JP2009030474A - Bearing structure for turbocharger - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a bearing structure for a turbocharger capable of inhibiting generation of noise caused by whirl vibration of a rotary shaft in the turbocharger of which rotary shaft connecting a turbine wheel and a compressor wheel is rotatably supported by a hydraulic bearing. <P>SOLUTION: The hydraulic bearings 50a, 50b form hydraulic layers of lubricating oil between a rotary shaft 41 of an impeller and inner circumference surfaces 52a, 52b of floating metals 51a, 51b, and rotatably supports the rotary shaft 41 via the hydraulic layer. The inner circumference surfaces 52a, 52b of the floating metals 51a, 51b are formed in tapered surfaces to guide inclination of the rotary shaft 41 due to precession of the rotary shaft 41 generated by an influence of turning flow formed in the hydraulic layer. Inertia moment of the impeller in precession is increased by increasing distance between a support of precession and a center of gravity of the impeller. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

この発明は、タービンホイール及びコンプレッサホイールをロータリーシャフトによって連結したインペラを流体軸受によって支持するターボチャージャの軸受構造に関する。   The present invention relates to a turbocharger bearing structure in which an impeller in which a turbine wheel and a compressor wheel are connected by a rotary shaft is supported by a fluid bearing.

内燃機関の吸気効率を高める過給機としてターボチャージャが広く知られている。ターボチャージャでは、内燃機関から排出される排気をタービンホイールに吹き付けることにより、排気のエネルギを利用してタービンホイールを回転させる。これにより、ロータリーシャフトを介してこのタービンホイールと連結されたコンプレッサホイールが回転し、吸入空気が強制的に内燃機関の燃焼室内に送り込まれるようになる。   A turbocharger is widely known as a supercharger that increases the intake efficiency of an internal combustion engine. In a turbocharger, exhaust gas discharged from an internal combustion engine is blown onto a turbine wheel, whereby the turbine wheel is rotated using the energy of the exhaust gas. As a result, the compressor wheel connected to the turbine wheel via the rotary shaft rotates, and the intake air is forcibly fed into the combustion chamber of the internal combustion engine.

従来、こうしたターボチャージャのロータリーシャフトを回動可能に支持する軸受構造としては、玉軸受を用いるものの他、特許文献１に記載されるように、ハウジングから吐出される潤滑油により流体層を形成し、この流体層を介してロータリーシャフトを支持する流体軸受を用いたものを挙げることができる。   Conventionally, as a bearing structure for rotatably supporting the rotary shaft of such a turbocharger, as described in Patent Document 1, a fluid layer is formed by lubricating oil discharged from a housing, as described in Patent Document 1. And those using a fluid bearing that supports the rotary shaft through the fluid layer.

図１１に示されるように、こうした流体軸受を用いた軸受構造にあっては、ハウジング１に形成された２つの支持孔２にタービンホイールとコンプレッサホイールとを連結するロータリーシャフト３を挿通させるとともに、同ロータリーシャフト３と各支持孔２との間に円筒状のフローティングメタル４をそれぞれ介在させている。各支持孔２には潤滑油を吐出する潤滑油供給口５が設けられており、潤滑油供給口５から吐出される潤滑油により、支持孔２の内周とフローティングメタル４の外周との間に流体層が形成される。また、フローティングメタル４に設けられた潤滑油導入孔６を通じてフローティングメタル４の内周側に潤滑油が導入されることにより、フローティングメタル４の内周とロータリーシャフト３との間にも潤滑油による流体層が形成される。そして、これら流体層を介してロータリーシャフト３がハウジング１内に回動可能に支持されるようになる。   As shown in FIG. 11, in the bearing structure using such a fluid bearing, the rotary shaft 3 that connects the turbine wheel and the compressor wheel is inserted into the two support holes 2 formed in the housing 1, and A cylindrical floating metal 4 is interposed between the rotary shaft 3 and each support hole 2. Each support hole 2 is provided with a lubricating oil supply port 5 that discharges the lubricating oil. By the lubricating oil discharged from the lubricating oil supply port 5, between the inner periphery of the support hole 2 and the outer periphery of the floating metal 4. A fluid layer is formed. Further, the lubricating oil is introduced into the inner peripheral side of the floating metal 4 through the lubricating oil introduction hole 6 provided in the floating metal 4, so that the lubricating oil is also formed between the inner periphery of the floating metal 4 and the rotary shaft 3. A fluid layer is formed. The rotary shaft 3 is rotatably supported in the housing 1 through these fluid layers.

こうした軸受構造によれば、ロータリーシャフト３の回転力は、フローティングメタル４の内周とロータリーシャフト３との間に形成された流体層を介してフローティングメタル４に伝達され、フローティングメタル４はロータリーシャフト３を中心に回転するようになる。その結果、ロータリーシャフト３の回転抵抗を大幅に低減することができるとともに、フローティングメタル４の内周と外周の両側において潤滑油による冷却が行われるようになるため、軸受部分の焼付きを効果的に抑制することができる。
特開昭５６−１３８４２３号公報 According to such a bearing structure, the rotational force of the rotary shaft 3 is transmitted to the floating metal 4 via the fluid layer formed between the inner periphery of the floating metal 4 and the rotary shaft 3, and the floating metal 4 is Rotate around 3. As a result, the rotational resistance of the rotary shaft 3 can be greatly reduced, and cooling by the lubricating oil is performed on both the inner and outer circumferences of the floating metal 4, so that seizure of the bearing portion is effective. Can be suppressed.
JP-A-56-138423

ところが、ロータリーシャフト３の回転速度の上昇に伴って潤滑油による流体層には、図１２（ａ），（ｃ）に破線矢印で示されるように旋回流が発生するようになる。尚、図１２（ａ），（ｃ）においてロータリーシャフト３はその軸線Ｌを中心に破線矢印にて示される方向に回転するものとする。そして、この旋回流の影響によってロータリーシャフト３は、図１２（ａ），（ｃ）に矢印で示されるように、フローティングメタル４内で旋回運動するようになり、その結果、図１２（ｂ）に示されるように、ロータリーシャフト３が歳差運動をするようになることが知られている。   However, as the rotational speed of the rotary shaft 3 increases, a swirling flow is generated in the fluid layer of the lubricating oil as shown by broken line arrows in FIGS. 12 (a) and 12 (c), the rotary shaft 3 is rotated about the axis L in the direction indicated by the broken arrow. Then, due to the influence of the swirling flow, the rotary shaft 3 turns in the floating metal 4 as shown by arrows in FIGS. 12A and 12C. As a result, FIG. It is known that the rotary shaft 3 comes to precess as shown in FIG.

こうした歳差運動によるロータリーシャフト３の振動は、ホワール振動とも呼ばれ、微小な振動ではあるがロータリーシャフト３の回転速度の変化に関わらず一定の周波数域の音を発生する。そして、この音は、ロータリーシャフト３の回転速度の上昇に伴って周波数が変化するターボ音等とは異なり、車両の走行状態との相関がほとんどないため運転者に違和感を与えやすく、騒音として認識されやすい。   Such vibration of the rotary shaft 3 due to precession is also called whirl vibration, and although it is minute vibration, it generates sound in a certain frequency range regardless of the change in the rotational speed of the rotary shaft 3. This sound, unlike the turbo sound whose frequency changes as the rotational speed of the rotary shaft 3 increases, has little correlation with the running state of the vehicle, so it is easy to give the driver a sense of discomfort and is recognized as noise. Easy to be.

尚、こうしたホワール振動に起因する騒音の発生は、上記のようにハウジング１とロータリーシャフト３との間にフローティングメタル４を介在させ、その内周と外周との両面に潤滑油による流体層を形成するようにした軸受構造のみならず、フローティングメタル４を設けずに、支持孔２とロータリーシャフト３との間に形成される流体層を介してロータリーシャフト３を支持するもの等、流体軸受を用いた軸受構造を有するターボチャージャにあっては、概ね共通するものである。   The generation of noise due to such whirl vibration is caused by interposing the floating metal 4 between the housing 1 and the rotary shaft 3 as described above, and forming a fluid layer of lubricating oil on both the inner and outer circumferences. Fluid bearings such as those that support the rotary shaft 3 through a fluid layer formed between the support hole 2 and the rotary shaft 3 without providing the floating metal 4 are used in addition to the bearing structure. The turbocharger having the conventional bearing structure is generally common.

