WO2017168626A1 - ターボチャージャー - Google Patents

ターボチャージャー Download PDF

Info

Publication number
WO2017168626A1
WO2017168626A1 PCT/JP2016/060356 JP2016060356W WO2017168626A1 WO 2017168626 A1 WO2017168626 A1 WO 2017168626A1 JP 2016060356 W JP2016060356 W JP 2016060356W WO 2017168626 A1 WO2017168626 A1 WO 2017168626A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
turbine wheel
wheel
turbine
turbocharger
rotating shaft
Prior art date
Application number
PCT/JP2016/060356
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
藤田　豊
横山　隆雄
茨木　誠一
Original Assignee
三菱重工業株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱重工業株式会社 filed Critical 三菱重工業株式会社
Priority to PCT/JP2016/060356 priority Critical patent/WO2017168626A1/ja
Priority to CN201680086208.7A priority patent/CN109312657B/zh
Priority to US16/088,587 priority patent/US11022130B2/en
Priority to EP16896845.1A priority patent/EP3434875B1/en
Priority to JP2018507931A priority patent/JP6821656B2/ja
Publication of WO2017168626A1 publication Critical patent/WO2017168626A1/ja

Links

Images

Classifications

    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D25/00—Pumping installations or systems
    • F04D25/02—Units comprising pumps and their driving means
    • F04D25/04—Units comprising pumps and their driving means the pump being fluid-driven
    • F04D25/045—Units comprising pumps and their driving means the pump being fluid-driven the pump wheel carrying the fluid driving means, e.g. turbine blades
    • 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
    • F01D3/00—Machines or engines with axial-thrust balancing effected by working-fluid
    • 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
    • F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D25/00—Pumping installations or systems
    • F04D25/02—Units comprising pumps and their driving means
    • F04D25/024—Units comprising pumps and their driving means the driving means being assisted by a power recovery turbine
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/05—Shafts or bearings, or assemblies thereof, specially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/051—Axial thrust balancing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/06—Lubrication
    • F04D29/063—Lubrication specially adapted for elastic fluid pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/04—Shafts or bearings, or assemblies thereof
    • F04D29/041—Axial thrust balancing
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/66—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing
    • F04D29/661—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/662—Balancing of rotors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/40—Application in turbochargers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/98—Lubrication
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • This invention relates to a turbocharger.
  • turbocharger loss in the bearing housing is reduced in order to improve efficiency. Moreover, in such a turbocharger, it has been confirmed that a part of the air compressed by the compressor wheel leaks to the back side of the compressor wheel.
  • Patent Document 1 in order to reduce the thrust load at the time of low rotation, a labyrinth seal is provided at two locations in the rear air chamber of the impeller, and an extraction port communicating with the atmosphere is provided in the rear air chamber. A technique for lowering the pressure is disclosed.
  • Patent Document 1 can reduce the thrust load at the time of low rotation, it cannot reduce the thrust load at all operating points. Even when the turbocharger is operating in a high rotation range, the thrust load that presses the compressor wheel in the thrust direction is increased by the back pressure of the compressor wheel.
  • the outer diameter of the compressor wheel may be larger than the outer diameter of the turbine wheel in order to achieve high performance such as wide range. For example, when the outer diameter of the compressor wheel is made larger than the outer diameter of the turbine wheel, the thrust load that presses the compressor wheel in the thrust direction due to pressure (back pressure) due to air leaking to the back surface of the compressor wheel becomes larger.
  • An object of the present invention is to provide a turbocharger capable of reducing the thrust load caused by the back pressure of the compressor wheel and increasing the supercharging efficiency.
  • the turbocharger includes a rotating shaft extending along a central axis, a turbine wheel provided on the first end portion side of the rotating shaft, and a second end portion of the rotating shaft.
  • a compressor wheel provided on the side.
  • the turbocharger further includes a radial bearing that rotatably supports the rotating shaft, a bearing housing that includes a thrust bearing that supports the rotating shaft in the central axis direction, and a turbine housing that houses the turbine wheel.
  • the turbocharger further includes a fluid supply unit that supplies a fluid that presses the turbine wheel toward the first end in the turbine housing.
  • the fluid which presses a turbine wheel toward the 1st end part side on the opposite side to a compressor wheel with respect to a turbine wheel by a fluid supply part can be supplied.
  • the force with which the turbine wheel is pressed toward the first end is opposite to the force with which the compressor is pressed toward the second end due to the back pressure of the compressor wheel. Therefore, the thrust load resulting from the back pressure of the compressor can be reduced.
  • the fluid supply unit of the first aspect extracts the gas from the upstream side of the turbine wheel in the flow direction of the gas supplied to the turbine wheel. And you may make it supply the said gas to the back surface of the said 2nd end part side of the said turbine wheel.
  • the gas upstream of the turbine wheel is at a higher pressure than the gas after rotating the turbine wheel and working, and therefore, by supplying this gas to the rear surface of the turbine wheel, The force pressed to the part side can be exhibited efficiently.
  • the fluid supply unit bleeds the fluid from a space formed between the compressor wheel and the bearing housing, and the turbine The fluid may be supplied to the back surface of the wheel on the second end side.
  • the space formed between the compressor wheel and the bearing housing that is, the fluid forming the back pressure of the compressor wheel is extracted and supplied to the rear surface of the turbine wheel.
  • the turbine wheel can be pressed while reducing the back pressure of the compressor wheel.
  • the bearing housing includes a lubricating oil supply passage that supplies at least lubricating oil to the radial bearing.
  • the fluid supply section may be provided along the lubricating oil supply path in the bearing housing.
  • turbocharger it is possible to reduce the thrust load caused by the back pressure of the compressor wheel and increase the supercharging efficiency.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a turbocharger according to the first embodiment of the present invention.
  • the turbocharger 1A includes a turbine wheel 2, a compressor wheel 3, a rotating shaft 4, journal bearings (radial bearings) 5A and 5B, a thrust bearing 8, and a bearing housing 6.
  • the turbocharger 1A is mounted as an auxiliary machine for an engine in an automobile or the like in such a posture that the rotating shaft 4 extends in the horizontal direction.
  • the alternate long and short dash line in FIG. 1 indicates the central axis C of the rotating shaft 4.
