WO2022054763A1 - 過給機 - Google Patents

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WO2022054763A1
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nozzle unit
variable nozzle
disc spring
contact point
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Inventor
康太郎 伊藤
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株式会社Ihi
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    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/24—Control of the pumps by using pumps or turbines with adjustable guide vanes
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    • F05D2260/38—Retaining components in desired mutual position by a spring, i.e. spring loaded or biased towards a certain position
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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

  • This disclosure relates to a turbocharger.
  • the turbocharger described in Patent Document 1 below is known.
  • This turbocharger has a variable nozzle unit for adjusting the opening degree of the nozzle flow path of the turbine. If this type of variable nozzle unit is completely fixed to the housing (for example, fixed by a fastening member), the operation of the variable nozzle unit may be adversely affected when it is thermally expanded. Therefore, the variable nozzle unit is appropriately pressed against the turbine housing to the extent that thermal deformation is allowed, and the position is fixed.
  • a disc spring is installed between the variable nozzle unit and the bearing housing. The variable nozzle unit is urged by the disc spring and pressed against the turbine housing for positioning.
  • one variable nozzle unit side with which the disc spring is in contact becomes hot, while the other bearing housing side is cooled by water cooling, oil cooling, etc., so that the temperature is relatively low.
  • the disc spring during operation of the turbocharger has a temperature distribution such that the outer peripheral side is high and the inner peripheral side is low. Then, according to this temperature distribution, the disc spring is thermally deformed in the direction of reducing the spring load, so that the load of pressing the variable nozzle unit against the turbine housing may be reduced. If this pressing load is small, abnormal noise, wear, contact between the variable nozzle unit and the impeller, performance change, control deviation of the variable nozzle unit, and the like may occur.
  • the present disclosure describes a supercharger that suppresses a decrease in the spring load at a high temperature of the spring member that urges the variable nozzle unit.
  • the supercharger is a variable nozzle unit arranged between the turbine housing and the bearing housing, and between the variable nozzle unit and the bearing housing and between the variable nozzle unit and the bearing housing.
  • a supercharger comprising an annular spring member that urges the housing in a direction that expands in the direction of the axis of rotation, wherein the spring member contacts the variable nozzle unit side at the first contact point on the outer peripheral side and is on the inner peripheral side. The first contact point is located closer to the bearing housing than the second contact point in the direction of the rotation axis.
  • the supercharger of the present disclosure it is possible to suppress a decrease in the spring load of the spring member that urges the variable nozzle unit at a high temperature.
  • the supercharger is a variable nozzle unit arranged between the turbine housing and the bearing housing, and between the variable nozzle unit and the bearing housing and between the variable nozzle unit and the bearing housing.
  • a supercharger comprising an annular spring member that urges the housing in a direction that expands in the direction of the axis of rotation, wherein the spring member contacts the variable nozzle unit side at the first contact point on the outer peripheral side and is on the inner peripheral side. The first contact point is located closer to the bearing housing than the second contact point in the direction of the rotation axis.
  • the spring member may be a disc spring that exists along the conical surface of a virtual cone whose conical axis is the above-mentioned rotation axis. Further, the turbocharger of the present disclosure is sandwiched between the variable nozzle unit and the spring member in the direction of the rotation axis, and further includes a heat shield plate that shields the heat of the turbine with respect to the spring member, so that the first contact of the spring member is provided. The point may be in contact with the heat shield plate.
  • variable nozzle unit has two nozzle rings arranged in the direction of the rotation axis, and the nozzle ring located on the bearing housing side of the two is applied to a predetermined portion of the turbine housing by the urging force of the spring member. It may be pressed in the direction of the rotation axis.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of the variable capacity turbocharger 1 including the rotation axis H.
  • the turbocharger 1 is applied to, for example, an internal combustion engine of a ship or a vehicle.
  • the turbocharger 1 includes a turbine 2 and a compressor 3.
  • the turbine 2 includes a turbine housing 4 and a turbine impeller 6 housed in the turbine housing 4.
  • the turbine housing 4 has a scroll flow path 16 extending in the circumferential direction around the turbine impeller 6.
  • the compressor 3 includes a compressor housing 5 and a compressor impeller 7 housed in the compressor housing 5.
  • the compressor housing 5 has a scroll flow path 17 extending in the circumferential direction around the compressor impeller 7.
  • the turbine impeller 6 is provided at one end of the rotating shaft 14, and the compressor impeller 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 the bearing 15, and the rotating shaft 14, the turbine impeller 6 and the compressor impeller 7 rotate around the rotating 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 discharged from an internal combustion engine (not shown) flows into the turbine housing 4 through the exhaust gas inlet, flows into the turbine impeller 6 through the scroll flow path 16, and rotates the turbine impeller 6. After that, 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).
