JP2005330816A - ターボ機械およびターボ機械のコンプレッサインペラ - Google Patents

Abstract

【課題】 高回転数で回転させても破損の少ないコンプレッサインペラとシャフトとの結合構造を提供することを目的としている。
【解決手段】 ターボ機械のコンプレッサインペラとシャフトとの結合構造において、コンプレッサインペラ裏面中心部に設けた突起外周に設けた嵌め合い円筒部と、シャフトに螺合で取り付けたスリーブの嵌め合い円筒穴とで前記コンプレッサインペラをスリーブに締まり嵌めで取り付けて、スリーブを介して前記シャフトに結合することを特徴とするコンプレッサインペラとシャフトとの結合構造。
【選択図】 図１

Description

本発明は、ターボ機械およびターボ機械のコンプレッサインペラの構造に関する。

従来から、ターボ機械として、空気を圧縮してエンジンの吸気量を増やす手段として、排気ガスのエネルギーを利用してタービンインペラ及びタービンインペラに固着されたシャフトを回転させ、シャフトに結合された遠心型のコンプレッサインペラを駆動するターボチャージャが知られている。

図１２に、従来技術に関わるターボチャージャ１１１の、側面断面図を示す。図１２においてターボチャージャ１１１は、エンジンの排気ガスから回転エネルギーを取り出す排気側部１１２と、この回転エネルギーによって、空気を圧縮してエンジンに送り込む吸気側部１１３とを備えている。

タービンインペラ１１４は、排気流入通路１１９から流入してきた排気ガスによって、エネルギーを与えられ、回転する。

シャフト１２３のタービンインペラ１１４と反対側（シャフト１２３の先端部側）には、シャフト１２３を介して空気を圧縮する遠心型のコンプレッサインペラ１１６が取り付けられている。
コンプレッサインペラ１１６には、中央部に取付孔１２５が貫通している。
シャフト１２３は、この取付孔１２５に、わずかな隙間ばめ、又は締まりばめ程度で挿入されている。コンプレッサインペラ１１６は、シャフト１２３の先端部に形成されたオネジ部１４０に取付ナット１２６を締結することによって、シャフト１２３に固定されている。

図１３に、従来技術に関わるコンプレッサインペラ１１６の側面断面図を示す。
図１３に示すように、コンプレッサインペラ１１６のディスク１２９は、ハブ側ディスク部１２９Ａと、背面側ディスク部１２９Ｂとを備えている。ハブ側ディスク部１２９Ａの外側には、翼部１１８が複数設けられ、ディスク１２９の中心には、取付孔１２５が貫通している。

コンプレッサインペラ１１６は、軽量化を実現するために、例えばアルミニウム合金の鋳物等で製造されている。コンプレッサインペラ１１６の回転数は、数万ｒｐｍという高い値にまで至るため、コンプレッサインペラ１１６は、高回転で使用すると高速回転がもたらす遠心力によってその径方向に非常に強い引張応力を受け、破損に至ることがある。
そして、コンプレッサインペラ１１６の破損は、特に取付孔１２５の内壁を起点として起こり易いことが、知られている。即ち、コンプレッサインペラ１１６における取付孔１２５内壁の破損は、コンプレッサインペラ１１６の回転軸の軸方向において、コンプレッサインペラ１１６の外周部が最大となる最大外周部位１３０の近傍で、特によく発生することが判明している。

このような課題を解決するために、例えば特許文献１に開示されたような技術が知られている。
図１４に、特許文献１に関わるコンプレッサインペラ２１６の断面図を示す。特許文献１によれば、図１４に示すようにコンプレッサインペラ２１６に貫通する取付孔を設けず、下部に雌ねじを切った取付穴２４２を設けている。また、シャフト２２３の先端部２５４には雄ねじが設けられている。先端部２５４を取付穴２４２にねじ込むことにより、シャフト２２３とコンプレッサインペラ２１６とが結合される。