  • the bearing housing 6 is supported on the vehicle body via a bracket (not shown), a compressor P, a turbine T, and the like.
  • the bearing housing 6 has an opening 60a on one end side and an opening 60b on the other end side.
  • the rotary shaft 4 is supported by a journal bearing 5A, 5B held by the bearing housing 6 so as to support a radial load orthogonal to the central axis C and to be rotatable about the central axis C.
  • the rotating shaft 4 is supported by a thrust bearing 8 provided in the bearing housing 6 for a thrust load in the direction along the central axis C.
  • the thrust bearing 8 is fixed to the bearing housing 6 and is mounted on the bearing body 8a located in a plane orthogonal to the central axis C and the rotary shaft 4, and one side and the other side of the bearing main body 8a in the direction of the central axis C. And the thrust sleeve 8b and the thrust ring 8c.
  • the bearing housing 6 has an oil supply pipe connection port 61 extending from the outer peripheral surface 6 f of the bearing housing 6 toward the radially inner side of the bearing housing 6.
  • a lubricating oil supply pipe (not shown) for supplying lubricating oil from the outside of the bearing housing 6 is connected to the oil supply pipe connection port 61.
  • the lubricating oil fed from the lubricating oil supply pipe to the oil supply pipe connection port 61 is supplied to the journal bearings 5 ⁇ / b> A, 5 ⁇ / b> B, etc. in the bearing housing 6 through the lubricating oil supply flow path 62 formed in the bearing housing 6.
  • an oil draining part 63 for discharging the lubricating oil supplied to the journal bearings 5A, 5B and the like.
  • a piping (not shown) for discharging the lubricating oil is connected to the oil draining portion 63.
  • the first end portion 4a and the second end portion 4b of the rotary shaft 4 protrude outside the bearing housing 6 through the openings 60a and 60b. That is, the rotation shaft 4 is housed in the bearing housing 6 in a part in the length direction along the central axis C.
  • a turbine T is provided on one end side of the bearing housing 6.
  • the turbine T includes a turbine wheel 2 and a turbine housing 31 that houses the turbine wheel 2.
  • the turbine wheel 2 is provided integrally with the first end portion 4 a of the rotary shaft 4, and rotates around the central axis C integrally with the rotary shaft 4.
  • the turbine wheel 2 includes a plurality of turbine blades 2w in the circumferential direction.
  • the turbine housing 31 is attached to one end side of the bearing housing 6 via a mounting bracket 32.
  • the turbine housing 31 has an opening 31 a at a position facing the bearing housing 6.
  • the turbine wheel 2 is accommodated in the opening 31a.
  • the turbine housing 31 includes a gas introduction part (not shown), a scroll flow path 34, and an exhaust part 35.
  • the gas introduction unit (not shown) sends a part of the exhaust gas discharged from the engine (not shown) into the turbine housing 31.
  • the scroll flow path 34 is continuously formed in the circumferential direction so as to surround the outer peripheral side of the turbine wheel 2 continuously to the gas introduction part (not shown).
  • the scroll flow path 34 is provided so as to face the outer peripheral portion of the turbine wheel 2 in at least a part of the circumferential direction thereof, and forms a flow path through which exhaust gas for rotationally driving the turbine wheel 2 flows.
  • Exhaust gas that has flowed from the gas introduction part 33 flows along the circumferential direction in the outer peripheral side of the turbine wheel 2 along the scroll flow path 34.
  • the turbine wheel 2 is rotationally driven. Further, the direction of the flow of the exhaust gas changes when it hits each turbine blade 2 w on the outer peripheral side of the turbine wheel 2.
  • the exhaust gas whose flow direction has been converted by the turbine blade 2 w is discharged from the inner peripheral side of the turbine wheel 2 into the exhaust part 35.
  • Compressor P is provided on the other end side of the bearing housing 6.
  • the compressor P includes a compressor wheel 3 and a compressor casing 10.
  • the compressor wheel 3 includes a disk 22 and a blade 23.
  • the disk 22 has a fixed length in the direction of the central axis C, and is fixed to the second end 4 b of the rotating shaft 4.
  • the disk 22 has a disk surface 22 f on the second end 4 b side of the rotating shaft 4.
  • the disk surface 22f is formed by a curved surface that gradually goes outward in the radial direction from the second end 4b side of the rotating shaft 4 toward the bearing housing 6 side.
  • a plurality of blades 23 are provided on the disk surface 22f at intervals in the circumferential direction around the central axis C.
  • the compressor wheel 3 is coupled to the rotary shaft 4 by being sandwiched between the thrust sleeve 8 b and the nut 7 by screwing a nut 7 into a screw portion 4 n formed at the second end portion 4 b of the rotary shaft 4.
  • Such a compressor wheel 3 rotates around the central axis C together with the rotating shaft 4 when the turbine wheel 2 rotates.
  • the compressor wheel 3 pressurizes and raises the temperature of air (intake air) with a blade 23 and sends out compressed air radially outward.
  • the compressor casing 10 forms a wheel inlet channel 11, a wheel channel 12, a diffuser 13, and a scroll 14.
  • the wheel inlet channel 11 is formed between, for example, an intake pipe (not shown) extending from an air cleaner box or the like and the wheel channel 12.
  • the wheel flow path 12 includes a space that accommodates the compressor wheel 3.
  • the wheel flow path 12 forms a flow path through which compressed air flows between the wheel flow path 12 and the disk 22 of the compressor wheel 3.
  • the diffuser 13 extends from the outermost peripheral portion 12a of the wheel channel 12 toward the radially outer side with the central axis C as the center. For example, the diffuser 13 converts the kinetic energy of the air compressed by the compressor wheel 3 into pressure energy. The diffuser 13 connects the wheel inlet channel 11 and the scroll 14.
  • the scroll 14 further converts the kinetic energy of the air flowing in from the diffuser 13 into pressure energy and discharges it to the outside of the compressor casing 10.
  • the air discharged through the scroll 14 is supplied to an engine cylinder (not shown).
  • the scroll 14 extends in the circumferential direction about the central axis C.
  • the cross-sectional area of the scroll 14 formed in this way gradually increases toward the discharge port (not shown) of the compressor P.
  • the space between the opening 60b of the bearing housing 6 and the thrust ring 8c is closed to the compressor wheel 3 on the first end 4a side (right side in FIG. 1) of the rotary shaft 4.
  • a back plate 64 is provided.
  • a space 65 is formed between the back plate 22 r and the back plate 64 on the first end 4 a side of the rotary shaft 4 with respect to the disk 22 of the compressor wheel 3.
  • Compressed air flows into the space 65 from the disk surface 22 f side of the disk 22 of the compressor wheel 3 through a gap 66 between the outer periphery of the compressor wheel 3 and the bearing housing 6.
  • the compressor wheel 3 is pressed to the second end 4b side (right side in FIG. 1) of the rotating shaft 4 by a thrust force F1 due to the pressure of the compressed air flowing into the space 65.
  • a fluid supply unit 70 ⁇ / b> A that supplies fluid that presses the turbine wheel 2 toward the first end portion 4 a of the rotating shaft 4 is provided.