本願発明者は、図１２（ｂ）に示されるように、フローティングメタル４の内径やロータリーシャフト３の形状等々によって決まる歳差運動の支点Ｐと、タービンホイール及びコンプレッサホイールを含むインペラ全体の重心Ｇとの距離Ｄを大きくするほど、ロータリーシャフト３が歳差運動によって振れ回る際の慣性モーメントが大きくなり、歳差運動するために必要なエネルギが大きくなることに着目し、インペラの重心Ｇから歳差運動の支点Ｐまでの距離Ｄをより大きくすることによって歳差運動の発生を抑制することができることを実験によって確認した。   As shown in FIG. 12 (b), the inventor of the present application has a precession fulcrum P determined by the inner diameter of the floating metal 4 and the shape of the rotary shaft 3 and the center of gravity G of the entire impeller including the turbine wheel and the compressor wheel. Paying attention to the fact that the moment of inertia when the rotary shaft 3 swings around due to precession increases and the energy required for precession increases, the greater the distance D from the It was confirmed by experiments that the generation of precession can be suppressed by increasing the distance D to the fulcrum P of the differential movement.

この発明は上記の知見に基づいてなされたものであり、その目的は、タービンホイールとコンプレッサホイールとを連結するロータリーシャフトが流体軸受にて回動可能に支持されたターボチャージャにあって、ロータリーシャフトのホワール振動に起因する騒音の発生を抑制することのできるターボチャージャの軸受構造を提供することにある。   The present invention has been made on the basis of the above knowledge, and an object of the present invention is a turbocharger in which a rotary shaft that connects a turbine wheel and a compressor wheel is rotatably supported by a fluid bearing. An object of the present invention is to provide a turbocharger bearing structure capable of suppressing the generation of noise due to the whirling vibration of the turbocharger.

以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について記載する。
請求項１に記載の発明は、タービンホイールとコンプレッサホイールとをロータリーシャフトによって連結したインペラを回動可能に支持するターボチャージャの軸受構造であって、前記ロータリーシャフトが挿通された支持孔内に吐出される潤滑油によって同支持孔と前記ロータリーシャフトとの間に潤滑油による流体層を形成し、同流体層を介して前記ロータリーシャフトを回動可能に支持するターボチャージャの軸受構造において、前記流体層に生じる旋回流の影響によって発生する前記インペラの歳差運動の支点と、前記インペラの重心との距離を大きくすることにより前記歳差運動における前記インペラの慣性モーメントを増大させる慣性モーメント増大手段を備えることをその要旨とする。 In the following, means for achieving the above object and its effects are described.
The invention according to claim 1 is a bearing structure of a turbocharger that rotatably supports an impeller in which a turbine wheel and a compressor wheel are connected by a rotary shaft, and is discharged into a support hole through which the rotary shaft is inserted. In the turbocharger bearing structure in which a fluid layer is formed between the support hole and the rotary shaft by the lubricant, and the rotary shaft is rotatably supported via the fluid layer. A moment of inertia increasing means for increasing the moment of inertia of the impeller in the precession by increasing the distance between the fulcrum of the precession of the impeller generated by the influence of the swirling flow generated in the layer and the center of gravity of the impeller; The gist is to provide it.

上記構成によれば、流体層の旋回流の影響によって発生するインペラの歳差運動の支点とタービンホイール及びコンプレッサホイールを含むインペラ全体の重心との距離を大きくすることにより、ロータリーシャフトが歳差運動によって振れ回る際の慣性モーメントを大きくすることができる。これにより、歳差運動を生じさせるために必要なエネルギが大きくなり、歳差運動の発生が抑制されるようになる。その結果、ホワール振動に起因する騒音の発生を抑制することができるようになる。   According to the above configuration, the rotary shaft is precessed by increasing the distance between the fulcrum of the impeller precession generated by the swirling flow of the fluid layer and the center of gravity of the entire impeller including the turbine wheel and the compressor wheel. Can increase the moment of inertia when swinging. As a result, the energy required for causing precession increases, and the occurrence of precession is suppressed. As a result, generation of noise due to whirl vibration can be suppressed.

尚、歳差運動の支点の位置は、支持孔の内径やロータリーシャフトの形状等々、同ロータリーシャフトの支持態様に基づいて推定することができる。
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載のターボチャージャの軸受構造において、前記慣性モーメント増大手段として前記支持孔の内周面には前記歳差運動の支点が前記インペラの重心から離間するように前記歳差運動における前記ロータリーシャフトの傾きを案内するためのテーパ面が形成されることをその要旨とする。 The position of the fulcrum of the precession can be estimated based on the support mode of the rotary shaft, such as the inner diameter of the support hole and the shape of the rotary shaft.
According to a second aspect of the present invention, in the turbocharger bearing structure according to the first aspect, the fulcrum of the precession is separated from the center of gravity of the impeller on the inner peripheral surface of the support hole as the inertia moment increasing means. Thus, the gist is that a tapered surface for guiding the inclination of the rotary shaft in the precession is formed.

具体的には、請求項２に記載の発明によるようにロータリーシャフトを支持する支持孔の内周面に歳差運動の支点がインペラの重心から離間するように歳差運動におけるロータリーシャフトの傾きを案内するテーパ面を形成することにより歳差運動の支点とインペラの重心との距離が大きくなるようにこの支点の位置を移動させることができる。   Specifically, as in the invention described in claim 2, the inclination of the rotary shaft in the precession movement is set so that the fulcrum of the precession movement is separated from the center of gravity of the impeller on the inner peripheral surface of the support hole for supporting the rotary shaft. By forming the tapered surface to be guided, the position of this fulcrum can be moved so that the distance between the fulcrum of precession and the center of gravity of the impeller is increased.

請求項３に記載の発明は、請求項２に記載のターボチャージャの軸受構造において、前記テーパ面は前記各ホイールのうち前記インペラの重心に近い方のホイールに近づくほど前記支持孔の内径が次第に大きくなる態様にて形成されることをその要旨とする。   According to a third aspect of the present invention, in the turbocharger bearing structure according to the second aspect, the inner diameter of the support hole gradually increases as the tapered surface approaches a wheel closer to the center of gravity of the impeller among the wheels. The gist is that it is formed in a larger form.

上記構成によれば、インペラの重心に近い方のホイールに近づくほど支持孔の内径が次第に大きくなるようにテーパ面を形成するようにしているため、このテーパ面によって案内される歳差運動の支点は、インペラの重心から遠い方のホイール側に位置するようになる。そのため、ロータリーシャフトが歳差運動によって振れ回る際の慣性モーメントをより大きくすることができ、ホワール振動に起因する騒音の発生をより好適に抑制することができるようになる。   According to the above configuration, since the tapered surface is formed so that the inner diameter of the support hole gradually increases as the wheel closer to the center of gravity of the impeller approaches, the fulcrum of precession motion guided by the tapered surface. Is located on the wheel side farther from the center of gravity of the impeller. Therefore, the moment of inertia when the rotary shaft swings around due to precession can be increased, and the generation of noise due to whirl vibration can be more suitably suppressed.

請求項４に記載の発明は、請求項１に記載のターボチャージャの軸受構造において、円筒状のフローティングメタルに挿通したロータリーシャフトを同フローティングメタルとともに前記支持孔に内挿するとともに、同支持孔と前記フローティングメタルの外周面との間、及び前記フローティングメタルの内周面と前記ロータリーシャフトとの間に前記潤滑油による流体層をそれぞれ形成し、それら流体層を介して前記ロータリーシャフトを回動可能に支持するターボチャージャの軸受構造であって、前記慣性モーメント増大手段として前記フローティングメタルの内周面には前記歳差運動の支点が前記インペラの重心から離間するように前記歳差運動における前記ロータリーシャフトの傾きを案内するテーパ面が形成されることをその要旨とする。   According to a fourth aspect of the present invention, in the turbocharger bearing structure according to the first aspect, the rotary shaft inserted through the cylindrical floating metal is inserted into the support hole together with the floating metal, and the support hole and A fluid layer made of the lubricating oil is formed between the outer peripheral surface of the floating metal and between the inner peripheral surface of the floating metal and the rotary shaft, and the rotary shaft can be rotated through the fluid layer. A bearing structure of a turbocharger that supports the rotary in the precession so that the fulcrum of the precession moves away from the center of gravity of the impeller on the inner peripheral surface of the floating metal as the inertia moment increasing means The gist that a tapered surface is formed to guide the tilt of the shaft. To.