特表平５−５０４１７８号公報（第３〜５頁、ＦＩＧ．１，２）

しかしながら、前記特許文献１のような従来技術でも、コンプレッサインペラ２１６の回転軸の軸方向において、コンプレッサインペラ２１６の外周部が最大となる最大外周部位２３０の近傍に取付穴２４２が設けられているため、回転数を上げると、最大外周部位２３０近傍から破損が起こる可能性がある。

特に、コンプレッサインペラ２１６を用いたターボチャージャを備えたエンジンを、例えば建設機械などの作業機械に用いる場合、積込作業のような高負荷（即ちエンジンが高回転）の状態と、殆んど負荷のない（即ち低回転）の状態とを、短い時間間隔で繰り返すことになる。
その結果、コンプレッサインペラ２１６にかかる応力振幅が高くなり、さらに破損を起こし易くなってしまう。

また近年、ディーゼルエンジンの排気ガスに含まれる窒素酸化物（ＮＯx）を低減する対策として、ＥＧＲ(Exhaust
Gas Recirculation：排気ガス再循環装置)と呼ばれる技術が、実施されるようになってきている。
これは、エンジンから排出された排気ガスの一部を、エンジンの吸気系統に戻して再循環させるものである。

ＥＧＲを実現するためには、排気ガス再循環分少なくなったシリンダ内の新気容積で燃焼空気を確保する必要があり、ターボチャージャを、より高圧力比化させる必要がある。
従って、コンプレッサインペラ２１６をより高い回転数で回転させる必要があり、従来技術のみではまだ充分ではなく、より耐久性の高いコンプレッサインペラが望まれている。

本発明は、上記の問題に着目してなされたものであり、高回転数で回転させても破損の少ないコンプレッサインペラとシャフトとの結合構造を提供することを目的としている。

上記の目的を達成するために、第１発明は、ターボ機械において、コンプレッサ駆動用のシャフトと、前記シャフトの一側にスリーブをねじで結合し、前記スリーブの前記シャフトの一側と同じ側の端面から明けた穴の内周と、コンプレッサインペラのディスク背面中央部に設けた突起の外周とを締めしろ嵌合で結合した構成としている。

第２発明は、第１発明において、コンプレッサインペラのディスク背面中央部に設けた前記突起の端面から明けた穴と、前記シャフトの一側の外周とを嵌合結合した構成としている。

第３発明は、第２発明において、前記コンプレッサと前記シャフトの嵌合を、前記コンプレッサと前記スリーブとの嵌合より緩い嵌合とした構成としている。

第４発明は、第１〜３のいずれかの発明において、前記スリーブと、前記コンプレッサインペラとの間に回転方向の滑りを抑制する第１の滑り抑制手段を設けた構成としている。

第５発明は、第１〜４のいずれかの発明において、前記シャフトと、前記コンプレッサインペラの嵌合部との間に回転方向の滑りを抑制する第２の滑り抑制手段を設けた構成としている。

第６発明は、第１〜５のいずれかの発明において、シャフトに同期した回転を行なわない非回転部材に固定されたスラストベアリングと、シャフトに固定されたスラストカラーとを備え、スラストカラーとスリーブとの間でスラストベアリングを挟み込んでなる構成としている。
第７発明は、第１〜６のいずれかの発明において、前記スリーブに潤滑油および高圧空気をシールするシール手段を設けた構成としている。
第８発明は、第１〜７のいずれかの発明において、前記スリーブを前記シャフトに締め付け可能な形状部を設けた構成としている。
第９発明は、コンプレッサインペラのデイスク背面中央部の突起の外周がターボ機械に組み込む取り付け部である構成としている。

第１発明によれば、コンプレッサインペラのディスク部にシャフトと結合させるための取付孔や深い取付穴を設ける必要がなくなる。また、スリーブとコンプレッサインペラを締めしろ嵌合させているので固定的に取り付けできると共に、コンプレッサインペラの線膨張係数をスリーブより大きい材質にしてあるので、稼働中の圧縮温度で嵌合部の温度が上昇すると、より締まり勝手になるので緩むことがない。
その結果、確実にコンプレッサインペラとシャフトを結合できると共に、コンプレッサインペラにかかる応力が小さくでき、コンプレッサインペラを高回転数で回転させても耐久性を確保できる。