  • the compressor impeller 7 rotates via the rotating shaft 14.
  • the rotating compressor impeller 7 sucks in external air through the suction port 9. This air passes through the compressor impeller 7 and the scroll flow path 17, is compressed, and is discharged from the discharge port.
  • the compressed air discharged from the discharge port is supplied to the above-mentioned internal combustion engine.
  • axial direction means the rotation axis direction (rotation axis H direction), rotation radial direction, and rotation circumferential direction of the turbine impeller 6, respectively. It shall be.
  • the turbine 2 of the turbocharger 1 is provided with a nozzle flow path 19 that connects the scroll flow path 16 and the turbine impeller 6.
  • a plurality of movable nozzle vanes 21 are provided in the nozzle flow path 19.
  • the plurality of nozzle vanes 21 are arranged at equal intervals on the circumference centered on the rotation axis H.
  • Each nozzle vane 21 rotates synchronously around an axis parallel to the rotation axis H.
  • the turbine 2 is provided with a variable nozzle unit 20 in order to drive the nozzle vane 21 as described above.
  • the variable nozzle unit 20 is fitted inside the turbine housing 4.
  • the variable nozzle unit 20 has the plurality of nozzle vanes 21 described above, and two nozzle rings 23 and 27 that sandwich the nozzle vanes 21 in the axial direction.
  • the two nozzle rings 23 and 27 are arranged in the axial direction, and the nozzle ring 23 is arranged closer to the bearing housing 13 than the nozzle ring 27.
  • the nozzle rings 23 and 27 each form a ring shape centered on the rotation axis H, and are arranged so as to surround the turbine impeller 6 in the circumferential direction.
  • variable nozzle unit 20 has a drive mechanism unit 29 for driving the nozzle vane 21.
  • the drive mechanism unit 29 is housed in a space between the nozzle ring 23 and the bearing housing 13, and transmits a driving force from an external actuator (not shown) to the nozzle vane 21.
  • a heat shield plate 31 is provided between the turbine impeller 6 and the bearing housing 13.
  • the heat shield plate 31 shields the radiant heat on the high temperature turbine housing 4 side and suppresses the temperature rise of the bearing housing 13.
  • the heat shield plate 31 has an annular shape that surrounds the rotating shaft 14 in the circumferential direction.
  • the heat shield plate 31 is fitted into the central opening of the nozzle ring 23 from the bearing housing 13 side.
  • a disc spring 35 (spring member) is sandwiched between the heat shield plate 31 and the bearing housing 13.
  • the disc spring 35 is arranged so that the rotation shaft 14 is inserted into the hole at the center, and is arranged along a conical surface about the rotation axis H.
  • One end of the disc spring 35 in the axial direction is in contact with the bearing housing 13, and the other end of the disc spring 35 in the axial direction is in contact with the heat shield plate 31.
  • the disc spring 35 urges the bearing housing 13 and the heat shield plate 31 in a direction in which they are axially separated from each other. The details of the disc spring 35 will be described later.
  • Such a disc spring 35 urges the variable nozzle unit 20 and the heat shield plate 31 in the axial direction toward the turbine housing 4. Then, the variable nozzle unit 20 is pressed against the turbine housing 4 by the urging force of the disc spring 35 and is positioned in the axial direction.
  • the nozzle ring 23 located on the bearing housing 13 side has a flange 23a formed so as to project to the outer peripheral side.
  • the turbine housing 4 is formed with a ridge portion 4a that receives the flange 23a.
  • the end surface of the flange 23a on the turbine housing 4 side is pressed against the end surface of the ridge portion 4a on the bearing housing 13 side by the urging force of the disc spring 35.
  • the flange 23a is allowed to slide in the radial direction with respect to the convex portion 4a, and the difference in thermal expansion in the radial direction between the variable nozzle unit 20 and the turbine housing 4 is absorbed.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view schematically showing the vicinity of the disc spring 35 in the turbocharger 1.
  • the left side of the figure is the turbine housing 4 side and the right side is the bearing housing 13 side, and the shape of the disc spring 35 is exaggerated and depicted.
  • the disc spring 35 exists along the conical surface of the virtual cone T.
  • the virtual cone T is a cone whose axis is the rotation axis H, and the bottom cone Tb of the virtual cone T is located closer to the bearing housing 13 than the cone apex Ta.
  • first contact point P1 the contact point on the radial outer peripheral side of the disc spring 35
  • second contact point P2 the radial inner peripheral side contact point of the disc spring 35
  • the first contact point P1 where the disc spring 35 contacts the heat shield plate 31 is located closer to the bearing housing 13 than the second contact point P2 where the disc spring 35 contacts the bearing housing 13.