上記請求項４に記載の発明によるように、支持孔とロータリーシャフトとの間に円筒状のフローティングメタルを介在させる軸受構造にあっても、フローティングメタルの内周面に歳差運動におけるロータリーシャフトの傾きを案内するテーパ面を形成することにより、歳差運動の支点とインペラの重心との距離が大きくなるようにこの支点の位置をずらすことができる。これにより、上記請求項２に記載の発明と同様に、歳差運動の発生を抑制し、ホワール振動に起因する騒音の発生を抑制することができるようになる。   In the bearing structure in which a cylindrical floating metal is interposed between the support hole and the rotary shaft, the rotary shaft in the precession motion is formed on the inner peripheral surface of the floating metal. By forming a tapered surface for guiding the inclination, the position of this fulcrum can be shifted so that the distance between the fulcrum of precession and the center of gravity of the impeller is increased. Thereby, like the invention of the said Claim 2, generation | occurrence | production of precession can be suppressed and generation | occurrence | production of the noise resulting from a whirl vibration can be suppressed now.

請求項５に記載の発明は、請求項４に記載のターボチャージャの軸受構造において、前記テーパ面は前記各ホイールのうち前記インペラの重心に近い方のホイールに近づくほど前記フローティングメタルの内径が次第に大きくなる態様にて形成されることをその要旨とする。   According to a fifth aspect of the present invention, in the turbocharger bearing structure according to the fourth aspect, the inner diameter of the floating metal gradually increases as the tapered surface approaches a wheel closer to the center of gravity of the impeller among the wheels. The gist is that it is formed in a larger form.

上記構成によれば、インペラの重心に近い方のホイールに近づくほどフローティングメタルの内径が次第に大きくなるようにテーパ面を形成するようにしているため、このテーパ面によって案内される歳差運動の支点は、インペラの重心から遠い方のホイール側に位置するようになる。そのため、ロータリーシャフトが歳差運動によって振れ回る際の慣性モーメントをより大きくすることができ、ホワール振動に起因する騒音の発生をより好適に抑制することができるようになる。   According to the above configuration, the tapered surface is formed so that the inner diameter of the floating metal gradually increases as the wheel closer to the center of gravity of the impeller approaches, so the fulcrum of precession motion guided by this tapered surface. Is located on the wheel side farther from the center of gravity of the impeller. Therefore, the moment of inertia when the rotary shaft swings around due to precession can be increased, and the generation of noise due to whirl vibration can be more suitably suppressed.

請求項６に記載の発明は、請求項５に記載のターボチャージャの軸受構造において、複数のフローティングメタルによって前記ロータリーシャフトを支持するものであって、各フローティングメタルの内周面には、その傾斜角度が等しく設定されるとともに同一の円錐面上に位置するように前記テーパ面がそれぞれ形成されることをその要旨とする。   According to a sixth aspect of the present invention, there is provided the turbocharger bearing structure according to the fifth aspect, wherein the rotary shaft is supported by a plurality of floating metals. The gist is that the tapered surfaces are respectively formed so that the angles are set to be equal and located on the same conical surface.

複数のフローティングメタルによってロータリーシャフトを支持する軸受構造にあっては、上記請求項６に記載の発明によるように各フローティングメタルの内周面にそれぞれ形成するテーパ面の傾斜角度を等しく設定するとともに、それらが同一の円錐面上に位置するように形成することにより、それらテーパ面が協働して歳差運動におけるロータリーシャフトの傾きを案内するようになり、歳差運動の支点をより好適にインペラの重心から遠い方のホイール側に移動させることができる。   In the bearing structure that supports the rotary shaft by a plurality of floating metals, the inclination angle of the tapered surface formed on the inner peripheral surface of each floating metal is set to be equal as in the invention of claim 6 above, By forming them so that they lie on the same conical surface, the tapered surfaces cooperate to guide the inclination of the rotary shaft in the precession, and the fulcrum of the precession is more preferably the impeller. It can be moved to the wheel side farther from the center of gravity.

請求項７に記載の発明は、請求項２〜６のいずれか一項に記載のターボチャージャの軸受構造において、前記テーパ面は、同テーパ面によって案内される前記ロータリーシャフトの傾斜角度が同ロータリーシャフトの傾き得る最大傾斜角度よりも小さくなるようにその傾斜角度が設定されてなることをその要旨とする。   According to a seventh aspect of the present invention, in the turbocharger bearing structure according to any one of the second to sixth aspects, the taper surface has an inclination angle of the rotary shaft guided by the taper surface. The gist is that the tilt angle is set to be smaller than the maximum tilt angle at which the shaft can tilt.

歳差運動によるインペラの重心移動量が小さいほど、換言すれば、歳差運動におけるロータリーシャフトの傾斜角度が小さいほど、ホワール振動の振動エネルギが小さくなり、それに伴う騒音も小さくなる。   The smaller the moving amount of the center of gravity of the impeller due to the precession, in other words, the smaller the inclination angle of the rotary shaft in the precession, the smaller the vibration energy of the whirl vibration and the accompanying noise.

また、支持孔の内周面又はフローティングメタルの内周面にテーパ面を形成し、このテーパ面によってインペラの歳差運動におけるロータリーシャフトの傾きを案内するようにした場合には、歳差運動におけるロータリーシャフトの傾きがテーパ面の傾斜によって制限されるようになる。ここで、上記請求項７に記載の発明によるように、テーパ面によって案内されるロータリーシャフトの傾斜角度をロータリーシャフトの形状や支持孔、フローティングメタルの内径等々に基づいて決まるロータリーシャフトの最大傾斜角度よりも小さく設定することにより、歳差運動におけるロータリーシャフトの傾斜角度をより小さくすることができ、ホワール振動に伴う騒音をより好適に抑制することができるようになる。   In addition, when a tapered surface is formed on the inner peripheral surface of the support hole or the inner peripheral surface of the floating metal, and the taper surface guides the inclination of the rotary shaft in the precession of the impeller, The inclination of the rotary shaft is limited by the inclination of the tapered surface. Here, as in the seventh aspect of the invention, the maximum inclination angle of the rotary shaft determined based on the shape of the rotary shaft, the support hole, the inner diameter of the floating metal, etc. By setting it smaller than this, the inclination angle of the rotary shaft in the precession can be made smaller, and the noise accompanying the whirl vibration can be more suitably suppressed.

尚、テーパ面の傾斜角度を小さくするほどホワール振動の振動エネルギを小さくすることができるが、それに伴ってロータリーシャフトが歳差運動によって振れ回る際の慣性モーメントも小さくなり、ホワール振動自体を抑制する効果が低減してしまう。そこでテーパ面の傾斜角度は、歳差運動の支点とインペラの重心との距離の大きさとの兼ね合いを考慮して、ホワール振動に起因する騒音の発生を好適に抑制できる大きさに設定することが望ましい。   Note that the vibration energy of the whirl vibration can be reduced as the inclination angle of the taper surface is reduced, but the moment of inertia when the rotary shaft swings around due to precession is also reduced accordingly, and the whirl vibration itself is suppressed. The effect will be reduced. Therefore, the inclination angle of the taper surface is set to a size that can suitably suppress the generation of noise due to the whirl vibration in consideration of the balance between the distance between the fulcrum of precession and the center of gravity of the impeller. desirable.

請求項８に記載の発明は、請求項１に記載のターボチャージャの軸受構造において、一対のフローティングメタルに挿通した前記ロータリーシャフトを同フローティングメタルとともに前記支持孔に内挿するとともに、同支持孔と各フローティングメタルの外周面との間、及び各フローティングメタルの内周面と前記ロータリーシャフトとの間に潤滑油による流体層をそれぞれ形成し、それら流体層を介して同ロータリーシャフトを回動可能に支持するものであり、前記一対のフローティングメタルのうち、前記インペラの重心に近い方のフローティングメタルが他方のフローティングメタルよりも熱膨張係数の大きな材料によって形成されてなることをその要旨とする。   The invention according to claim 8 is the turbocharger bearing structure according to claim 1, wherein the rotary shaft inserted through a pair of floating metals is inserted into the support holes together with the floating metals, A fluid layer of lubricating oil is formed between the outer peripheral surface of each floating metal and between the inner peripheral surface of each floating metal and the rotary shaft, and the rotary shaft can be rotated via the fluid layer. The gist of the invention is that the floating metal closer to the center of gravity of the impeller of the pair of floating metals is formed of a material having a larger coefficient of thermal expansion than the other floating metal.