  • the fluid supply unit 70 ⁇ / b> A bleeds high-pressure exhaust gas from the upstream side of the turbine wheel 2, for example, the scroll passage 34, in the flow direction of the exhaust gas in the turbine T, and the second end portion of the rotating shaft 4 in the turbine wheel 2. It is supplied to the back surface 2r on the 4b side (left side in FIG. 1).
  • the fluid supply unit 70 ⁇ / b> A may be provided with an exhaust gas passage hole in the turbine housing 31, or may be provided with a pipe or the like serving as an exhaust gas passage.
  • the fluid supply unit 70A by supplying high-pressure exhaust gas from the upstream side of the turbine wheel 2 to the rear surface 2r, the turbine wheel 2 is connected to the first end 4a side of the rotating shaft 4 (in FIG. 1). A pressing force F2 pressing rightward) is applied.
  • the fluid supply unit 70 ⁇ / b> A is a fluid that presses the turbine wheel 2 toward the first end 4 a side opposite to the compressor wheel 3 against the turbine wheel 2. Supply.
  • the force with which the turbine wheel 2 is pressed toward the first end 4 a is opposite to the force with which the compressor wheel 3 is pressed toward the second end 4 b due to the back pressure of the compressor wheel 3.
  • the thrust load resulting from the back pressure of the compressor P can be reduced.
  • the fluid supply unit 70 ⁇ / b> A is configured to extract gas from the upstream side of the turbine wheel 2 in the flow direction of the gas supplied to the turbine wheel 2. Since the gas upstream of the turbine wheel 2 has a high pressure, supplying the high-pressure gas to the rear surface 2r of the turbine wheel 2 effectively increases the force with which the turbine wheel 2 is pressed toward the first end portion 4a. It can be demonstrated.
  • the exhaust gas flowing on the side on which the turbine blade 2 w is provided (the first end portion 4 a side of the rotating shaft 4) performs the work of rotating the turbine wheel 2, and thereby the amount of energy. Decreases and the pressure decreases.
  • turbocharger shown in the second embodiment is different from the turbocharger of the first embodiment only in the configuration of the fluid supply unit. Therefore, in the description of the second embodiment, the same portions as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals and redundant description is omitted. That is, the description of the overall configuration of the turbocharger common to the configuration described in the first embodiment is omitted.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of a turbocharger according to the second embodiment of the present invention.
  • the turbocharger 1 ⁇ / b> B according to the second embodiment is configured so that the turbine wheel 2 is placed on the first end portion 4 a side of the rotating shaft 4 (FIG.
  • a fluid supply unit 70B that supplies fluid to be pressed rightward is provided.
  • the fluid supply unit 70 ⁇ / b> B bleeds high-pressure exhaust gas from the upstream side of the turbine wheel 2, for example, the scroll flow path 34, in the exhaust gas flow direction in the turbine T, and the second end portion of the rotating shaft 4 in the turbine wheel 2. It is supplied to the back surface 2r on the 4b side (left side in FIG. 1).
  • the fluid supply unit 70 ⁇ / b> B passes through the bearing housing 6, and is provided so that at least a part of the fluid supply unit 70 ⁇ / b> B extends along the lubricant supply channel 62.
  • Such a fluid supply unit 70B may be provided with a hole serving as a flow path for exhaust gas or a pipe serving as a flow path for exhaust gas in the turbine housing 31 or the bearing housing 6.
  • the fluid supply unit 70B takes in high-temperature exhaust gas.
  • the lubricating oil flowing through the lubricating oil supply channel 62 is heated by the heat.
  • the lubricating oil can be heated by the heat of the fluid supplied to the turbine wheel 2 by the fluid supply unit 70B, and the viscosity thereof can be reduced. Thereby, the sliding resistance in the journal bearings 5A, 5B and the like that support the rotating shaft 4 is reduced, and the supercharging efficiency of the turbocharger 1B can be increased.
  • the temperature of the exhaust gas supplied to the turbine wheel 2 by the fluid supply unit 70B is lowered by heating the lubricating oil in the bearing housing 6.
  • thermal damage to members in the vicinity of the rear surface 2r of the turbine wheel 2 can be suppressed.
  • the fluid supply unit 70B supplies the fluid that presses the turbine wheel 2 toward the first end 4a side opposite to the compressor wheel 3 to the turbine wheel 2.
  • the thrust load resulting from the back pressure of the compressor P can be reduced.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a turbocharger according to the third embodiment of the present invention.
  • the turbocharger 1 ⁇ / b> C is designed to balance the turbine wheel 2 with the thrust force F ⁇ b> 1 acting on the compressor wheel 3 on the first end portion 4 a side of the rotating shaft 4 (FIG. A fluid supply unit 70C that supplies fluid to be pressed to the right).
  • the fluid supply unit 70 ⁇ / b> C bleeds fluid from a space 65 formed between the compressor wheel 3 and the bearing housing 6, and supplies the fluid to the back surface 2 r on the second end 4 b side of the turbine wheel 2.
  • the fluid existing in the space 65 is a fluid in which compressed air compressed by the compressor wheel 3 flows into the space 65 through the gap 66.
  • Such a fluid supply unit 70 ⁇ / b> C may be provided with a hole serving as a flow path for compressed air or a pipe serving as a flow path in the bearing housing 6.
  • the fluid supply unit 70 ⁇ / b> C may be disposed so as to pass through the bearing housing 6 and at least a part of the fluid supply unit 70 ⁇ / b> C along the lubricating oil supply channel 62.
  • the turbine wheel 2 By supplying compressed air from the space 65 to the rear surface 2r of the turbine wheel 2 in the fluid supply unit 70C, the turbine wheel 2 is connected to the first end portion 4a side of the rotating shaft 4 (rightward in FIG. 1). ) Is applied to the pressing force F4.
  • the space 65 formed between the compressor wheel 3 and the bearing housing 6, that is, compressed air forming the thrust force F ⁇ b> 1 of the compressor wheel 3 is extracted and is applied to the rear surface 2 r of the turbine wheel 2. Supply.
  • the turbine wheel 2 with the pressing force F4 in the opposite direction while reducing the thrust force F1 acting on the compressor wheel 3. Therefore, the thrust load caused by the back pressure of the compressor P can be efficiently reduced. As a result, it is possible to increase the supercharging efficiency of the turbocharger 1A.
  • Compressed air supplied to the turbine wheel 2 by the fluid supply unit 70C is at a lower temperature than the exhaust gas. Therefore, by supplying the compressed air to the rear surface 2r side of the turbine wheel 2, thermal damage to members near the rear surface 2r of the turbine wheel 2 can be suppressed.
  • turbochargers 1A, 1B, 1C are not limited to the configuration shown in the above embodiment.
  • the same operation as described above can be achieved by applying the fluid supply units 70A, 70B, and 70C. An effect can be obtained.
  • This invention can be applied to a turbocharger. According to the present invention, it is possible to reduce the thrust load caused by the back pressure of the compressor wheel and increase the supercharging efficiency.