  • the surface of the outer peripheral edge of the heat shield plate 31 on the bearing housing 13 side is axially directed toward the bearing housing 13.
  • a protruding convex portion 31a is formed.
  • the ridge portion 31a extends toward the bearing housing 13 from the second contact point P2 of the disc spring 35, and the tip of the ridge portion 31a is in contact with the first contact point P1 of the disc spring 35.
  • FIG. 4A is a cross-sectional view showing a deformed state of the disc spring 35.
  • FIG. 4B is a cross-sectional view showing a deformed state when a conventional disc spring 85 (for example, described in the above-mentioned Patent Document 1) is temporarily applied to the turbocharger 1 for comparison.
  • a conventional disc spring 85 for example, described in the above-mentioned Patent Document 1
  • FIGS. 4A and 4B the left side of the figure is the turbine housing 4 side and the right side is the bearing housing 13 side, and the shapes of the disc springs 35 and 85 are exaggerated in each figure. It is depicted.
  • the disc spring 35 receives a reaction force F1 that pushes the first contact point P1 toward the bearing housing 13 side from the heat shield plate 31. Further, the disc spring 35 receives a reaction force F2 from the bearing housing 13 that pushes the second contact point P2 toward the variable nozzle unit 20 side. Due to these reaction forces F1 and F2, the disc spring 35 is elastic so that the first contact point P1 and the second contact point P2 are axially separated as shown by the two-dot chain line in FIG. 4 (a). Transforms into. Then, the disc spring 35 has a repulsive force for restoring the deformation, and as described above, urges the variable nozzle unit 20 and the bearing housing 13 in a direction of expanding in the axial direction.
  • the disc spring 35 is used in a state of being elastically deformed so as to be stretched in the axial direction by receiving a tensile load in the axial direction.
  • the disc spring 35 is used in a load state opposite to that of a normal disc spring that receives a compressive load in the axial direction and elastically deforms so as to contract in the axial direction.
  • the variable nozzle unit 20 is pressed against the turbine housing 4 and positioned in the axial direction by the urging force of the disc spring 35.
  • the disc spring 85 of the conventional turbocharger shown in FIG. 4B is applied to the turbocharger 1 will be described.
  • the disc spring 85 receives the reaction force F1 that pushes the outer peripheral side 85a toward the bearing housing 13 side from the heat shield plate 31.
  • the disc spring 85 receives a reaction force F2 from the bearing housing 13 that pushes the inner peripheral side 85b toward the variable nozzle unit 20 side. Due to these reaction forces F1 and F2, the disc spring 85 is elastically deformed so that the outer peripheral side 85a and the inner peripheral side 85b approach each other in the axial direction, as shown by the two-dot chain line in FIG. 4 (b). ..
  • the disc spring 85 is urged in the direction of expanding in the axial direction between the variable nozzle unit 20 and the bearing housing 13 with the repulsive force for restoring the deformation, as described above.
  • the variable nozzle unit 20 is pressed against the turbine housing 4 and positioned in the axial direction by the urging force of the disc spring 85.
  • the variable nozzle unit 20 side becomes high temperature due to the influence of high temperature gas
  • the bearing housing 13 side becomes relatively low temperature due to being cooled by water cooling, oil cooling, or the like.
  • the bearing housing 13 is formed with a cooling water flow path 13a (see FIG. 2) for cooling.
  • the outer peripheral side 85a of the disc spring 85 comes into contact with the heat shield plate 31 on the variable nozzle unit 20 side for comparison. While the temperature is relatively high, the inner peripheral side 85b is in contact with the bearing housing 13 and has a relatively low temperature. As a result, the disc spring 85 has a temperature distribution such that the outer peripheral side has a high temperature and the inner peripheral side has a low temperature. According to this temperature distribution, the outer peripheral side of the disc spring 85 extends in the circumferential direction as compared with the inner peripheral side, and as a result, the deformation due to the above-mentioned reaction forces F1 and F2 (two-dot chain line in FIG. 4B). ), Thermal deformation occurs in the disc spring 85. Then, due to the thermal deformation, the spring load on which the disc spring 85 urges the variable nozzle unit 20 is reduced.
  • the first contact point P1 on the outer peripheral side has a relatively high temperature and the second contact point P2 on the inner peripheral side has a relatively high temperature, as described above. Since the temperature is relatively low, the disc spring 35 has a temperature distribution such that the outer peripheral side is high temperature and the inner peripheral side is low temperature, as described above. Then, according to this temperature distribution, thermal deformation in the direction opposite to the above-mentioned deformation due to the reaction forces F1 and F2 (two-dot chain line in FIG. 4A) occurs in the disc spring 35. That is, the thermal deformation of the disc spring 35 in this case is the deformation in the direction of pushing back the reaction forces F1 and F2.