フローティングメタルは、ロータリーシャフトの回転に伴う潤滑油の温度上昇に伴って、その温度が上昇し熱膨張するようになる。上記請求項８に記載の構成によれば、熱膨張係数の大きな材料によって形成されたインペラの重心に近い方のフローティングメタルが他方のフローティングメタルよりも大きく熱膨張するようになる。そのため、このフローティングメタルとロータリーシャフトとの間の隙間は、他方のフローティングメタルとロータリーシャフトとの隙間よりも大きくなる。これにより、フローティングメタルの内周面に沿ってロータリーシャフトが旋回運動する場合には、このフローティングメタル内におけるロータリーシャフトの振れ回りが他方のフローティングメタルにおける振れ回りよりも大きくなる。従って、歳差運動の支点が他方のフローティングメタルの近くに位置するようになり、歳差運動の支点をインペラの重心からより遠い位置に移動させることができる。即ち、上記構成によれば、熱膨張係数の異なる一対のフローティングメタルを慣性モーメント増大手段として機能させることでホワール振動に起因する騒音の発生を抑制することができるようになる。   As the temperature of the lubricating oil rises as the rotary shaft rotates, the floating metal rises in temperature and thermally expands. According to the configuration described in claim 8, the floating metal closer to the center of gravity of the impeller formed of a material having a large thermal expansion coefficient is more thermally expanded than the other floating metal. Therefore, the gap between the floating metal and the rotary shaft is larger than the gap between the other floating metal and the rotary shaft. Thereby, when the rotary shaft swivels along the inner peripheral surface of the floating metal, the swing of the rotary shaft in the floating metal becomes larger than the swing of the other floating metal. Therefore, the fulcrum of the precession is positioned near the other floating metal, and the fulcrum of the precession can be moved to a position farther from the center of gravity of the impeller. That is, according to the above configuration, it is possible to suppress generation of noise due to whirl vibration by causing a pair of floating metals having different thermal expansion coefficients to function as inertia moment increasing means.

請求項９に記載の発明は、請求項１に記載のターボチャージャの軸受構造において、前記慣性モーメント増大手段は、前記歳差運動の支点と前記インペラの重心との距離が大きくなるように前記インペラの重心を移動させるものであることをその要旨とする。   According to a ninth aspect of the present invention, in the turbocharger bearing structure according to the first aspect, the inertia moment increasing means is configured to increase the distance between the precession fulcrum and the center of gravity of the impeller. The gist is to move the center of gravity.

上記構成によるように、インペラの重心を移動させることによって歳差運動の支点とインペラの重心との距離を大きくすることもでき、これによりロータリーシャフトが歳差運動によって振れ回る際の慣性モーメントを増大させ、ホワール振動に起因する騒音の発生を抑制することができるようになる。   As in the above configuration, the distance between the fulcrum of the precession and the center of gravity of the impeller can be increased by moving the center of gravity of the impeller, thereby increasing the moment of inertia when the rotary shaft swings around due to the precession. Therefore, it is possible to suppress the generation of noise due to whirl vibration.

請求項１０に記載の発明は、請求項９に記載のターボチャージャの軸受構造において、前記ロータリーシャフトの軸方向における一方の端部の回転中心から同ロータリーシャフトの回転軸に沿って延びる中空部を形成することにより前記インペラの重心を移動させることをその要旨とする。   According to a tenth aspect of the present invention, in the turbocharger bearing structure according to the ninth aspect, the hollow portion extending along the rotation axis of the rotary shaft from the rotation center of one end portion in the axial direction of the rotary shaft. The gist is to move the center of gravity of the impeller by forming.

一般にターボチャージャのインペラを軽量にするほど過給圧を上昇させる際のレスポンスを向上させることができる。そこで、上記請求項１０に記載の発明では、ロータリーシャフトの軸方向における一方の端部の回転中心からロータリーシャフトの軸方向に沿って延びる中空部を形成することにより、インペラの重心を移動させるようにしている。こうした構成によってインペラの重心を移動させることにより、ホワール振動に起因する騒音の発生を抑制するとともに、インペラ全体を軽量化することができ、過給圧上昇時のレスポンスを向上させることができる。またインペラの回転中心であるロータリーシャフトの回転軸に沿って延びる中空部を形成することにより、インペラの回転バランスを崩すことなくその重心を移動させることができる。   In general, the lighter the turbocharger impeller, the better the response when raising the boost pressure. Therefore, in the invention described in claim 10, the center of gravity of the impeller is moved by forming a hollow portion extending along the axial direction of the rotary shaft from the rotation center of one end portion in the axial direction of the rotary shaft. I have to. By moving the center of gravity of the impeller with such a configuration, it is possible to suppress the generation of noise due to the whirl vibration, reduce the weight of the entire impeller, and improve the response when the boost pressure is increased. Further, by forming a hollow portion extending along the rotation axis of the rotary shaft, which is the rotation center of the impeller, the center of gravity can be moved without breaking the rotation balance of the impeller.

（第１の実施形態）
以下、図１〜３を参照してこの発明をターボチャージャの軸受構造に具体化した第１の実施形態について説明する。図１は、本実施形態のターボチャージャの概略構成を示している。図１に示されるように、このターボチャージャは、センターハウジング１０、タービンハウジング２０及びコンプレッサハウジング３０が互いに組み付けられて一体化されている。 (First embodiment)
A first embodiment in which the present invention is embodied in a bearing structure for a turbocharger will be described below with reference to FIGS. FIG. 1 shows a schematic configuration of the turbocharger of the present embodiment. As shown in FIG. 1, the turbocharger is formed by integrating a center housing 10, a turbine housing 20, and a compressor housing 30.

センターハウジング１０には、タービンホイール４２とコンプレッサホイール４３とをロータリーシャフト４１で連結したインペラ４０が支持されている。インペラ４０は、タービンホイール４２側に配設された流体軸受５０ａとコンプレッサホイール４３側に配設された流体軸受５０ｂとによってそのロータリーシャフト４１が支持されることにより、センターハウジング１０に回動可能に支持されている。また、センターハウジング１０には潤滑油の供給通路１１が形成されており、図示しないオイルポンプによって所定の圧力の潤滑油が各流体軸受５０ａ，５０ｂに供給される。   The center housing 10 supports an impeller 40 in which a turbine wheel 42 and a compressor wheel 43 are connected by a rotary shaft 41. The impeller 40 is rotatable with respect to the center housing 10 by the rotary shaft 41 being supported by a fluid bearing 50a disposed on the turbine wheel 42 side and a fluid bearing 50b disposed on the compressor wheel 43 side. It is supported. Further, a lubricating oil supply passage 11 is formed in the center housing 10, and lubricating oil having a predetermined pressure is supplied to the fluid bearings 50a and 50b by an oil pump (not shown).

ロータリーシャフト４１の図１における左側端部に固定されたタービンホイール４２には、ロータリーシャフト４１の軸線Ｌを中心にして放射状に延びる複数のブレード４２ａが設けられている。一方、ロータリーシャフト４１の図１における右側端部に固定されたコンプレッサホイール４３には、ロータリーシャフト４１の軸線Ｌを中心にして放射状に延びる複数のブレード４３ａが設けられている。   A turbine wheel 42 fixed to the left end of the rotary shaft 41 in FIG. 1 is provided with a plurality of blades 42 a extending radially about the axis L of the rotary shaft 41. On the other hand, the compressor wheel 43 fixed to the right end of the rotary shaft 41 in FIG. 1 is provided with a plurality of blades 43 a extending radially about the axis L of the rotary shaft 41.

尚、インペラ４０にあっては、高温の排気に直接晒されるタービンホイール４２の強度を確保するとともに、インペラ４０全体の重量を小さくするため、タービンホイール４２を耐熱性の高い合金等の材料によって形成することにより補強する一方で、コンプレッサホイール４３をアルミニウム等の軽量な材料によって形成することにより軽量化している。そのため、図１に示されるようにインペラ４０の重心Ｇはタービンホイール４２側に偏在している。   In the impeller 40, the turbine wheel 42 is formed of a material such as an alloy having high heat resistance in order to secure the strength of the turbine wheel 42 that is directly exposed to high-temperature exhaust gas and to reduce the weight of the impeller 40 as a whole. On the other hand, the compressor wheel 43 is made of a lightweight material such as aluminum while being reinforced. Therefore, as shown in FIG. 1, the center of gravity G of the impeller 40 is unevenly distributed on the turbine wheel 42 side.