Abstract

　このターボチャージャー（１Ａ）は、回転軸（４）と、タービンホイール（２）と、コンプレッサーホイール（３）と、回転軸（４）を回転可能に支持するジャーナル軸受（５Ａ，５Ｂ）、及び回転軸（４）を中心軸（Ｃ）方向に支持するスラスト軸受（８）を備えた軸受ハウジング（６）と、タービンホイール（２）を収容するタービンハウジング（３１）と、を備え、タービンハウジング（３１）内で、タービンホイール（２）を第一端部（４ａ）側に向かって押圧する流体をタービンホイール（２）に供給する流体供給部（７０Ａ）と、を備える。

Description

ターボチャージャー
　この発明は、ターボチャージャーに関する。
　ターボチャージャーにおいては、効率向上を図るために、ベアリングハウジング内の損失を低減することが行われている。また、このようなターボチャージャーは、コンプレッサーホイールで圧縮した空気の一部が、コンプレッサーホイールの背面側に漏れる事象が確認されている。
　このようにコンプレッサーホイールの背面側に圧縮空気が漏れると、コンプレッサーホイールが回転軸の中心軸方向（スラスト方向）に押圧され、回転軸のスラスト方向の荷重（スラスト荷重）を支持するスラスト軸受において、抵抗が増加し、ターボチャージャーの過給効率向上の妨げとなる。
　特許文献１には、低回転時のスラスト荷重を低減するために、インペラの背面空気室の２カ所にラビリンスシールを設けるとともに、この背面空気室に大気と通じる抽気口を設けて、背面空気室の圧力を低下させる技術が開示されている。
特開昭６１－１１２７３７号公報
　特許文献１は、低回転時のスラスト荷重を低減できるが、全ての作動点でスラスト荷重を低減できる訳ではない。ターボチャージャーが高回転域で作動しているときにも、コンプレッサーホイールの背圧によってコンプレッサーホイールをスラスト方向に押圧するスラスト荷重が大きくなる。
　一方で、ターボチャージャーにおいては、ワイドレンジ化等の高性能化を図るために、コンプレッサーホイールの外径がタービンホイールの外径よりも大きくなる場合がある。例えば、タービンホイールの外径よりもコンプレッサーホイールの外径を大きくすると、コンプレッサーホイールの背面に漏れた空気による圧力（背圧）によってコンプレッサーホイールをスラスト方向に押圧するスラスト荷重もより大きくなる。
　このようにして、ターボチャージャーの高性能化にともなって、コンプレッサーホイールの背圧に起因するスラスト軸受の抵抗増加の影響は、より顕著なものとなっている。
　この発明は、コンプレッサーホイールの背圧に起因するスラスト荷重を低減し、過給効率を高めることのできるターボチャージャーを提供することを目的とする。
　この発明に係る第一態様によれば、ターボチャージャーは、中心軸に沿って延びる回転軸と、前記回転軸の第一端部側に設けられたタービンホイールと、前記回転軸の第二端部側に設けられたコンプレッサーホイールと、を備える。ターボチャージャーは、前記回転軸を回転可能に支持するラジアル軸受、及び前記回転軸を前記中心軸方向に支持するスラスト軸受を備えた軸受ハウジングと、前記タービンホイールを収容するタービンハウジングと、をさらに備える。ターボチャージャーは、前記タービンハウジング内で、前記タービンホイールを前記第一端部側に向かって押圧する流体を前記タービンホイールに供給する流体供給部をさらに備える。
　このように構成することで、流体供給部によって、タービンホイールに対し、タービンホイールをコンプレッサーホイールとは反対側の第一端部側に向かって押圧する流体を供給することができる。タービンホイールが第一端部側に押圧される力は、コンプレッサーホイールの背圧によってコンプレッサーを第二端部側に押圧する力に対して反対向きとなる。そのため、コンプレッサーの背圧に起因するスラスト荷重を低減することができる。
　この発明に係る第二態様によれば、ターボチャージャーは、第一態様の前記流体供給部が、前記タービンホイールに供給されるガスの流れ方向において、前記タービンホイールよりも上流側から前記ガスを抽気し、前記タービンホイールの前記第二端部側の背面に前記ガスを供給するようにしてもよい。
　これにより、タービンホイールよりも上流側のガスは、タービンホイールを回転させて仕事をした後のガスより高圧であるため、このガスをタービンホイールの背面に供給することで、タービンホイールが第一端部側に押圧される力を効率よく発揮することができる。
　この発明に係る第三態様によれば、ターボチャージャーは、第一態様において、前記流体供給部は、前記コンプレッサーホイールと前記軸受ハウジングとの間に形成された空間から前記流体を抽気し、前記タービンホイールの前記第二端部側の背面に前記流体を供給するようにしてもよい。
　このように、コンプレッサーホイールと軸受ハウジングとの間に形成された空間、つまりコンプレッサーホイールの背圧を形成する流体を抽気し、タービンホイールの背面に供給する。これにより、コンプレッサーホイールの背圧を低減させつつ、タービンホイールを押圧することができる。
　この発明に係る第四態様によれば、ターボチャージャーは、第一から第三態様の何れか一つの態様において、前記軸受ハウジングは、少なくとも前記ラジアル軸受に潤滑油を供給する潤滑油供給路を備え、前記流体供給部は、前記軸受ハウジング内で前記潤滑油供給路に沿うよう設けられていてもよい。
　これにより、タービンホイールに供給される流体の熱によって、潤滑油を加熱し、その粘度を低下させることができる。これにより、回転軸を支持するラジアル軸受等における摺動抵抗が低減される。
　上述したターボチャージャーによれば、コンプレッサーホイールの背圧に起因するスラスト荷重を低減し、過給効率を高めることが可能となる。
この発明の第一実施形態におけるターボチャージャーの断面図である。 この発明の第二実施形態におけるターボチャージャーの断面図である。 この発明の第三実施形態におけるターボチャージャーの断面図である。
　この発明の実施形態におけるターボチャージャーを図面に基づき説明する。
（第一実施形態）
　図１は、この発明の第一実施形態におけるターボチャージャーの断面図である。
　図１に示すように、ターボチャージャー１Ａは、タービンホイール２、コンプレッサーホイール３、回転軸４、ジャーナル軸受（ラジアル軸受）５Ａ，５Ｂ、スラスト軸受８、及び軸受ハウジング６を備えている。このターボチャージャー１Ａは、例えば、回転軸４が水平方向に延在するような姿勢で自動車等にエンジンの補機として搭載される。ここで、図１に示す一点鎖線は、回転軸４の中心軸Ｃを示している。
　軸受ハウジング６は、ブラケット（図示せず）、コンプレッサーＰ、タービンＴ等を介して車体等に支持されている。軸受ハウジング６は、その一端側に開口部６０ａを有し、その他端側に開口部６０ｂを有している。
　回転軸４は、軸受ハウジング６に保持されたジャーナル軸受５Ａ，５Ｂによって、中心軸Ｃに直交する径方向の荷重が支持されるとともに、中心軸Ｃ回りに回転自在に支持されている。
　また、回転軸４は、軸受ハウジング６に設けられたスラスト軸受８により、中心軸Ｃに沿った方向のスラスト荷重が支持されている。スラスト軸受８は、軸受ハウジング６に固定され、中心軸Ｃに直交する面内に位置するベアリング本体８ａと、回転軸４に装着され、ベアリング本体８ａの中心軸Ｃ方向の一面側と他面側とにそれぞれ突き当たるスラストスリーブ８ｂ、および、スラストリング８ｃから構成される。
　軸受ハウジング６は、軸受ハウジング６の外周面６ｆから軸受ハウジング６の径方向内方に向かって延びる給油管接続口６１を有している。この給油管接続口６１には、軸受ハウジング６の外部から潤滑油を供給するための潤滑油供給管（図示無し）が接続されている。