  • the spring load in which the disc spring 35 urges the variable nozzle unit 20 due to the thermal deformation is further increased. Therefore, according to the turbocharger 1 of the present embodiment, it is possible to suppress a decrease in the spring load of the disc spring 35 at a high temperature.
  • the thermal deformation analysis is repeatedly performed while finely adjusting the shape of the disc spring 85, and the influence of the thermal deformation of the parts around the disc spring 85 is also affected. Taking this into consideration, it is necessary to design the shape of the disc spring 85 so as to reduce the decrease in spring load. Further, since the above-mentioned design loop is required for each model change of the turbocharger 1, it cannot be said that the efficiency of the design process is good. On the other hand, according to the disc spring 35 of the present embodiment, such a complicated design process can be simplified.
  • the stress in the radial direction generated in the disc spring 35 is the tensile stress, so that the disc spring 35 is unlikely to undergo buckling deformation. There is also such an effect.
  • the presence of the heat shield plate 31 reduces the heat input to the disc spring 35.
  • the decrease in Young's modulus due to the high temperature of the material of the disc spring 35 is suppressed, and the decrease in the spring load is further suppressed.
  • the possibility of creep generation due to the high temperature of the disc spring 35 and the decrease in yield stress are reduced.
  • the axial positioning of the variable nozzle unit 20 is performed by pressing the flange 23a of the nozzle ring 23 against the convex portion 4a of the turbine housing 4.
  • the ridge portion 4a is displaced due to the thermal deformation of the turbine housing 4, and the variable nozzle unit 20 is deformed due to the displacement of the ridge portion 4a.
  • the displacement caused by the thermal deformation is smaller as the portion of the turbine housing 4 is closer to the joint with the bearing housing 13.
  • the nozzle ring 23 of the variable nozzle unit 20 is located relatively close to the bearing housing 13 in the variable nozzle unit 20. Therefore, in the turbine housing 4, the convex portion 4a is also located near the joint portion with the bearing housing 13. Therefore, during the operation of the turbocharger 1, the displacement of the ridge portion 4a is suppressed to be relatively small, and as a result, the deformation of the variable nozzle unit 20 due to the displacement of the ridge portion 4a is also suppressed to a relatively small size.