第２発明によれば、コンプレッサインペラとシャフトとの同心度を十分に確保しながら結合することができる。

第３発明によれば、コンプレッサインペラとシャフトの同心度の許容限度を確保しながら組立性の向上を図ることができる。

第４発明によれば、コンプレッサインペラとスリーブの結合が緩んだり、コンプレッサインペラに過大な荷重が掛かったとき、コンプレッサインペラのスリーブに対する周方向の滑り防止が図られ、回転体のアンバランスの増加を防止できる。

第５発明によれば、コンプレッサインペラとスリーブの結合が緩んだり、コンプレッサインペラに過大な荷重が掛かったとき、コンプレッサインペラのシャフトに対する周方向の滑り防止が図られ、回転体のアンバランスの増加を防止できる。

第６発明によれば、回転中にシャフトに掛かるスラスト方向の力が、スラストベアリングによって受け止められ、シャフトの軸方向位置を規制することができる。

第７発明によれば、軸受及びスラストベアリングを潤滑するためのオイルが、コンプレッサインペラの裏面の空間（裏面室と言う）側に流れ出るのを防止できる。

第８発明によれば、スリーブをシャフトにねじ込む際に、スリーブのナット状に加工された外周部をスパナ等で把持できるので、スリーブをシャフト雄ねじ部に容易にねじ込むことができる。

第９発明によれば、コンプレッサインペラの破損が起きにくくなって耐久性が向上するので、このコンプレッサインペラを用いたターボチャージャを、高圧力比化することができる。

以下、図を参照しながら、本発明に関わる実施形態を詳細に説明する。

図１に、本発明に関わるターボチャージャ１１の断面図、図２に、そのコンプレッサインペラ１６の側面図、図３に、そのコンプレッサインペラ１６の断面図を示す。

図１においてターボチャージャ１１は、エンジンの排気ガスから回転エネルギーを取り出す排気側部１２と、この回転エネルギーによって、空気を圧縮してエンジンに送り込む吸気側部１３とを備えている。ターボチャージャ１１の排気側部１２は、排気側ハウジング１５と、複数の翼部を備えシャフト２３により支持されたタービンインペラ１４とを有している。
排気側ハウジング１５は、タービンインペラ１４に排気ガスを供給する排気流入通路１９を備えている。排気流入通路１９は、タービンインペラ１４の外周を取り巻くように環状に形成され、図示しないエンジンから排出された排気ガスが流れるエンジン排気流路に接続されている。

また排気側ハウジング１５は、タービンインペラ１４にエネルギーを与えた後の排気ガスを排出する排気流出口２１を備えている。排気流出口２１は、タービンインペラ１４の回転中心と略同心状に略円筒状に形成されている。排気流出口２１と反対側の開口部は、排気側インナープレート２２によって塞がれている。

タービンインペラ１４には、一体にシャフト２３が形成されている。このシャフト２３は、排気側インナープレート２２を貫通し、軸受２４によって回転自在に支承されている。タービンインペラ１４は一般的にニッケル基超合金、シャフト２３は、一般的に合金鋼または炭素鋼によって形成されている。

コンプレッサインペラ１６は、吸気側ハウジング１７の内部に収納されている。吸気側ハウジング１７は、コンプレッサインペラ１６に空気を吸い込む吸気流入口２７を備えている。吸気流入口２７は、コンプレッサインペラ１６の回転中心と同心状に略円筒状に形成されている。吸気流入口２７と反対側の開口部は、吸気側インナープレート５５によって塞がれている。

コンプレッサインペラ１６によって圧力のエネルギと速度エネルギを与えられた空気は、ディフーザ５８部でそのうちの速度エネルギがさらに圧力のエネルギに変換され、コンプレッサインペラ１６の外周部を取り巻くように環状に形成された吸気排出通路２８を通って、図示しないエンジンの給気口に供給される。
翼部１８には、一般的に翼の軸方向幅が長い全翼１８Ａと、全翼１８Ａに対して軸方向途中から翼入口が始まる中間翼１８Ｂとがあり、両者は交互に配置されている。