　潤滑油供給管から給油管接続口６１に送り込まれた潤滑油は、軸受ハウジング６に形成された潤滑油供給流路６２を経て、軸受ハウジング６内のジャーナル軸受５Ａ，５Ｂ等に供給される。軸受ハウジング６の下部には、ジャーナル軸受５Ａ，５Ｂ等に供給された潤滑油を排出する排油部６３が形成されている。排油部６３には、潤滑油を排出する配管（図示無し）が接続される。
　この回転軸４の第一端部４ａ、第二端部４ｂは、開口部６０ａ，６０ｂを通して軸受ハウジング６の外部に突出している。つまり、回転軸４は、中心軸Ｃに沿った長さ方向の一部が軸受ハウジング６に収容されている。
　軸受ハウジング６の一端側には、タービンＴが設けられている。タービンＴは、タービンホイール２と、タービンホイール２を収容したタービンハウジング３１と、を備えている。
　タービンホイール２は、回転軸４の第一端部４ａに一体に設けられ、回転軸４と一体に中心軸Ｃ回りに回転する。タービンホイール２は、周方向に複数のタービン翼２ｗを備えている。
　タービンハウジング３１は、軸受ハウジング６の一端側に取付金具３２を介して取り付けられている。タービンハウジング３１は、軸受ハウジング６に対向する位置に開口部３１ａを有している。この開口部３１ａ内に、タービンホイール２が収容されている。
　タービンハウジング３１は、ガス導入部（図示無し）と、スクロール流路３４と、排気部３５と、を備えている。
　ガス導入部（図示無し）は、エンジン（図示無し）から排出される排気ガスの一部をタービンハウジング３１内に送り込む。
　スクロール流路３４は、ガス導入部（図示無し）に連続して、タービンホイール２の外周側を取り囲むように周方向に連続して形成されている。スクロール流路３４は、その周方向の少なくとも一部で、タービンホイール２の外周部に面するように設けられ、タービンホイール２を回転駆動させる排ガスが流れる流路を形成する。
　ガス導入部３３から流れ込んだ排気ガスは、スクロール流路３４に沿ってタービンホイール２の外周側を周方向に沿って流れる。このように周方向に流れる排気ガスがタービンホイール２のタービン翼２ｗに当たることで、タービンホイール２が回転駆動される。また、排気ガスは、タービンホイール２の外周側で各タービン翼２ｗに当たることで、その流れの向きが変わる。タービン翼２ｗによって流れの向きが変換された排気ガスは、タービンホイール２の内周側から排気部３５内に排出される。
　軸受ハウジング６の他端側には、コンプレッサーＰが設けられている。コンプレッサーＰは、コンプレッサーホイール３と、コンプレッサーケーシング１０とを備えている。
　コンプレッサーホイール３は、ディスク２２と、ブレード２３と、を備える。
　ディスク２２は、中心軸Ｃ方向に一定長を有し、回転軸４の第二端部４ｂに固定されている。ディスク２２は、回転軸４の第二端部４ｂ側に、ディスク面２２ｆを有している。ディスク面２２ｆは、回転軸４の第二端部４ｂ側から軸受ハウジング６側に向かうにしたがって、漸次径方向外側に向かう湾曲面により形成されている。
　ブレード２３は、ディスク面２２ｆに、中心軸Ｃ回りの周方向に間隔をあけて複数が設けられている。
　コンプレッサーホイール３は、回転軸４の第二端部４ｂに形成されたネジ部４ｎにナット７をねじ込むことで、スラストスリーブ８ｂとナット７とに挟み込まれて回転軸４に結合されている。
　このようなコンプレッサーホイール３は、タービンホイール２が回転すると、回転軸４と一体に中心軸Ｃ回りに回転する。コンプレッサーホイール３は、ブレード２３で空気（吸気）を昇圧および昇温して、圧縮空気を径方向外側に送り出す。
　コンプレッサーケーシング１０は、ホイール入口流路１１と、ホイール流路１２と、ディフューザ１３と、スクロール１４と、を形成する。
　ホイール入口流路１１は、例えば、エアクリーナボックス等から延びる吸気管（図示せず）とホイール流路１２との間に形成されている。
　ホイール流路１２は、コンプレッサーホイール３を収容する空間からなる。このホイール流路１２は、コンプレッサーホイール３のディスク２２との間に、圧縮空気の流れる流路を形成する。
　ディフューザ１３は、ホイール流路１２の最外周部１２ａから、中心軸Ｃを中心とした径方向外側に向かって延びている。このディフューザ１３は、例えば、コンプレッサーホイール３により圧縮された空気の運動エネルギーを圧力エネルギーに変換する。このディフューザ１３は、ホイール入口流路１１とスクロール１４とを繋いでいる。
　スクロール１４は、ディフューザ１３から流入した空気の運動エネルギーを更に圧力エネルギーに変換して、コンプレッサーケーシング１０の外部に排出する。このスクロール１４を経て排出された空気は、図示しないエンジンのシリンダー等に供給される。スクロール１４は、中心軸Ｃを中心とした周方向に延びている。このように形成されたスクロール１４の断面積は、コンプレッサーＰの排出口（図示せず）に向かって漸次拡大している。
　このようなターボチャージャー１Ａには、コンプレッサーホイール３に対し、回転軸４の第一端部４ａ側（図１において右方）に、軸受ハウジング６の開口部６０ｂとスラストリング８ｃとの間を塞ぐバックプレート６４が設けられている。
　コンプレッサーホイール３のディスク２２に対し、回転軸４の第一端部４ａ側の背面２２ｒとバックプレート６４との間には、空間６５が形成されている。この空間６５には、コンプレッサーホイール３の外周部と軸受ハウジング６との隙間６６を通し、コンプレッサーホイール３のディスク２２のディスク面２２ｆ側から圧縮空気が流れ込む。コンプレッサーホイール３は、この空間６５に流れ込む圧縮空気の圧力によるスラスト力Ｆ１によって、回転軸４の第二端部４ｂ側（図１において右方）に押圧される。
　この実施形態では、コンプレッサーホイール３に作用するスラスト力Ｆ１とのバランスを取るため、タービンホイール２を回転軸４の第一端部４ａ側に押圧する流体を供給する流体供給部７０Ａを備えている。
　流体供給部７０Ａは、タービンＴにおける排気ガスの流れ方向において、タービンホイール２の上流側、例えばスクロール流路３４から、高圧の排気ガスを抽気し、タービンホイール２において回転軸４の第二端部４ｂ側（図１において左方）の背面２ｒに供給する。
　流体供給部７０Ａは、タービンハウジング３１に、排気ガスの流路孔を設けてもよいし、排気ガスの流路となるパイプ等を設けてもよい。
　流体供給部７０Ａにおいて、タービンホイール２の上流側から高圧の排気ガスを背面２ｒに供給することで、タービンホイール２には、タービンホイール２を回転軸４の第一端部４ａ側（図１において右方）に押圧する押圧力Ｆ２が作用する。
　上述した第一実施形態のターボチャージャー１Ａによれば、流体供給部７０Ａは、タービンホイール２に対し、タービンホイール２をコンプレッサーホイール３とは反対側の第一端部４ａ側に向かって押圧する流体を供給する。タービンホイール２が第一端部４ａ側に押圧される力は、コンプレッサーホイール３の背圧によってコンプレッサーホイール３を第二端部４ｂ側に押圧する力に対して反対向きとなる。これにより、コンプレッサーＰの背圧に起因するスラスト荷重を低減することができる。その結果、ターボチャージャー１Ａの過給効率を高めることが可能となる。
　また、流体供給部７０Ａは、タービンホイール２に供給されるガスの流れ方向において、タービンホイール２よりも上流側からガスを抽気するようにした。タービンホイール２よりも上流側のガスは高圧であるため、この高圧のガスをタービンホイール２の背面２ｒに供給することで、タービンホイール２が第一端部４ａ側に押圧される力を効率よく発揮することができる。