  • the turbocharger of the present disclosure can be implemented in various forms with various changes and improvements based on the knowledge of those skilled in the art, including the above-mentioned embodiment.
  • the turbocharger 1 includes the heat shield plate 31, but the heat shield plate 31 may be omitted and the spring member 35 may be in direct contact with the nozzle ring 23.
  • the shape of the nozzle ring 23 is changed, and the spring member 35 comes into contact with the nozzle ring 23 (variable nozzle unit side) at the first contact point P1 on the outer peripheral side of the spring member 35, and at the same time, the second contact point on the inner peripheral side.
  • the bearing housing 13 is contacted, and the first contact point P1 is located closer to the bearing housing than the second contact point P2 in the direction of the rotation axis.
  • the spring member 35 extends to the bearing housing 13 side from the second contact point P2, and the tip contacts the first contact point P1 of the spring member 35.
  • the ridge portion may be provided on the nozzle ring 23.

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Abstract

過給機は、タービンハウジングとベアリングハウジングとの間に配置される可変ノズルユニットと、可変ノズルユニットとベアリングハウジングとの間に配置され可変ノズルユニットとベアリングハウジングとの間を軸方向に拡げる方向に付勢する皿バネと、を備え、皿バネは、外周側の第１接触点において可変ノズルユニット側に接触するとともに、内周側の第２接触点においてベアリングハウジング側に接触し、軸方向において第１接触点が第２接触点よりもベアリングハウジング側に位置している。

Description

過給機
　本開示は、過給機に関するものである。
　従来、下記特許文献１に記載の過給機が知られている。この過給機はタービンのノズル流路の開度を調整するための可変ノズルユニットを有している。この種の可変ノズルユニットをハウジングに完全に固定（例えば締結部材で固定）すると、熱膨張したときに可変ノズルユニットの動作に悪影響が出る可能性がある。従って、可変ノズルユニットは、熱変形を許容する程度にタービンハウジングに対して適度に押し当てて位置固定される。このために、可変ノズルユニットとベアリングハウジングとの間には、皿バネが設置されている。そして、可変ノズルユニットは上記皿バネにより付勢されタービンハウジングに押し付けられて位置決めされている。
特開2013-68153号公報
　この過給機の運転中には、皿バネが接している一方の可変ノズルユニット側が高温になるのに対して、他方のベアリングハウジング側は水冷や油冷等で冷却されることにより比較的低温である。このような温度差に起因して、過給機の運転中における皿バネには、外周側が高く内周側が低いといった温度分布が生じる。そして、この温度分布によれば、皿バネがバネ荷重を低下させる方向に熱変形するので、可変ノズルユニットをタービンハウジングに押し付ける荷重が低下する虞がある。この押し付け荷重が小さいと、異音、磨耗、可変ノズルユニットとインペラとの接触、性能変化、可変ノズルユニットの制御ズレなどが発生する虞がある。
　そこで、本開示は、可変ノズルユニットを付勢するバネ部材の高温時におけるバネ荷重低下を抑制する過給機を説明する。
　本開示の一態様に係る過給機は、タービンハウジングとベアリングハウジングとの間に配置される可変ノズルユニットと、可変ノズルユニットとベアリングハウジングとの間に配置され可変ノズルユニットとベアリングハウジングとの間を回転軸線方向に拡げる方向に付勢する環状のバネ部材と、を備える過給機であって、バネ部材は、外周側の第１接触点において可変ノズルユニット側に接触するとともに、内周側の第２接触点においてベアリングハウジング側に接触し、回転軸線方向において第１接触点が第２接触点よりもベアリングハウジング側に位置している。