図２、図３に示すように、本発明に関わるコンプレッサインペラ１６は、そのディスク部２９が中実となっており、取付孔や取付穴を設けていない。
そして、背面側ディスク部２９Ｂの最背面部には、ディスク部２９と芯を合わせて、突起部４３が一体に設けられていると共に突起部４３の外周に嵌め合い円筒部４３Ｊが設けられている。

図４に図１のＰ部詳細図を示す。図４において、タービンインペラ１４に固着されたシャフト２３の先端部には、シャフト２３と同心で円筒形に加工されたシャフト円筒部６０を備えている。
また、シャフト円筒部６０のさらに先端側には、シャフト雄ねじ部４６が設けられている。

図１、図４に示すスリーブ４９には、円筒部４９Ｅに、スラストベアリング４８を受けるスラストカラー部４９Ｃ、スラストベアリングとの間に隙間を付けるためのスペーサ部４９Ｓ、スリーブ４９の回転軸の軸方向中ほどの外周部には、全周にわたってシール溝５０が設けられている。
スリーブ４９の内周部のシャフト２３側には、シャフト雄ねじ部４６に締結される雌ねじ部５３が設けられている。
スリーブ４９の内周部のコンプレッサインペラ１６側には、コンプレッサインペラ１６の突起部外周の嵌め合い円筒部４３Ｊと嵌合する嵌め合い円筒穴４９Ｈが設けられている。

スリーブ４９のコンプレッサインペラ１６側円筒部４９Ｅの外周部６１には、例えば平行な二面を成形した加工やナット状の加工（図示せず）が施されており、スパナなどでこの部位を把持することができるようになっている。

また、軸受けハウジング４５内の潤滑油がコンプレッサインペラ１６の裏面側へ流れでないようにするため仕切り壁として吸気側インナープレート４５Ｐを設けている。この吸気側インナープレート４５Ｐは、軸受けハウジング４５のコンプレッサインペラ１６側の端面と吸気側インナープレート４５Ｐの間にスラストベアリング４８を挟み込みながら吸気側インナープレート４５Ｐの端面の外周部でスナップリング４５Ｓを用いて取り付けられている。吸気側インナープレート４５Ｐの外周部のシールは、Ｏ―リング４５Ｒを用いている。吸気側インナープレート４５Ｐの内周部のシールは、スリーブ４９のシール溝５０に嵌め込まれたＦＣ材等で形成されたシールリング５１を用いている。シールリング５１は、自由形状のときは合口が開いた状態に作られており、この合口を縮めるように力をかけて吸気側インナープレート４５Ｐの内周部に嵌め込むと張力で密着して嵌まり込むように形成されている。

図５に、シャフト２３にコンプレッサインペラ１６を組み込むための手順を、フローチャートで示す。
まず、中央部に円形孔の設けられた円板状のスラストカラー４７を、軸受２４に支承されたシャフト２３に挿入する（ステップＳ１１）。
次に、スラストベアリング４８を軸受ハウジング４５に挿入する（ステップＳ１２）。
スラストベアリング４８には、潤滑用のオイルが通る、オイル通路５６が設けられ、潤滑用のオイルは回転するスリーブ４９及びスラストカラー４７と非回転側のスラストベアリング４８との接触面の潤滑を行う。

そして、スリーブ４９を、シャフト２３にねじ込む（ステップＳ１３）。その際には、スリーブ４９の前記ナット状に加工された外周部６１をスパナ等で把持し、スリーブ４９をシャフト雄ねじ部４６にねじ込むようにする。
これにより、スリーブ４９及びスラストカラー４７が、シャフト２３と一体に回転するようになる。

次に、スリーブ４９のシール溝５０シールリング５１を嵌め込んでから、外周部にＯーリングを取り付けた吸気側インナープレート４５Ｐをスナップリングで軸受ハウジング４５に固定する（ステップＳ１４）。これにより、スラストベアリング４８が、非回転側の部材である軸受ハウジング４５と吸気側インナープレート４５Ｐとの間に挟み込まれて、固定される。