　ここで、タービンホイール２においては、タービン翼２ｗが設けられた側（回転軸４の第一端部４ａ側）を流れる排気ガスは、タービンホイール２を回転させる仕事をすることによって、そのエネルギー量が下がり、圧力も低くなる。したがって、タービンホイール２の背面２ｒ側に供給した高圧の排気ガスと、その反対側（回転軸４の第一端部４ａ側）とでは、差圧が発生する。これによって、背面２ｒ側に供給した排気ガスによって作用する押圧力Ｆ２を、より効果的に発揮することができる。
（第二実施形態）
　次に、この発明にかかるターボチャージャーの第二実施形態について説明する。この第二実施形態で示すターボチャージャーは、第一実施形態のターボチャージャーに対して、流体供給部の構成が異なるのみである。したがって、第二実施形態の説明においては、第一実施形態と同一部分に同一符号を付して説明するとともに重複説明を省略する。つまり、第一実施形態で説明した構成と共通するターボチャージャーの全体構成については、その説明を省略する。
　図２は、この発明の第二実施形態におけるターボチャージャーの断面図である。
　図２に示すように、第二実施形態におけるターボチャージャー１Ｂは、コンプレッサーホイール３に作用するスラスト力Ｆ１とのバランスを取るため、タービンホイール２を回転軸４の第一端部４ａ側（図１において右方）に押圧する流体を供給する流体供給部７０Ｂを備えている。
　流体供給部７０Ｂは、タービンＴにおける排気ガスの流れ方向において、タービンホイール２の上流側、例えばスクロール流路３４から、高圧の排気ガスを抽気し、タービンホイール２において回転軸４の第二端部４ｂ側（図１において左方）の背面２ｒに供給する。
　流体供給部７０Ｂは、軸受ハウジング６内を通り、その長さ方向の少なくとも一部が、潤滑油供給流路６２に沿うよう設けられている。
　このような流体供給部７０Ｂは、タービンハウジング３１や軸受ハウジング６に、排気ガスの流路となる孔を設けてもよいし、排気ガスの流路となるパイプ等を設けてもよい。
　流体供給部７０Ｂにおいて、タービンホイール２の上流側から高圧の排気ガスを背面２ｒに供給することで、タービンホイール２には、タービンホイール２を回転軸４の第一端部４ａ側（図１において右方）に押圧する押圧力Ｆ３が作用する。
　また、流体供給部７０Ｂは、高温の排気ガスを取り込み。その熱によって、潤滑油供給流路６２を流れる潤滑油を加熱する。
　この実施形態のターボチャージャー１Ｂでは、流体供給部７０Ｂによってタービンホイール２に供給される流体の熱によって、潤滑油を加熱し、その粘度を低下させることができる。これにより、回転軸４を支持するジャーナル軸受５Ａ，５Ｂ等における摺動抵抗が低減し、ターボチャージャー１Ｂの過給効率を高めることが可能となる。
　また、流体供給部７０Ｂによってタービンホイール２に供給される排気ガスは、軸受ハウジング６内で潤滑油を加熱することによって、温度が低下する。このように、温度が低下した排気ガスをタービンホイール２の背面２ｒ側に供給することで、タービンホイール２の背面２ｒ近傍の部材の熱損傷を抑えることができる。
　また、上記第一実施形態と同様、流体供給部７０Ｂは、タービンホイール２に対し、タービンホイール２をコンプレッサーホイール３とは反対側の第一端部４ａ側に向かって押圧する流体を供給する。これにより、コンプレッサーＰの背圧に起因するスラスト荷重を低減することができる。その結果、ターボチャージャー１Ｂの過給効率を高めることが可能となる。
（第三実施形態）
　次に、この発明にかかるターボチャージャーの第三実施形態について説明する。この第三実施形態のターボチャージャーは、第一、第二実施形態のターボチャージャーに対して、流体供給部の構成が異なるのみである。したがって、第三実施形態の説明においては、同一部分に同一符号を付して重複説明を省略する。つまり、第一、、第二実施形態に対する相違点を中心に説明を行い、第一、第二実施形態で説明した構成と共通するターボチャージャーの全体構成については、その説明を省略する。
　図３は、この発明の第三実施形態におけるターボチャージャーの断面図である。
　図３に示すように、第三実施形態におけるターボチャージャー１Ｃは、コンプレッサーホイール３に作用するスラスト力Ｆ１とのバランスを取るため、タービンホイール２を回転軸４の第一端部４ａ側（図１において右方）に押圧する流体を供給する流体供給部７０Ｃを備えている。
　流体供給部７０Ｃは、コンプレッサーホイール３と軸受ハウジング６との間に形成された空間６５から流体を抽気し、タービンホイール２の第二端部４ｂ側の背面２ｒに流体を供給する。空間６５内に存在する流体は、コンプレッサーホイール３によって圧縮された圧縮空気が、隙間６６を通して空間６５に流れ込んだものである。
　このような流体供給部７０Ｃは、軸受ハウジング６に、圧縮空気の流路となる孔を設けてもよいし、流路となるパイプ等を設けてもよい。
　流体供給部７０Ｃは、軸受ハウジング６内を通り、その長さ方向の少なくとも一部が、潤滑油供給流路６２に沿うよう配置してもよい。
　流体供給部７０Ｃにおいて、空間６５から圧縮空気をタービンホイール２の背面２ｒに供給することで、タービンホイール２には、タービンホイール２を回転軸４の第一端部４ａ側（図１において右方）に押圧する押圧力Ｆ４が作用する。
　この実施形態のターボチャージャー１Ｃでは、コンプレッサーホイール３と軸受ハウジング６との間に形成された空間６５、つまりコンプレッサーホイール３のスラスト力Ｆ１を形成する圧縮空気を抽気し、タービンホイール２の背面２ｒに供給する。これにより、コンプレッサーホイール３に作用するスラスト力Ｆ１を低減させつつ、タービンホイール２を反対方向の押圧力Ｆ４で押圧することができる。したがって、コンプレッサーＰの背圧に起因するスラスト荷重を効率よく低減することができる。その結果、ターボチャージャー１Ａの過給効率を高めることが可能となる。
　また、流体供給部７０Ｃによってタービンホイール２に供給される圧縮空気は、排気ガスに比較すれば低温である。したがって、圧縮空気をタービンホイール２の背面２ｒ側に供給することで、タービンホイール２の背面２ｒ近傍の部材の熱損傷を抑えることができる。
（その他の実施形態）
　この発明は、上述した実施形態に限定されるものではなく、この発明の趣旨を逸脱しない範囲において、設計変更可能である。
　例えば、ターボチャージャー１Ａ，１Ｂ，１Ｃの全体構成については、上記実施形態で示した構成に限定するものではない。
　例えば、スクロール流路からタービンホイールに送り込む排気ガスの流量を調整する機構を備えた可変容量型のターボチャージャー等においても、流体供給部７０Ａ，７０Ｂ，７０Ｃを適用することで、上記と同様の作用効果を得ることができる。
　この発明は、ターボチャージャーに適用できる。この発明によれば、コンプレッサーホイールの背圧に起因するスラスト荷重を低減し、過給効率を高めることが可能となる。
１Ａ，１Ｂ，１Ｃ　ターボチャージャー
２　タービンホイール
２ｒ　背面
２ｗ　タービン翼
３　コンプレッサーホイール
４　回転軸
４ａ　第一端部
４ｂ　第二端部
４ｎ　ネジ部
５Ａ，５Ｂ　ジャーナル軸受（ラジアル軸受）
６　軸受ハウジング
６ｆ　外周面
７　ナット
８　スラスト軸受
８ａ　ベアリング本体
８ｂ　スラストスリーブ
８ｃ　スラストリング
１０　コンプレッサーケーシング
１１　ホイール入口流路
１２　ホイール流路
１２ａ　最外周部
１３　ディフューザ
１４　スクロール
２２　ディスク
２２ｆ　ディスク面
２２ｒ　背面
２３　ブレード
３１　タービンハウジング
３１ａ　開口部
３２　取付金具
３３　ガス導入部
３４　スクロール流路
３５　排気部
６０ａ，６０ｂ　開口部
６１　給油管接続口
６２　潤滑油供給流路
６３　排油部
６４　バックプレート
６５　空間
６６　隙間
７０Ａ，７０Ｂ，７０Ｃ　流体供給部
Ｃ　中心軸
Ｆ１　スラスト力
Ｆ２，Ｆ３，Ｆ４　押圧力
Ｐ　コンプレッサー
Ｔ　タービン