　本開示の過給機によれば、可変ノズルユニットを付勢するバネ部材の高温時におけるバネ荷重低下を抑制することができる。
実施形態に係る過給機を示す断面図である。 過給機の可変ノズルユニット近傍を拡大して示す断面図である。 過給機の皿バネを示す断面図である。 （ａ）は図３の皿バネの変形状態を示す断面図であり、（ｂ）は比較に係る従来の皿バネの変形状態を示す断面図である。
　本開示の一態様に係る過給機は、タービンハウジングとベアリングハウジングとの間に配置される可変ノズルユニットと、可変ノズルユニットとベアリングハウジングとの間に配置され可変ノズルユニットとベアリングハウジングとの間を回転軸線方向に拡げる方向に付勢する環状のバネ部材と、を備える過給機であって、バネ部材は、外周側の第１接触点において可変ノズルユニット側に接触するとともに、内周側の第２接触点においてベアリングハウジング側に接触し、回転軸線方向において第１接触点が第２接触点よりもベアリングハウジング側に位置している。
　バネ部材は、上記の回転軸線を円錐軸とする仮想円錐の円錐面に沿って存在する皿バネである、こととしてもよい。また、本開示の過給機は、可変ノズルユニットとバネ部材との間に回転軸線方向に挟み込まれるとともに、バネ部材に対するタービンの熱を遮蔽する遮熱板を更に備え、バネ部材の第１接触点は、遮熱板に接触している、こととしてもよい。
　また、可変ノズルユニットは、回転軸線方向に配列される２つのノズルリングを有し、２つのうちのベアリングハウジング側に位置するノズルリングがバネ部材の付勢力によってタービンハウジングの所定の部位に対して回転軸線方向に押し付けられている、こととしてもよい。
　以下、図面を参照しつつ本開示の実施形態について詳細に説明する。図１は、可変容量型過給機１の回転軸線Ｈを含む断面を取った断面図である。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、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、ベアリングハウジング１３が設けられている。回転軸１４は、軸受１５を介してベアリングハウジング１３に回転可能に支持されており、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内に流入し、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する。この空気が、コンプレッサ翼車７及びスクロール流路１７を通過して圧縮され吐出口から吐出される。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。
　過給機１のタービン２について、更に説明する。以下の説明において、単に「軸方向」、「径方向」、「周方向」というときには、タービン翼車６の回転軸方向（回転軸線Ｈ方向）、回転径方向、及び回転周方向をそれぞれ意味するものとする。
　図２にも示されるように、過給機１のタービン２には、スクロール流路１６とタービン翼車６とを接続するノズル流路１９が設けられている。ノズル流路１９には、可動の複数のノズルベーン２１が設けられている。複数のノズルベーン２１は、回転軸線Ｈを中心とする円周上に等間隔に配置されている。各々のノズルベーン２１は同期して回転軸線Ｈに平行な軸線周りに回動する。複数のノズルベーン２１が上記のように回動することで、隣接するノズルベーン２１同士の隙間が拡縮しノズル流路１９の開度が調整される。
　ノズルベーン２１を上記のように駆動するために、タービン２は可変ノズルユニット２０を備えている。可変ノズルユニット２０は、タービンハウジング４の内側に嵌め込まれている。可変ノズルユニット２０は、上記の複数のノズルベーン２１と、ノズルベーン２１を軸線方向に挟む２つのノズルリング２３，２７と、を有している。２つのノズルリング２３，２７は、軸方向に配列されており、ノズルリング２３がノズルリング２７よりもベアリングハウジング１３側に配置されている。ノズルリング２３，２７は、それぞれ回転軸線Ｈを中心とするリング状を成し、タービン翼車６を周方向に囲むように配置されている。２つのノズルリング２３，２７で軸方向に挟まれた領域が前述のノズル流路１９を構成する。更に可変ノズルユニット２０は、ノズルベーン２１を駆動するための駆動機構部２９を有している。駆動機構部２９は、ノズルリング２３とベアリングハウジング１３との間のスペースに収容されており、外部のアクチュエータ（図示せず）からの駆動力をノズルベーン２１に伝達する。
　タービン翼車６とベアリングハウジング１３との間には、遮熱板３１が設けられている。遮熱板３１は、高温のタービンハウジング４側の放射熱を遮蔽して、ベアリングハウジング１３の温度上昇を抑える。遮熱板３１は、回転軸１４を周方向に囲む円環状をなしている。遮熱板３１は、ノズルリング２３の中央の開口に対してベアリングハウジング１３側から嵌め込まれている。
　遮熱板３１とベアリングハウジング１３との間には、皿バネ３５（バネ部材）が挟み込まれている。皿バネ３５は、回転軸１４を中心の穴に挿通させるように配置され、回転軸線Ｈを軸とする円錐面に沿って配置されている。軸方向における皿バネ３５の一端部がベアリングハウジング１３に接し、軸方向における皿バネ３５の他端部が遮熱板３１に接している。そして皿バネ３５は、ベアリングハウジング１３と遮熱板３１とを互いに軸方向に遠ざける方向に付勢している。皿バネ３５の詳細については後述する。