センターハウジング１０の図１における左側端部に組み付けられたタービンハウジング２０には、タービンホイール４２の外周を囲むように延びるスクロール通路２１と、ロータリーシャフト４１の軸線Ｌ方向に延びる排出ポート２２とが形成されている。このスクロール通路２１は図示しない内燃機関の排気通路と連通されており、同内燃機関の燃焼室からの排気がこの排気通路を介してスクロール通路２１に送り込まれる。   In the turbine housing 20 assembled to the left end of the center housing 10 in FIG. 1, a scroll passage 21 extending so as to surround the outer periphery of the turbine wheel 42 and a discharge port 22 extending in the direction of the axis L of the rotary shaft 41 are formed. Has been. The scroll passage 21 communicates with an exhaust passage of an internal combustion engine (not shown), and exhaust gas from the combustion chamber of the internal combustion engine is sent to the scroll passage 21 through the exhaust passage.

また、タービンハウジング２０内には、タービンホイール４２の外周を囲むように、タービンホイール４２の周方向に沿って延びスクロール通路２１と連通する導入通路２３が形成されている。スクロール通路２１の排気は、この導入通路２３を通じてタービンホイール４２に向けて吹き付けられる。これにより、タービンホイール４２が軸線Ｌを中心に回転するようになる。その後、排気は排出ポート２２に排出されて、排気通路に戻される。   Further, an introduction passage 23 that extends along the circumferential direction of the turbine wheel 42 and communicates with the scroll passage 21 is formed in the turbine housing 20 so as to surround the outer periphery of the turbine wheel 42. The exhaust from the scroll passage 21 is blown toward the turbine wheel 42 through the introduction passage 23. As a result, the turbine wheel 42 rotates about the axis L. Thereafter, the exhaust is discharged to the discharge port 22 and returned to the exhaust passage.

一方、センターハウジング１０の図１における右側端部に組み付けられたコンプレッサハウジング３０には、ロータリーシャフト４１の軸線Ｌ方向に延びる吸入ポート３１と、コンプレッサホイール４３の外周を囲むように延びて図示しない内燃機関の吸気通路と連通するコンプレッサ通路３２とが形成されている。更に、コンプレッサハウジング３０には、吸入ポート３１を介してコンプレッサハウジング３０内に導入された空気をコンプレッサ通路３２へ送り出すための送出通路３３が設けられている。これにより、排気が吹き付けられることによりタービンホイール４２が回転すると、このタービンホイール４２とロータリーシャフト４１を介して連結されたコンプレッサホイール４３が軸線Ｌを中心に回転し、空気が吸入ポート３１、送出通路３３及びコンプレッサ通路３２を介して内燃機関の吸気通路へ強制的に送り出されるようになる。   On the other hand, the compressor housing 30 assembled to the right end of the center housing 10 in FIG. 1 has an intake port 31 extending in the direction of the axis L of the rotary shaft 41 and an internal combustion engine (not shown) extending so as to surround the outer periphery of the compressor wheel 43. A compressor passage 32 communicating with the intake passage of the engine is formed. Further, the compressor housing 30 is provided with a delivery passage 33 for sending out the air introduced into the compressor housing 30 through the suction port 31 to the compressor passage 32. Thus, when the turbine wheel 42 is rotated by blowing exhaust gas, the compressor wheel 43 connected to the turbine wheel 42 via the rotary shaft 41 rotates about the axis L, and the air is supplied to the suction port 31 and the delivery passage. It is forcibly sent to the intake passage of the internal combustion engine through the compressor passage 33 and the compressor passage 32.

こうしたターボチャージャにおいて、タービンホイール４２とコンプレッサホイール４３とを連結しているロータリーシャフト４１は非常に高速で回転する。本実施形態におけるターボチャージャにあっては、このロータリーシャフト４１のジャーナル部分の焼付きを抑制すべく、潤滑油による流体層が形成される流体軸受５０ａ，５０ｂによってロータリーシャフト４１を支持するようにしている。   In such a turbocharger, the rotary shaft 41 connecting the turbine wheel 42 and the compressor wheel 43 rotates at a very high speed. In the turbocharger according to the present embodiment, the rotary shaft 41 is supported by the fluid bearings 50a and 50b in which fluid layers are formed by lubricating oil in order to suppress seizure of the journal portion of the rotary shaft 41. Yes.

次に図２を参照して、この軸受構造について更に詳しく説明する。尚、図２は図１において二点鎖線で囲まれた部分Ｘを拡大して示している。
図２に示されるように、流体軸受５０ａはセンターハウジング１０におけるタービンホイール４２側に形成された支持部１２ａに、流体軸受５０ｂはコンプレッサホイール４３側に形成された支持部１２ｂにそれぞれ設けられている。各支持部１２ａ，１２ｂには、断面円形状の支持孔１３ａ，１３ｂがそれぞれ形成されており、支持孔１３ａには円筒状のフローティングメタル５１ａが、支持孔１３ｂには円筒状のフローティングメタル５１ｂがそれぞれ内挿されている。また、これら支持孔１３ａ，１３ｂには、図２に示されるようにフローティングメタル５１ａ，５１ｂに挿通された状態でロータリーシャフト４１が内挿されている。そして、流体軸受５０ａのフローティングメタル５１ａは一対のスナップリング５３によって、流体軸受５０ｂのフローティングメタル５１ｂはスナップリング５３とスラストベアリング５４とによって、その軸方向の移動がそれぞれ規制されている。 Next, the bearing structure will be described in more detail with reference to FIG. 2 is an enlarged view of a portion X surrounded by a two-dot chain line in FIG.
As shown in FIG. 2, the fluid bearing 50a is provided on the support portion 12a formed on the turbine wheel 42 side of the center housing 10, and the fluid bearing 50b is provided on the support portion 12b formed on the compressor wheel 43 side. . The support portions 12a and 12b are respectively formed with support holes 13a and 13b having a circular cross section. The support hole 13a has a cylindrical floating metal 51a, and the support hole 13b has a cylindrical floating metal 51b. Each is interpolated. Further, as shown in FIG. 2, a rotary shaft 41 is inserted into the support holes 13a and 13b while being inserted through the floating metals 51a and 51b. The floating metal 51a of the fluid bearing 50a is restricted in movement in the axial direction by a pair of snap rings 53, and the floating metal 51b of the fluid bearing 50b is restricted by the snap ring 53 and thrust bearing 54.

フローティングメタル５１ａ，５１ｂはこのようにセンターハウジング１０内に配設された状態において、図２に示されるようにタービンホイール４２側ほどその内径が次第に大きくなるように内周面５２ａ，５２ｂがテーパ状に形成されている。また、これら内周面５２ａ，５２ｂは、図２に二点破線で示されるように同一の円錐面上に位置するように形成されており、その傾斜角度θ、即ち図２における水平方向に対する傾斜角度θがロータリーシャフト４１の傾き得る最大傾斜角度θｍａｘよりも小さく設定されている。   When the floating metals 51a and 51b are arranged in the center housing 10 as described above, the inner peripheral surfaces 52a and 52b are tapered so that the inner diameter gradually increases toward the turbine wheel 42 as shown in FIG. Is formed. Further, these inner peripheral surfaces 52a and 52b are formed so as to be located on the same conical surface as shown by a two-dot broken line in FIG. 2, and the inclination angle θ, that is, the inclination with respect to the horizontal direction in FIG. The angle θ is set to be smaller than the maximum inclination angle θmax with which the rotary shaft 41 can be inclined.

尚、ロータリーシャフト４１の最大傾斜角度θｍａｘは、ロータリーシャフト４１が図２の水平方向に対して最も大きく傾くとき、具体的には、ロータリーシャフト４１がフローティングメタル５１ａにおける点Ｙ及びフローティングメタル５１ｂにおける点Ｚに接触するまで傾くときの傾斜角度であり、その角度はフローティングメタル５１ａ，５１ｂの内径及びロータリーシャフト４１の形状等に基づいて推定することができる。   Note that the maximum inclination angle θmax of the rotary shaft 41 is, specifically, when the rotary shaft 41 is inclined most greatly with respect to the horizontal direction in FIG. 2, specifically, the point Y on the floating metal 51a and the point on the floating metal 51b. The tilt angle when tilted until it contacts Z, and the angle can be estimated based on the inner diameters of the floating metals 51a and 51b, the shape of the rotary shaft 41, and the like.