Claims (4)

  1. 　中心軸に沿って延びる回転軸と、
    　前記回転軸の第一端部側に設けられたタービンホイールと、
    　前記回転軸の第二端部側に設けられたコンプレッサーホイールと、
    　前記回転軸を回転可能に支持するラジアル軸受、及び前記回転軸を前記中心軸方向に支持するスラスト軸受を備えた軸受ハウジングと、
    　前記タービンホイールを収容するタービンハウジングと、
    　前記タービンハウジング内で、前記タービンホイールを前記第一端部側に向かって押圧する流体を前記タービンホイールに供給する流体供給部と、
    を備えるターボチャージャー。
  2. 　前記流体供給部は、前記タービンホイールに供給されるガスの流れ方向において、前記タービンホイールよりも上流側から前記ガスを抽気し、前記タービンホイールの前記第二端部側の背面に前記ガスを供給する請求項１に記載のターボチャージャー。
  3. 　前記流体供給部は、前記コンプレッサーホイールと前記軸受ハウジングとの間に形成された空間から前記流体を抽気し、前記タービンホイールの前記第二端部側の背面に前記流体を供給する請求項１に記載のターボチャージャー。
  4. 　前記軸受ハウジングは、少なくとも前記ラジアル軸受に潤滑油を供給する潤滑油供給路を備え、
    　前記流体供給部は、前記軸受ハウジング内で前記潤滑油供給路に沿うよう設けられている請求項１から３の何れか一項に記載のターボチャージャー。
PCT/JP2016/060356 2016-03-30 2016-03-30 ターボチャージャー WO2017168626A1 (ja)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2016/060356 WO2017168626A1 (ja) 2016-03-30 2016-03-30 ターボチャージャー
CN201680086208.7A CN109312657B (zh) 2016-03-30 2016-03-30 涡轮增压器
US16/088,587 US11022130B2 (en) 2016-03-30 2016-03-30 Turbocharger
EP16896845.1A EP3434875B1 (en) 2016-03-30 2016-03-30 Turbocharger
JP2018507931A JP6821656B2 (ja) 2016-03-30 2016-03-30 ターボチャージャー

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2016/060356 WO2017168626A1 (ja) 2016-03-30 2016-03-30 ターボチャージャー

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2017168626A1 true WO2017168626A1 (ja) 2017-10-05

Family

ID=59963725

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2016/060356 WO2017168626A1 (ja) 2016-03-30 2016-03-30 ターボチャージャー

Country Status (5)

Country Link
US (1) US11022130B2 (ja)
EP (1) EP3434875B1 (ja)
JP (1) JP6821656B2 (ja)
CN (1) CN109312657B (ja)
WO (1) WO2017168626A1 (ja)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2019148240A (ja) * 2018-02-28 2019-09-05 三菱重工業株式会社 ターボチャージャ
WO2021149244A1 (ja) * 2020-01-24 2021-07-29 三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社 ターボチャージャ

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10519803B2 (en) 2016-06-30 2019-12-31 Ge Global Sourcing Llc Turbocharger bearing assembly and method for providing the same
CN111727310B (zh) * 2018-02-19 2022-07-08 株式会社Ihi 涡轮
CN113614396A (zh) * 2019-04-25 2021-11-05 松下知识产权经营株式会社 轴承构造及流体机械

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5956333U (ja) * 1982-10-06 1984-04-12 トヨタ自動車株式会社 タ−ボチヤ−ジヤの締結部構造
JPH06159084A (ja) * 1992-08-03 1994-06-07 Asea Brown Boveri Ag 排ガスターボチャージャ
JP2001200727A (ja) * 2000-01-18 2001-07-27 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ターボ形過給機
JP2014234713A (ja) * 2013-05-31 2014-12-15 株式会社Ihi ラジアルタービン及び過給機