　このような皿バネ３５が、可変ノズルユニット２０及び遮熱板３１をタービンハウジング４側に向けて軸方向に付勢している。そして、皿バネ３５の付勢力によって、可変ノズルユニット２０がタービンハウジング４に押し付けられて軸方向に位置決めされている。具体的には、可変ノズルユニット２０の２つのノズルリング２３，２７のうち、ベアリングハウジング１３側に位置するノズルリング２３は、外周側に張出すように形成されたフランジ２３ａを有している。これに対してタービンハウジング４には、上記フランジ２３ａを受ける凸条部４ａが形成されている。そして、フランジ２３ａのタービンハウジング４側の端面が、皿バネ３５の付勢力によって凸条部４ａのベアリングハウジング１３側の端面に押し付けられる。なお、フランジ２３ａが凸条部４ａに対して径方向に摺動することは許容されており、可変ノズルユニット２０とタービンハウジング４との径方向の熱膨張差が吸収される。
　皿バネ３５について更に説明する。図３は、過給機１内の皿バネ３５近傍を模式的に示す断面図である。図３においては、図の左方がタービンハウジング４側、右方がベアリングハウジング１３側であり、皿バネ３５の形状が実際よりも誇張されて描写されている。
　図３に示されるように、皿バネ３５は、仮想円錐Ｔの円錐面に沿って存在している。仮想円錐Ｔは回転軸線Ｈを円錐軸とする円錐であり、仮想円錐Ｔの円錐底面Ｔｂが円錐頂点Ｔａよりもベアリングハウジング１３側に位置する。
　図２に示されるように、皿バネ３５の径方向外周側の接触点（以下「第１接触点Ｐ１」という）が遮熱板３１に接触している。また皿バネ３５の径方向の内周側接触点（以下「第２接触点Ｐ２」という）はベアリングハウジング１３に接触している。そして、皿バネ３５が遮熱板３１と接する第１接触点Ｐ１が、皿バネ３５がベアリングハウジング１３と接する第２接触点Ｐ２よりも、ベアリングハウジング１３側に位置している。
　なお、遮熱板３１が皿バネ３５の第１接触点Ｐ１に接触するために、遮熱板３１の外周縁部のベアリングハウジング１３側の面には、ベアリングハウジング１３側に向けて軸方向に突出する凸条部３１ａが形成されている。凸条部３１ａは、皿バネ３５の第２接触点Ｐ２よりもベアリングハウジング１３側まで延び出しており、当該凸条部３１ａの先端が皿バネ３５の第１接触点Ｐ１に接触している。
　図４（ａ）は、皿バネ３５の変形状態を示す断面図である。図４（ｂ）は、比較のために、従来の（例えば、前述の特許文献１に記載の）皿バネ８５を仮に過給機１に適用した場合の変形状態を示す断面図である。図４（ａ），（ｂ）においては、図の左方がタービンハウジング４側、右方がベアリングハウジング１３側であり、各図ともに、皿バネ３５，８５の形状が実際よりも誇張されて描写されている。
　図４（ａ）に示されるように、皿バネ３５は、第１接触点Ｐ１をベアリングハウジング１３側に向けて押す反力Ｆ１を遮熱板３１から受ける。また皿バネ３５は、第２接触点Ｐ２を可変ノズルユニット２０側に向けて押す反力Ｆ２をベアリングハウジング１３から受けている。これらの反力Ｆ１，Ｆ２によって、皿バネ３５は、図４（ａ）に二点鎖線で示されるように、第１接触点Ｐ１と第２接触点Ｐ２とが軸方向に遠ざかるように弾性的に変形する。そして、皿バネ３５は、当該変形を復元しようとする反発力をもって、前述したように、可変ノズルユニット２０とベアリングハウジング１３との間を軸方向に拡げる方向に付勢している。すなわち、皿バネ３５は、軸方向に引張荷重を受けて軸方向に伸びるように弾性変形する状態で使用されるものである。このように、皿バネ３５は、軸方向に圧縮荷重を受けて軸方向に縮むように弾性変形する通常の皿バネとは逆の荷重状態で使用されている。このような皿バネ３５の付勢力によって、前述のとおり、可変ノズルユニット２０がタービンハウジング４に押し付けられて軸方向に位置決めされている。
　これに対し、仮に、図４（ｂ）に示される従来の過給機の皿バネ８５を過給機１に適用した場合について説明する。この場合、皿バネ８５は、図４（ｂ）に示されるように、外周側８５ａをベアリングハウジング１３側に向けて押す反力Ｆ１を遮熱板３１から受ける。また皿バネ８５は、内周側８５ｂを可変ノズルユニット２０側に向けて押す反力Ｆ２をベアリングハウジング１３から受ける。これらの反力Ｆ１，Ｆ２によって、皿バネ８５は、図４（ｂ）に二点鎖線で示されるように、外周側８５ａと内周側８５ｂとが軸方向に近づくように弾性的に変形する。そして、皿バネ８５は、当該変形を復元しようとする反発力をもって、前述したように、可変ノズルユニット２０とベアリングハウジング１３との間を軸方向に拡げる方向に付勢する。このような皿バネ８５の付勢力によって、前述のとおり、可変ノズルユニット２０がタービンハウジング４に押し付けられて軸方向に位置決めされることになる。
　続いて、上記のような皿バネ３５を備える本実施形態の過給機１による作用効果について説明する。運転中の過給機１においては、可変ノズルユニット２０側が高温のガスの影響で高温になるのに対し、ベアリングハウジング１３側は、水冷や油冷等で冷却されることにより比較的低温である。例えば、ベアリングハウジング１３には、冷却のための冷却水流路１３ａ（図２参照）が形成されている。
　この条件の下で、仮に、図４（ｂ）の従来の皿バネ８５が使用される場合には、当該皿バネ８５の外周側８５ａが可変ノズルユニット２０側の遮熱板３１に接触し比較的高温であるのに対し、内周側８５ｂはベアリングハウジング１３に接触し比較的低温である。これにより、皿バネ８５には、外周側が高温、内周側が低温といった温度分布が生じる。そして、この温度分布によれば、皿バネ８５の外周側が内周側に比較して周方向に伸長し、その結果、前述の反力Ｆ１，Ｆ２による変形（図４（ｂ）の二点鎖線）と同じ方向の熱変形が皿バネ８５に生じる。そうすると、当該熱変形に起因して、皿バネ８５が可変ノズルユニット２０を付勢するバネ荷重が低下することになる。