その結果、ステップＳ１３で非回転側の部材に固定されたスラストベアリング４８が、シャフト２３と一体に回転する回転部材であるスラストカラー４７とスリーブ４９との間に挟み込まれる。従って、回転時にシャフト２３のスラスト方向にかかる力が、スラストベアリング４８によって受け止められ、回転軸の軸方向位置が規制される。

また、ステップＳ１４で、吸気側インナープレート４５Ｐを軸受けハウジング４５に固定した際に、吸気側インナープレート４５Ｐの内径部の面取り４５Ｍ部でシールリング５１の外周が縮められながら組み込まれ、吸気側インナープレート４５Ｐの内周部に密着する。
これにより、軸受２４及びスラストベアリング４８を潤滑するためのオイルが、コンプレッサインペラ１６の裏面の空間（裏面室と言う）側に流れ出るのを防止している。

次に、コンプレッサインペラ１６を、スリーブ４９の嵌め合い円筒穴４９Ｈに圧入または冷やしばめで取り付ける（ステップＳ１５）。
これにより、コンプレッサインペラ１６がスリーブ４９を介してシャフト２３と結合される。

以上説明したように、本発明によれば、従来技術のような取付孔１２５や取付穴２４２がなくても、コンプレッサインペラ１６とシャフト２３とを結合することができるので、コンプレッサインペラ１６を中実とすることができる。従って、コンプレッサインペラ１６にかかる応力が小さくなり、高回転数で回転しても耐久性を確保できる。

この理由を図６により説明する。図６は、従来技術での、コンプレッサインペラ１１６の取付孔１２５の内径と、コンプレッサインペラ１１６の回転軸の軸方向において、コンプレッサインペラ１１６の外周部が最大となる最大外周部位１３０で、コンプレッサインペラ１１６にかかる応力Ｔの大きさとの関係を、グラフで示している。図６に示すように、取付孔１２５の内径が０であれば応力Ｔは小さく、内径が過小の場合に応力Ｔは非常に大きくなる。そして、ある内径Ｄ以上においては、取付孔１２５の内径が大きいほど、応力Ｔは大きくなる。
従って、従来技術と異なり、本発明のように、取付孔１２５がなくて中実の場合には、応力は小さくなることがわかる。

実施例２では、図７に示すように、コンプレッサインペラ１６Ａの円筒状突起部４３には、後述するシャフト２３Ａとの同心度を確保するための嵌め合い穴４３Ｈが設けられている。
また、シャフト２３Ａの先端には、シャフト２３Ａと同心で円筒形に精密加工された嵌め合い円筒部２３Ｊを備えている。

また、コンプレッサインペラ１６の嵌め合い円筒部４３Ｊとスリーブ４９の嵌め合い円筒穴４９Ｈ間の嵌合よりも、コンプレッサインペラ１６の嵌め合い円筒穴４３Ｈとシャフト２３の嵌め合い円筒部２３Ｊ間の嵌合をより緩い嵌合としてもよい。

以上、説明した実施例１，２のスリーブ４９を図８(a),(b)に示すように、スリーブ４９のコンプレッサインペラ１６側の端面から切り込みを入れて係合穴部の２面幅４４Ｈを設け、図９に示すように、コンプレッサインペラ１６，１６Ａ裏面側中央部に設けた突起部４３の嵌め合い円筒部４３Ｊの根元の部分に係合軸部の２面幅４４Ｊを設けても良い、これにより、コンプレッサインペラ１６，１６Ａをスリーブ４９に組み立てると係合穴部の２面幅４４Ｈに係合軸部の２面幅４４Ｊが係合することによって廻り止めの機能を果たす滑り抑制手段となる。

また、図１０(a),(b)に示すように、実施例２のコンプレッサインペラ１６Ａディスク裏面の突起部４３の先端部に切り込みを入れて係合穴部の２面幅２５Ｈを設け、かつ、図１１(a),(b)に示すように、シャフト２３Ａの雄ねじ部４６の先の部分に係合軸部の２面幅２５Ｊを設け、シャフト２３Ａにコンプレッサインペラ１６Ａを組み立てると係合穴部の２面幅２５Ｈに係合軸部の２面幅２５Ｊが係合することによって廻り止めの機能を果たす滑り抑制手段となる。

