流入路２１側に向かって小径となる形状をなす。すなわち、円錐面７１は、円柱面４４ｄの軸受ハウジング１３側に位置し、軸受ハウジング１３側に向かって小径になっている。また、第２ノズルリング３２の内周側の一部には、上記の円錐面７１に対面する円錐内壁面７２が設けられている。
　ここで、上記の円錐面７１による作用効果について説明する。シール部材５５を円柱面３４ｄと円柱面４４ｄとの両方に密着させるためには、シール部材５５を円柱面４４ｄと円柱面３４ｄとの両方に圧入してもよい。シール部材５５を、軸受ハウジング１３側からタービンハウジング４側に向けて円柱面４４ｄに圧入する際には、円錐面７１がガイドとなって、シール部材５５の端部５５ｂが円滑に円柱面４４ｄに案内される。よって、径方向に弾性力をもつシール部材５５を容易に組み込むことができる。
　また、第２ノズルリング３２のうち、タービンハウジング４に対面する外側端面３４ｂの一部に、シール部材５５の円滑な挿入に十分な軸方向長さを確保するために、タービンハウジング４側に突出する段部７３が設けられてもよい。また、タービンハウジング４の平面４４には、上記の段部７３に対面する面を含み第２ノズルリング３２側と反対側に凹む溝７４が、外側端面３４ｂとの適切な距離を確保するために設けられてもよい。
　以上のように、タービンハウジング４は、回転軸線Ｈに直交する平面４４（ハウジング平面）と、平面４４の径方向内側に位置し、回転軸線Ｈを中心とする円柱面をなし、シール部材の径方向内側に当接する円柱面４４ｄ（ハウジング円柱面）と、円柱面４４ｄの第２ノズルリング３２側に隣接して設けられ、回転軸線Ｈを中心とする円錐面をなし、円柱面４４ｄから離れるに従って小径になるように設けられた円錐面７１（縮径面）と、を有し、第２ノズルリング３２は、回転軸線Ｈに直交し平面４４に対面する外側端面３４ｂ（ノズルリング平面）と、外側端面３４ｂの径方向内側に位置し、回転軸線Ｈを中心とする円柱面をなし、シール部材の径方向外側に当接する円柱面３４ｄ（ノズルリング円柱面）と、円錐面７１に対面し回転軸線Ｈを中心とする円錐面をなす円錐内壁面７２（ノズルリング円錐面）と、を有し、外側端面３４ｂには、タービンハウジング４側に突出する段部７３が設けられており、平面４４には、段部７３に対面する面７４ａを含み第２ノズルリング３２側と反対側に凹む溝７４が設けられている、といったような図７に例示する構成を採用してもよい。
　また、可変容量型過給機は、スクロール流路１６とタービン翼車６とを接続し、ノズルベーン２３が設けられたガス流入路２１と、 タービンハウジング４に設けられ、シール部材５５の径方向内側のガス流入路２１側に位置し、ガス流入路２１側に向かって小径となる円錐面７１（縮径面）と 、を備えてもよい。
１，１０１　可変容量型過給機
２　タービン
４　タービンハウジング
６　タービン翼車
１６　スクロール流路
２５　可変ノズルユニット
３２　第２ノズルリング（ノズルリング）
３４ｂ　外側端面（ノズルリング平面）
３４ｄ　円柱面（ノズルリング円柱面）
４４　平面（ハウジング平面）
４４ｄ　円柱面（ハウジング円柱面）
４５，５５　シール部材
４５ａ，４５ｂ　端部
４７　挟持部
４９　段差部
７１　円錐面（縮径面）
７２　円錐内壁面（ノズルリング円錐面）
７３　段部
７４　溝
Ｇ　隙間
Ｈ　回転軸線

Claims (5)

  1. 　タービン翼車の周囲に配置されるスクロール流路を形成するタービンハウジングと、
    　前記スクロール流路に面し前記スクロール流路の内壁の一部を形成するノズルリングを含む可変ノズルユニットと、
    　前記タービンハウジングと前記ノズルリングとの隙間をシールする環状のシール部材と、を有するタービンを備え、
    　前記シール部材は、
    　前記隙間に挟み込まれると共に前記タービンハウジングと前記ノズルリングとを前記タービン翼車の回転軸線方向に付勢する皿バネ構造をなし、前記スクロール流路よりも前記タービン翼車の径方向内側に配置されている、可変容量型過給機。
  2. 　前記隙間では、
    　前記シール部材を前記回転軸線方向に挟み込む挟持部と、前記スクロール流路との間において、当該隙間が前記スクロール流路側で狭くなるように段差部が形成されている、請求項１に記載の可変容量型過給機。
  3. 　前記シール部材の前記回転軸線方向の両端部のうち少なくとも一方の端部は、湾曲形状をなすように折り返されている、請求項１又は２に記載の可変容量型過給機。
  4. 　タービン翼車の周囲に配置されるスクロール流路を形成するタービンハウジングと、
    　前記スクロール流路に面し前記スクロール流路の内壁の一部を形成するノズルリングを含む可変ノズルユニットと、
    　前記タービンハウジングと前記ノズルリングとの隙間をシールする環状のシール部材と、を有するタービンを備え、
    　前記シール部材は、
    　前記隙間に挟み込まれると共に前記タービンハウジングと前記ノズルリングとの間を前記タービン翼車の回転径方向に拡げる方向に付勢する付勢部材であり、前記スクロール流路よりも前記タービン翼車の径方向内側に配置されている、可変容量型過給機。
  5. 　前記スクロール流路と前記タービン翼車とを接続し、ノズルベーンが設けられたガス流入路と、 
    　前記タービンハウジングに設けられ、前記シール部材の径方向内側の前記ガス流入路側に位置し、前記ガス流入路側に向かって小径となる縮径面と 、を備える請求項４に記載の可変容量型過給機。
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