　これに対して、皿バネ３５が使用される本実施形態の過給機１では、上記と同様に、外周側の第１接触点Ｐ１が比較的高温、内周側の第２接触点Ｐ２が比較的低温であるので、皿バネ３５には、上記と同様に、外周側が高温、内周側が低温といった温度分布が生じる。そして、この温度分布によれば、前述の反力Ｆ１，Ｆ２による変形（図４（ａ）の二点鎖線）とは逆の方向の熱変形が皿バネ３５に生じる。すなわち、この場合の皿バネ３５の熱変形は、反力Ｆ１，Ｆ２を押し戻す方向への変形である。そうすると、当該熱変形に起因して、皿バネ３５が可変ノズルユニット２０を付勢するバネ荷重は、更に上昇することになる。従って、本実施形態の過給機１によれば、高温時における皿バネ３５のバネ荷重低下を抑えることができる。
　また、仮に図４（ｂ）の皿バネ８５を採用する場合、皿バネ８５の形状を微調整しつつ熱変形解析を繰り返し実施して、皿バネ８５の周囲の部品の熱変形等の影響も考慮しながら、バネ荷重低下を小さくするように皿バネ８５の形状を設計する必要がある。また、過給機１のモデル変更毎に上記のような設計ループが必要となるので設計工程の効率が良いとは言えない。これに対し、本実施形態の皿バネ３５によれば、このような煩雑な設計工程を簡易化することができる。
　また、本実施形態の皿バネ３５によれば、反力Ｆ１，Ｆ２による変形においては、皿バネ３５に生じるラジアル方向の応力は引張応力であるので、皿バネ３５の座屈変形が発生し難いといった効果もある。
　また、本実施形態の過給機１では、遮熱板３１が存在することにより、皿バネ３５への入熱が低減される。その結果、皿バネ３５の材料の高温化によるヤング率低下等が抑えられ、バネ荷重低下が更に抑えられる。また、皿バネ３５の高温化によるクリープ発生の可能性や降伏応力の低下なども低減される。
　また、本実施形態の過給機１では、可変ノズルユニット２０の軸方向の位置決めは、ノズルリング２３のフランジ２３ａがタービンハウジング４の凸条部４ａに押し付けられることによりなされている。過給機１の運転中においては、タービンハウジング４の熱変形により凸条部４ａが変位し、当該凸条部４ａの変位に伴って可変ノズルユニット２０に変形が生じる。
　ここで、過給機１の運転中において、タービンハウジング４の各部位のうち、ベアリングハウジング１３との接合部に近いほど熱変形に起因する変位が小さいと考えられる。可変ノズルユニット２０のノズルリング２３は、可変ノズルユニット２０の中で比較的ベアリングハウジング１３に近い位置にある。このためタービンハウジング４の中で凸条部４ａもベアリングハウジング１３との接合部に近い位置にある。従って、過給機１の運転中においては、凸条部４ａの変位は比較的小さく抑えられ、その結果、凸条部４ａの変位に起因する可変ノズルユニット２０の変形も比較的小さく抑えられる。
　本開示の過給機は、上述した実施形態を始めとして、当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を施した様々な形態で実施することができる。例えば、上述した実施形態では過給機１が遮熱板３１を含む構成としたが、遮熱板３１を省き、バネ部材３５がノズルリング２３に直接接触する構成としてもよい。この場合、ノズルリング２３の形状を変更し、バネ部材３５は、バネ部材３５の外周側の第１接触点Ｐ１においてノズルリング２３（可変ノズルユニット側）に接触するとともに、内周側の第２接触点Ｐ２においてベアリングハウジング１３側に接触し、回転軸線方向において第１接触点Ｐ１が第２接触点Ｐ２よりもベアリングハウジング側に位置することになる。例えば、この場合、前述の凸条部３１ａの代わりに、バネ部材３５の第２接触点Ｐ２よりもベアリングハウジング１３側まで延び出し、先端がバネ部材３５の第１接触点Ｐ１に接触するような凸条部が、ノズルリング２３に設けられてもよい。
１　可変容量型過給機
Ｈ　回転軸線
４　タービンハウジング
１３　ベアリングハウジング
２０　可変ノズルユニット
２３　ノズルリング
２７　ノズルリング
３１　遮熱板
３５　皿バネ（バネ部材）
２３ａ　フランジ
４ａ　凸条部
Ｔ　仮想円錐
Ｐ１　第１接触点
Ｐ２　第２接触点

Claims (4)

  1. 　タービンハウジングとベアリングハウジングとの間に配置される可変ノズルユニットと、
    　前記可変ノズルユニットと前記ベアリングハウジングとの間に配置され前記可変ノズルユニットと前記ベアリングハウジングとの間を回転軸線方向に拡げる方向に付勢する環状のバネ部材と、を備える過給機であって、
    　前記バネ部材は、外周側の第１接触点において前記可変ノズルユニット側に接触するとともに、内周側の第２接触点において前記ベアリングハウジング側に接触し、
    　前記回転軸線方向において前記第１接触点が前記第２接触点よりもベアリングハウジング側に位置している、過給機。
  2. 　前記バネ部材は、前記回転軸線を円錐軸とする仮想円錐の円錐面に沿って存在する皿バネである、請求項１に記載の過給機。
  3. 　前記可変ノズルユニットと前記バネ部材との間に回転軸線方向に挟み込まれるとともに、前記バネ部材に対するタービンの熱を遮蔽する遮熱板を更に備え、
    　前記バネ部材の前記第１接触点は、前記遮熱板に接触している、請求項１又は２に記載の過給機。
  4. 　前記可変ノズルユニットは、
    　前記回転軸線方向に配列される２つのノズルリングを有し、
    　２つのうちの前記ベアリングハウジング側に位置する前記ノズルリングが前記バネ部材の付勢力によって前記タービンハウジングの所定の部位に対して前記回転軸線方向に押し付けられている、請求項１～３の何れか１項に記載の過給機。
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