ここで２面幅４４Ｈ、４４Ｊまたは２面幅２６Ｈ、２６Ｊの替わりに、２面幅以外に、その他断面多角形状や断面非円形状の加工を施して構成してもよい。

尚、本発明については、ターボチャージャに関する応用例についてのみ説明したが、例えばマイクロガスタービンや機械駆動式過給機など、他のターボ機械にも応用が可能である。

実施例１のターボチャージャの断面図である。 実施例１のコンプレッサインペラの側面図である。 図２の断面図である。 図１のＰ部詳細図である。 コンプレッサインペラを組み込むための手順を示すフローチャートである。 取付孔の内径と応力の大きさとの関係を示すグラフである。 実施例２の詳細図である。 スリーブの詳細図である。 コンプレッサインペラの部分詳細図である。 コンプレッサインペラの部分詳細図である。 シャフトの部分詳細図である。 一般的なターボチャージャの側面断面図である。 コンプレッサインペラの側面断面図である。 特許文献１に関わるコンプレッサインペラの断面図である。

符号の説明

１１：ターボチャージャ、１２：排気側部、１３：吸気側部、１４：タービンインペラ、１５：排気側ハウジング、１６，１６Ａ：コンプレッサインペラ、２３，２３Ａ：シャフト、２３Ｊ：嵌め合い円筒部、２４：ジャーナルベアリング、２５Ｈ：インペラ二面幅、２５Ｊ：シャフト二面幅、２６Ｈ：インペラ二面幅、２６Ｊ：シャフト二面幅、２７：吸気流入口、４３：インペラ裏面突起部、４３Ｊ：インペラ嵌め合い円筒部、４４Ｈ：係合穴二面幅、４４Ｊ：係合軸二面幅、４６：シャフト雄ねじ部、４９,４９Ｅ：スリーブ、４９Ｈ：スリーブ嵌め合い穴、４９Ｓ：スペーサ部、５３：スリーブ雌ねじ部、５８：ディフーザ。

Claims (9)

1. ターボ機械において、
   コンプレッサ駆動用のシャフトと、
   前記シャフトの一側にスリーブをねじで結合し、
   前記スリーブの前記シャフトの一側と同じ側の端面から明けた穴の内周と、
   コンプレッサインペラのディスク背面中央部に設けた突起の外周とを締めしろ嵌合で結合した
   ことを特徴とするターボ機械。
2. コンプレッサインペラのディスク背面中央部に設けた前記突起の端面から明けた穴と、前記シャフトの一側の外周とを嵌合結合した
   ことを特徴とする請求項１に記載のターボ機械。
3. 前記コンプレッサインペラと前記シャフトの嵌合を、前記コンプレッサインペラと前記スリーブとの嵌合より緩い嵌合とした
   ことを特徴とする請求項２に記載のターボ機械。
4. 前記スリーブと、前記コンプレッサインペラとの間に回転方向の滑りを抑制する第１の滑り抑制手段を設けた
   ことを特徴とする請求項１ないし請求項３のいずれかに記載のターボ機械。
5. 前記シャフトと、前記コンプレッサインペラとの間に回転方向の滑りを抑制する第２の滑り抑制手段を設けた
   ことを特徴とする請求項１ないし請求項４のいずれかに記載のターボ機械。
6. シャフトに同期した回転を行なわない非回転部材に固定されたスラストベアリングと、
   シャフトに固定されたスラストカラーとを備え、
   スラストカラーとスリーブとの間でスラストベアリングを挟み込んでなる
   ことを特徴とする請求項１ないし請求項５のいずれかに記載のターボ機械。
7. 前記スリーブに潤滑油および高圧空気をシールするシール手段を設けた
   ことを特徴とする請求項６に記載のターボ機械。
8. 前記スリーブを前記シャフトに締め付け可能な形状部を設けた
   ことを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載のターボ機械の圧縮装置。
9. コンプレッサインペラデイスク背面中央部の突起の外周がターボ機械に組み込む取り付け部である
   ことを特徴とするターボ機械のコンプレッサインペラ。