図２に示されるようにセンターハウジング１０に形成された供給通路１１は、各支持孔１３ａ，１３ｂに潤滑油を吐出する吐出通路１１ａ，１１ｂを含んで構成されている。また、各フローティングメタル５１ａ，５１ｂには、その内周面５２ａ，５２ｂ側から放射状に延びて外周に連通する貫通孔５５が複数（本実施形態では６つ）形成されている。上述したように供給通路１１を通じて供給される潤滑油は、吐出通路１１ａ，１１ｂを通じて支持孔１３ａ，１３ｂ内に吐出され、この貫通孔５５を通じて内周面５２ａ，５２ｂ側に導入される。これにより、支持孔１３ａ，１３ｂの内周面とフローティングメタル５１ａ，５１ｂの外周面との間、及びフローティングメタル５１ａ，５１ｂの内周面５２ａ，５２ｂとロータリーシャフト４１との間には潤滑油による流体層がそれぞれ形成される。   As shown in FIG. 2, the supply passage 11 formed in the center housing 10 includes discharge passages 11a and 11b for discharging lubricating oil to the support holes 13a and 13b. Each of the floating metals 51a and 51b is formed with a plurality of (six in this embodiment) through-holes 55 extending radially from the inner peripheral surfaces 52a and 52b and communicating with the outer periphery. As described above, the lubricating oil supplied through the supply passage 11 is discharged into the support holes 13a and 13b through the discharge passages 11a and 11b, and is introduced to the inner peripheral surfaces 52a and 52b through the through holes 55. As a result, lubricating oil is used between the inner peripheral surfaces of the support holes 13a and 13b and the outer peripheral surfaces of the floating metals 51a and 51b and between the inner peripheral surfaces 52a and 52b of the floating metals 51a and 51b and the rotary shaft 41. Each fluid layer is formed.

上述したようにタービンホイール４２に排気が吹き付けられるとロータリーシャフト４１がタービンホイール４２とともに回転する。ロータリーシャフト４１の回転力は、フローティングメタル５１ａ，５１ｂの内周面５２ａ，５２ｂとロータリーシャフト４１との間に形成された流体層を介してフローティングメタル５１ａ，５１ｂに伝達され、フローティングメタル５１ａ，５１ｂはロータリーシャフト４１の軸線Ｌを中心に回転するようになる。その結果、ロータリーシャフト４１の回転抵抗を大幅に低減することができるとともに、フローティングメタル５１ａ，５１ｂの内周面５２ａ，５２ｂと外周面の両側において潤滑油による冷却が行われるようになるため、軸受部分の焼付きを効果的に抑制することができる。   As described above, when exhaust is blown onto the turbine wheel 42, the rotary shaft 41 rotates together with the turbine wheel 42. The rotational force of the rotary shaft 41 is transmitted to the floating metals 51a and 51b through a fluid layer formed between the inner peripheral surfaces 52a and 52b of the floating metals 51a and 51b and the rotary shaft 41, and the floating metals 51a and 51b. Rotates about the axis L of the rotary shaft 41. As a result, the rotational resistance of the rotary shaft 41 can be greatly reduced, and cooling by the lubricating oil is performed on both the inner peripheral surfaces 52a and 52b of the floating metals 51a and 51b and the outer peripheral surfaces. The seizure of the portion can be effectively suppressed.

ところが、ロータリーシャフト４１の回転速度の上昇に伴ってロータリーシャフト４１とフローティングメタル５１ａ，５１ｂの内周面５２ａ，５２ｂとの間に形成された流体層には旋回流が発生するようになる。そして、この旋回流の影響によってロータリーシャフト４１はフローティングメタル５１ａ，５１ｂの内周面５２ａ，５２ｂに沿って旋回運動するようになり、その結果、ロータリーシャフト４１がセンターハウジング１０内で歳差運動するようになる。   However, as the rotational speed of the rotary shaft 41 increases, a swirling flow is generated in the fluid layer formed between the rotary shaft 41 and the inner peripheral surfaces 52a and 52b of the floating metals 51a and 51b. Due to the influence of the swirling flow, the rotary shaft 41 revolves along the inner peripheral surfaces 52a and 52b of the floating metals 51a and 51b. As a result, the rotary shaft 41 precesses in the center housing 10. It becomes like this.

次に、図３を参照してこのロータリーシャフト４１の歳差運動について説明する。尚、図３（ａ）は本実施形態の軸受構造におけるロータリーシャフト４１の歳差運動の態様を示す模式図であり、図（ｂ）は一般の軸受構造におけるロータリーシャフト４１の歳差運動の態様を示す模式図である。尚、説明の便宜上、これら図３（ａ），（ｂ）にあっては、フローティングメタル５１ａ，５１ｂの内周面５２ａ，５２ｂとロータリーシャフト４１との間隔や、ロータリーシャフト４１の傾き等を誇張して示している。   Next, the precession movement of the rotary shaft 41 will be described with reference to FIG. FIG. 3A is a schematic diagram showing a precession mode of the rotary shaft 41 in the bearing structure of the present embodiment, and FIG. 3B is a precession mode of the rotary shaft 41 in a general bearing structure. It is a schematic diagram which shows. 3A and 3B, the distance between the inner peripheral surfaces 52a and 52b of the floating metals 51a and 51b and the rotary shaft 41, the inclination of the rotary shaft 41, and the like are exaggerated. As shown.

図３（ｂ）に示されるように一般の軸受構造にあっては、タービンホイール４２側、コンプレッサホイール４３側の各フローティングメタル５１は同じ諸元のものが使用されている。また、各フローティングメタル５１の内周面５２にはテーパ面が形成されておらず、その内径は一定である。そのため、ロータリーシャフト４１の回転速度の上昇に伴ってロータリーシャフト４１とフローティングメタル５１の内周面５２との間に形成された流体層に旋回流が発生し、ロータリーシャフト４１が各フローティングメタル５１の内周面５２に沿って旋回運動するようになった場合には、ロータリーシャフト４１が図３（ｂ）に示されるように各フローティングメタル５１の中間を支点Ｐｘとする歳差運動をするようになる。   As shown in FIG. 3B, in the general bearing structure, the floating metal 51 on the turbine wheel 42 side and the compressor wheel 43 side has the same specifications. Moreover, the inner peripheral surface 52 of each floating metal 51 is not formed with a tapered surface, and the inner diameter thereof is constant. Therefore, as the rotational speed of the rotary shaft 41 increases, a swirling flow is generated in the fluid layer formed between the rotary shaft 41 and the inner peripheral surface 52 of the floating metal 51. When the rotary shaft 41 starts to turn along the inner peripheral surface 52, the rotary shaft 41 performs a precession with the middle of each floating metal 51 as a fulcrum Px as shown in FIG. 3B. Become.

一方で、図３（ａ）に示されるように本実施形態の軸受構造にあっては、上述したようにフローティングメタル５１ａ，５１ｂの内周面５２ａ，５２ｂがタービンホイール４２側ほどその内径が次第に大きくなるテーパ面によって形成されている。そのため、ロータリーシャフト４１が各フローティングメタル５１ａ，５１ｂの内周面５２ａ，５２ｂに沿って旋回運動するようになった場合には、内周面５２ａ，５２ｂとロータリーシャフト４１とが近接した部分における流体層の厚さが一定になるようにロータリーシャフト４１の傾きが案内されるようになる。これにより、歳差運動においてロータリーシャフト４１と内周面５２ａ，５２ｂとが平行になるようにロータリーシャフト４１が傾き、図３（ａ）に示されるようにロータリーシャフト４１の歳差運動の支点Ｐは一般の軸受構造における歳差運動の支点Ｐｘよりもコンプレッサホイール４３側に位置するようになる。即ち本実施形態の軸受構造にあっては、歳差運動の支点Ｐとインペラ４０の重心Ｇとの距離Ｄが一般の軸受構造における歳差運動の支点Ｐｘと重心Ｇとの距離Ｄｘよりも更に大きくなる。   On the other hand, as shown in FIG. 3A, in the bearing structure of the present embodiment, as described above, the inner peripheral surfaces 52a and 52b of the floating metals 51a and 51b gradually become closer to the turbine wheel 42 side. It is formed by a tapered surface that becomes larger. Therefore, when the rotary shaft 41 comes to swivel along the inner peripheral surfaces 52a and 52b of the floating metals 51a and 51b, the fluid in the portion where the inner peripheral surfaces 52a and 52b and the rotary shaft 41 are close to each other. The inclination of the rotary shaft 41 is guided so that the layer thickness is constant. Thereby, in the precession, the rotary shaft 41 is inclined so that the rotary shaft 41 and the inner peripheral surfaces 52a and 52b are parallel to each other, and the fulcrum P of the precession of the rotary shaft 41 as shown in FIG. Is located closer to the compressor wheel 43 than the fulcrum Px of the precession in a general bearing structure. That is, in the bearing structure of this embodiment, the distance D between the precession fulcrum P and the center of gravity G of the impeller 40 is further greater than the distance Dx between the precession fulcrum Px and the center of gravity G in the general bearing structure. growing.