Family Cites Families (29)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3966351A (en) * 1974-05-15 1976-06-29 Robert Stanley Sproule Drag reduction system in shrouded turbo machine
JPS5349615A (en) 1976-10-15 1978-05-06 Mitsubishi Heavy Ind Ltd Exhaust turbine superchager
JPS57171101U (ja) 1981-04-21 1982-10-28
US4472107A (en) * 1982-08-03 1984-09-18 Union Carbide Corporation Rotary fluid handling machine having reduced fluid leakage
JPS61112737A (ja) 1984-11-08 1986-05-30 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 過給機
US5094587A (en) * 1990-07-25 1992-03-10 Woollenweber William E Turbine for internal combustion engine turbochargers
US5248239A (en) * 1992-03-19 1993-09-28 Acd, Inc. Thrust control system for fluid handling rotary apparatus
CN1030342C (zh) 1992-08-03 1995-11-22 亚瑞亚·勃朗勃威力有限公司 废气涡轮增压器
US6032466A (en) * 1996-07-16 2000-03-07 Turbodyne Systems, Inc. Motor-assisted turbochargers for internal combustion engines
DE19840098A1 (de) 1998-09-03 2000-03-09 Asea Brown Boveri Verfahren und Vorrichtung zur Schubentlastung eines Turboladers
US6231302B1 (en) * 1999-06-08 2001-05-15 G. Fonda Bonardi Thermal control system for gas-bearing turbocompressors
JP3842943B2 (ja) * 2000-01-24 2006-11-08 三菱重工業株式会社 可変ターボチャージャ
US7108488B2 (en) * 2004-03-26 2006-09-19 Honeywell International, Inc. Turbocharger with hydrodynamic foil bearings
DE102004041439A1 (de) * 2004-08-27 2006-03-02 Atlas Copco Energas Gmbh Turbomaschine zur Expansion oder Verdichtung eines gas- oder dampfförmigen Fluids
JP4539487B2 (ja) * 2005-08-05 2010-09-08 株式会社Ｉｈｉ 電動機付過給機
JP4812367B2 (ja) * 2005-08-24 2011-11-09 Ｎｔｎ株式会社 空気サイクル冷凍冷却システムおよびその空気サイクル冷凍冷却用タービンユニット
DE112006003333T5 (de) * 2005-12-09 2008-10-09 Ntn Corp. In einen Motor eingebaute Magnetlagervorrichtung
DE102008027517A1 (de) 2008-06-10 2009-12-24 Continental Automotive Gmbh Axialschubentlastung im Turbolader
DE102008050314A1 (de) * 2008-08-18 2010-02-25 Daimler Ag Verdichter und Verfahren zum Betreiben eines Verdichters sowie Brennstoffzelleneinrichtung mit einem Verdichter
US8814499B2 (en) * 2010-04-19 2014-08-26 Korea Fluid Machinery Co., Ltd. Centrifugal compressor
DE102011051650B4 (de) * 2011-07-07 2020-04-30 Atlas Copco Energas Gmbh Turbomaschine
DE102012013048A1 (de) 2012-06-29 2013-01-17 Daimler Ag Strömungsmaschine für einen Energiewandler sowie Brennstoffzelleneinrichtung mit einer solchen Strömungsmaschine
US20140017099A1 (en) * 2012-07-16 2014-01-16 General Electric Company Turbocharger system with reduced thrust load
US9677463B2 (en) * 2012-08-31 2017-06-13 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Axial-flow turbine for turbocharger
JP6030462B2 (ja) 2013-01-30 2016-11-24 株式会社Ihi 加圧焼却設備及び加圧焼却方法
DE102014226951A1 (de) * 2014-12-23 2016-06-23 Robert Bosch Gmbh Turbomaschine
WO2016164297A1 (en) * 2015-04-10 2016-10-13 Borgwarner Inc. System and method for distributing and controlling oil flow
US10526960B2 (en) * 2015-09-14 2020-01-07 Mitsubishi Heavy Industries Engine & Turbocharger, Ltd. Turbocharger
US10415599B2 (en) * 2015-10-30 2019-09-17 Ford Global Technologies, Llc Axial thrust loading mitigation in a turbocharger

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5956333U (ja) * 1982-10-06 1984-04-12 トヨタ自動車株式会社 タ−ボチヤ−ジヤの締結部構造
JPH06159084A (ja) * 1992-08-03 1994-06-07 Asea Brown Boveri Ag 排ガスターボチャージャ
JP2001200727A (ja) * 2000-01-18 2001-07-27 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ターボ形過給機
JP2014234713A (ja) * 2013-05-31 2014-12-15 株式会社Ihi ラジアルタービン及び過給機

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2019148240A (ja) * 2018-02-28 2019-09-05 三菱重工業株式会社 ターボチャージャ
JP7042650B2 (ja) 2018-02-28 2022-03-28 三菱重工マリンマシナリ株式会社 ターボチャージャ
WO2021149244A1 (ja) * 2020-01-24 2021-07-29 三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社 ターボチャージャ

Also Published As

Publication number Publication date
JPWO2017168626A1 (ja) 2019-02-14
US20190154043A1 (en) 2019-05-23
JP6821656B2 (ja) 2021-02-03
CN109312657A (zh) 2019-02-05
CN109312657B (zh) 2021-10-15
EP3434875A1 (en) 2019-01-30
US11022130B2 (en) 2021-06-01
EP3434875B1 (en) 2021-05-26
EP3434875A4 (en) 2019-03-20

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2017168626A1 (ja) ターボチャージャー
JP5080814B2 (ja) ガスタービンエンジン組立体、差動スクイーズ油膜ダンパ軸受組立体及びガスタービンエンジン
EP1926915B1 (en) Stationary seal ring for a centrifugal compressor
EP1937979B1 (en) Centrifugal compressor including a seal system
WO2012114445A1 (ja) ティルティングパッド型ジャーナル軸受及びこれを備えた回転機械
US20070065276A1 (en) Impeller for a centrifugal compressor
US10584709B2 (en) Electrically heated balance piston seal
RU2565649C2 (ru) Многоступенчатый компрессор, способ изготовления компрессора и ротационная установка
JP5135981B2 (ja) 遠心圧縮機
WO2014087966A1 (ja) 遠心圧縮機およびこれを備えた過給機ならびに遠心圧縮機の運転方法
JP2006510855A (ja) 耐荷重が増大した軸方向スラスト軸受用のコンプライアントサポート
JP2017194057A (ja) ガス軸受シール
JP4485729B2 (ja) ターボマシンで軸方向スラストを補償する装置
JPWO2014045935A1 (ja) 可変容量型過給機及び可変容量型過給機用ハウジングの製造方法
JP2013002293A (ja) 可変ノズルユニット及び可変容量型過給機
US8696307B2 (en) Variable geometry turbine
JP6398212B2 (ja) 軸受構造、および、過給機
JP5915394B2 (ja) 可変ノズルユニット及び可変容量型過給機
JP6146507B2 (ja) 可変ノズルユニット及び可変容量型過給機
EP3023605B1 (en) Radially stacked intershaft bearing
JP2018021554A (ja) ターボ過給機の軸流タービンおよびターボ過給機
CN111936748B (zh) 流体机器、尤其是压缩机装置
WO2018216656A1 (ja) 過給機
CN113374729A (zh) 一种循环机
JP2019090412A (ja) ターボチャージャー

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2018507931

Country of ref document: JP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2016896845

Country of ref document: EP

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2016896845

Country of ref document: EP

Effective date: 20181024

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 16896845

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1