以上説明した第１の実施形態によれば、以下の効果が得られるようになる。
（１）上記第１の実施形態では、フローティングメタル５１ａ，５１ｂの内周面５２ａ，５２ｂをテーパ状に形成し、このテーパ面によって歳差運動におけるロータリーシャフト４１の傾きを案内することにより、歳差運動の支点Ｐとインペラ４０の重心Ｇとの距離Ｄが大きくなるようにこの支点Ｐの位置を移動させている。こうして流体層の旋回流の影響によって発生するインペラ４０の歳差運動の支点Ｐとタービンホイール４２及びコンプレッサホイール４３を含むインペラ４０全体の重心Ｇとの距離Ｄを大きくすることにより、ロータリーシャフト４１が歳差運動によって振れ回る際の慣性モーメントを大きくすることができる。これにより、歳差運動を生じさせるために必要なエネルギが大きくなり、歳差運動の発生が抑制されるようになる。その結果、ホワール振動に起因する騒音の発生を抑制することができるようになる。 According to the first embodiment described above, the following effects can be obtained.
(1) In the first embodiment, the inner peripheral surfaces 52a and 52b of the floating metals 51a and 51b are formed in a tapered shape, and the inclination of the rotary shaft 41 in the precession motion is guided by this tapered surface. The position of the fulcrum P is moved so that the distance D between the fulcrum P of the differential motion and the center of gravity G of the impeller 40 is increased. Thus, by increasing the distance D between the fulcrum P of the precession motion of the impeller 40 generated due to the swirling flow of the fluid layer and the center of gravity G of the impeller 40 including the turbine wheel 42 and the compressor wheel 43, the rotary shaft 41 is The moment of inertia when swinging around due to precession can be increased. As a result, the energy required for causing precession increases, and the occurrence of precession is suppressed. As a result, generation of noise due to whirl vibration can be suppressed.

（２）インペラ４０の重心Ｇに近いタービンホイール４２に近づくほどフローティングメタル５１ａ，５１ｂの内径が次第に大きくなるようにその内周面５２ａ，５２ｂを傾斜させるようにしているため、この内周面５２ａ，５２ｂによって案内される歳差運動の支点Ｐは、インペラ４０の重心Ｇから遠いコンプレッサホイール４３側に位置するようになる。そのため、ロータリーシャフト４１が歳差運動によって振れ回る際の慣性モーメントをより大きくすることができ、ホワール振動に起因する騒音の発生をより好適に抑制することができるようになる。   (2) Since the inner peripheral surfaces 52a and 52b are inclined so that the inner diameters of the floating metals 51a and 51b gradually increase toward the turbine wheel 42 close to the center of gravity G of the impeller 40, the inner peripheral surface 52a. , 52b, the fulcrum P of the precession motion is located on the compressor wheel 43 side far from the center of gravity G of the impeller 40. Therefore, the moment of inertia when the rotary shaft 41 swings around due to precession can be increased, and the generation of noise due to whirl vibration can be more suitably suppressed.

（３）各フローティングメタル５１ａ，５１ｂの内周面５２ａ，５２ｂの傾斜角度θを等しく設定するとともに、それらが同一の円錐面上に位置するように形成しているため、それら内周面５２ａ，５２ｂが協働して歳差運動におけるロータリーシャフト４１の傾きを案内するようになる。そのため、より確実に歳差運動の支点Ｐをインペラ４０の重心Ｇから遠いコンプレッサホイール４３側に移動させることができる。   (3) Since the inclination angles θ of the inner peripheral surfaces 52a and 52b of the floating metals 51a and 51b are set to be equal and are formed so as to be positioned on the same conical surface, the inner peripheral surfaces 52a and 52b 52b cooperates and guides the inclination of the rotary shaft 41 in the precession. Therefore, the precession fulcrum P can be moved to the compressor wheel 43 side far from the center of gravity G of the impeller 40 more reliably.

（４）歳差運動によるインペラ４０の重心移動量が小さいほど、換言すれば、歳差運動におけるロータリーシャフト４１の傾斜角度が小さいほど、ホワール振動の振動エネルギが小さくなり、それに伴う騒音も小さくなる。また、上記第１の実施形態によるように、フローティングメタル５１ａ，５１ｂの内周面５２ａ，５２ｂによってインペラ４０の歳差運動におけるロータリーシャフト４１の傾きを案内する場合には、歳差運動におけるロータリーシャフト４１の傾きが内周面５２ａ，５２ｂの傾斜によって制限されるようになる。上記第１の実施形態では、内周面５２ａ，５２ｂの傾斜角度θをロータリーシャフト４１の最大傾斜角度θｍａｘよりも小さく設定するようにしているため、歳差運動におけるロータリーシャフト４１の傾斜角度をより小さくすることができ、ホワール振動に伴う騒音をより好適に抑制することができるようになる。   (4) The smaller the amount of movement of the center of gravity of the impeller 40 due to the precession, in other words, the smaller the inclination angle of the rotary shaft 41 in the precession, the smaller the vibration energy of the whirl vibration and the accompanying noise. . Further, as in the first embodiment, when the inclination of the rotary shaft 41 in the precession movement of the impeller 40 is guided by the inner peripheral surfaces 52a and 52b of the floating metals 51a and 51b, the rotary shaft in the precession movement 41 is limited by the inclination of the inner peripheral surfaces 52a and 52b. In the first embodiment, the inclination angle θ of the inner peripheral surfaces 52a and 52b is set to be smaller than the maximum inclination angle θmax of the rotary shaft 41. Therefore, the inclination angle of the rotary shaft 41 in the precession exercise is further increased. It is possible to reduce the noise, and the noise accompanying the whirl vibration can be more suitably suppressed.

尚、フローティングメタル５１ａ，５１ｂの傾斜角度θを小さくするほどホワール振動の振動エネルギを小さくすることができるが、それに伴ってロータリーシャフト４１が歳差運動によって振れ回る際の慣性モーメントも小さくなり、ホワール振動自体を抑制する効果が低減してしまう。そこで内周面５２ａ，５２ｂの傾斜角度θは、歳差運動の支点Ｐとインペラ４０の重心Ｇとの距離Ｄの大きさとの兼ね合いを考慮して、ホワール振動に起因する騒音の発生を好適に抑制できる大きさに設定することが望ましい。   As the tilt angle θ of the floating metals 51a and 51b is reduced, the vibration energy of the whirl vibration can be reduced. In accordance with this, the moment of inertia when the rotary shaft 41 swings around due to precession is also reduced. The effect of suppressing vibration itself is reduced. Therefore, the inclination angle θ of the inner peripheral surfaces 52a and 52b preferably generates noise due to the whirl vibration in consideration of the balance between the distance D between the precession fulcrum P and the center of gravity G of the impeller 40. It is desirable to set it to a size that can be suppressed.

尚、上記第１の実施形態は、これを適宜変更した以下の形態にて実施することもできる。
・上記第１の実施形態では、フローティングメタル５１ａ，５１ｂの傾斜角度θをロータリーシャフト４１の最大傾斜角度θｍａｘよりも小さく設定する構成を示したが、内周面５２ａ，５２ｂの傾斜角度θは、必ずしもロータリーシャフト４１の最大傾斜角度θｍａｘよりも小さくなくてもよい。即ち、傾斜角度θをロータリーシャフト４１の最大傾斜角度θｍａｘよりも大きく設定した場合であっても、ロータリーシャフト４１が歳差運動によって振れ回る際の慣性モーメントを大きくすることにより、ホワール振動に起因する騒音の発生を抑制することができればよい。 The first embodiment can also be implemented in the following forms that are appropriately modified.
In the first embodiment, the configuration in which the inclination angle θ of the floating metals 51a and 51b is set to be smaller than the maximum inclination angle θmax of the rotary shaft 41 is shown. However, the inclination angle θ of the inner peripheral surfaces 52a and 52b is It does not necessarily have to be smaller than the maximum inclination angle θmax of the rotary shaft 41. That is, even when the inclination angle θ is set to be larger than the maximum inclination angle θmax of the rotary shaft 41, the moment of inertia when the rotary shaft 41 swings around due to precession is increased, resulting in the whirl vibration. It suffices if noise generation can be suppressed.

・一対の流体軸受５０ａ，５０ｂによってロータリーシャフト４１を支持する軸受構造を例示したが、この発明はこうした構成に限定されるものではない。例えば、一つの流体軸受によってロータリーシャフト４１を支持する軸受構造であってもこの発明を適用することができる。具体的には図４に示されるようにフローティングメタル１５１の内周面１５２をタービンホイール４２側ほどその内径が次第に大きくなるテーパ状に形成することにより、歳差運動の支点Ｐとインペラ４０の重心Ｇとの距離Ｄを大きくし、ホワール振動に起因する騒音の発生を抑制することができる。   -Although the bearing structure which supports the rotary shaft 41 by a pair of fluid bearing 50a, 50b was illustrated, this invention is not limited to such a structure. For example, the present invention can be applied to a bearing structure in which the rotary shaft 41 is supported by a single fluid bearing. Specifically, as shown in FIG. 4, the inner peripheral surface 152 of the floating metal 151 is formed in a taper shape in which the inner diameter gradually increases toward the turbine wheel 42 side, so that the precession fulcrum P and the center of gravity of the impeller 40 are obtained. The distance D with G can be increased, and the generation of noise due to whirl vibration can be suppressed.

・また、フローティングメタルを介さずに支持孔にロータリーシャフトを挿通させ、支持孔とロータリーシャフトとの間に形成される流体層を介してロータリーシャフトを支持する軸受構造にあってもこの発明を適用することができる。具体的には、図５に示されるようにセンターハウジング１０の支持孔１１３の内周面をタービンホイール４２側に近づくほどその内径が次第に大きくなるようにテーパ状に形成することにより、歳差運動の支点Ｐとインペラ４０の重心Ｇとの距離Ｄを大きくすることができる。   -The present invention is also applied to a bearing structure in which a rotary shaft is inserted into a support hole without using a floating metal and the rotary shaft is supported through a fluid layer formed between the support hole and the rotary shaft. can do. Specifically, as shown in FIG. 5, the inner peripheral surface of the support hole 113 of the center housing 10 is tapered so that the inner diameter gradually increases as it approaches the turbine wheel 42 side. The distance D between the fulcrum P and the center of gravity G of the impeller 40 can be increased.

・上記実施形態ではタービンホイール４２側に近づくほどその内径が次第に大きくなるようにフローティングメタル又は支持孔の内周面を傾斜させる構成を示した。これに対して、これらの内周面の傾斜によって歳差運動におけるロータリーシャフト４１の傾きを案内し、インペラ４０の重心Ｇと歳差運動の支点Ｐとの距離Ｄを大きくすることのできるものであれば、内周面の傾斜方向や傾斜角度は適宜変更して採用することができる。例えば、図６（ａ）に示されるように、タービンホイール４２側のフローティングメタル２５１ａにあってはその内周面２５２ａをタービンホイール４２側に近づくほどその内径が次第に大きくなるテーパ状に形成する一方、コンプレッサホイール４３側のフローティングメタル２５１ｂにあってはその内周面２５２ｂをコンプレッサホイール４３側に近づくほどその内径が次第に大きくなるテーパ状に形成する構成を採用することもできる。こうした構成を採用した場合であっても、これら内周面２５２ａ，２５２ｂの傾斜角度を調整することにより、図６（ａ）に示されるようにロータリーシャフト４１が歳差運動する際の支点Ｐとインペラ４０の重心Ｇとの距離Ｄを図６（ｂ）に示される一般の軸受構造における歳差運動の支点Ｐｘとインペラ４０の重心Ｇとの距離Ｄｘよりも大きくすることができ、ホワール振動に起因する騒音の発生を抑制することができる。   In the above-described embodiment, the configuration in which the inner peripheral surface of the floating metal or the support hole is inclined so that the inner diameter gradually increases as it approaches the turbine wheel 42 side. On the other hand, the inclination of the rotary shaft 41 in the precession is guided by the inclination of the inner peripheral surface, and the distance D between the center of gravity G of the impeller 40 and the fulcrum P of the precession can be increased. If so, the inclination direction and the inclination angle of the inner peripheral surface can be appropriately changed and employed. For example, as shown in FIG. 6A, in the case of the floating metal 251a on the turbine wheel 42 side, the inner peripheral surface 252a is formed in a tapered shape whose inner diameter gradually increases as it approaches the turbine wheel 42 side. In the floating metal 251b on the compressor wheel 43 side, it is also possible to adopt a configuration in which the inner peripheral surface 252b is formed in a tapered shape whose inner diameter gradually increases as it approaches the compressor wheel 43 side. Even when such a configuration is adopted, by adjusting the inclination angles of the inner peripheral surfaces 252a and 252b, the fulcrum P when the rotary shaft 41 precesses as shown in FIG. The distance D between the impeller 40 and the center of gravity G can be made larger than the distance Dx between the precession fulcrum Px and the center of gravity G of the impeller 40 in the general bearing structure shown in FIG. It is possible to suppress the occurrence of noise.

・また、複数のフローティングメタルのうちいくつかのフローティングメタルにのみテーパ面を形成する構成や、フローティングメタルの内周面の一部、又はセンターハウジングの支持孔の内周面の一部をテーパ状にする構成を採用した場合であってもその傾斜角度を適宜調節することにより歳差運動の支点Ｐとインペラ４０の重心Ｇとの距離Ｄを一般の軸受構造における距離Ｄｘよりも大きくすることができる。
（第２の実施形態）
以下、図７及び図８を参照して第２の実施形態について説明する。本実施形態は第１の実施形態とフローティングメタルの構成が異なるものであるため、同様の部材については同一の符号を付すのみとしてその説明を割愛し、両者の相違点を中心に説明する。尚、図７は、本実施形態にかかる軸受構造における流体軸受５０ａ，５０ｂ近傍を拡大して示す断面図である。 -In addition, a configuration in which a tapered surface is formed only on some floating metals among a plurality of floating metals, a part of the inner peripheral surface of the floating metal, or a part of the inner peripheral surface of the support hole of the center housing is tapered. Even when the configuration is adopted, the distance D between the fulcrum P of the precession and the center of gravity G of the impeller 40 can be made larger than the distance Dx in the general bearing structure by appropriately adjusting the inclination angle. it can.
(Second Embodiment)
Hereinafter, the second embodiment will be described with reference to FIGS. 7 and 8. Since the present embodiment is different from the first embodiment in the configuration of the floating metal, the description of the same members will be omitted only by assigning the same reference numerals, and the differences will be mainly described. FIG. 7 is an enlarged cross-sectional view showing the vicinity of the fluid bearings 50a and 50b in the bearing structure according to the present embodiment.

本実施形態の軸受構造にあっては、一対の流体軸受５０ａ，５０ｂのうち、インペラ４０の重心Ｇに近いタービンホイール４２側の流体軸受５０ａにおけるフローティングメタル３５１ａをコンプレッサホイール４３側の流体軸受５０ｂにおけるフローティングメタル３５１ｂよりも熱膨張係数の大きな材料によって形成するようにしている。   In the bearing structure of the present embodiment, of the pair of fluid bearings 50a and 50b, the floating metal 351a in the fluid bearing 50a on the turbine wheel 42 side near the center of gravity G of the impeller 40 is replaced with the fluid bearing 50b on the compressor wheel 43 side. It is made of a material having a larger thermal expansion coefficient than that of the floating metal 351b.

具体的には、図７に示されるように鋼で形成したフローティングメタル３５１ｂをコンプレッサホイール４３側の支持孔１３ｂ内に配設する一方、この鋼よりも熱膨張係数の大きな真鍮によって形成したフローティングメタル３５１ａをタービンホイール４２側の支持孔１３ａ内に配設するようにしている。尚、図７に示されるように本実施形態にあってはフローティングメタル３５１ａ，３５１ｂの形状は互いに同一である。   Specifically, as shown in FIG. 7, a floating metal 351b made of steel is disposed in the support hole 13b on the compressor wheel 43 side, while a floating metal made of brass having a larger thermal expansion coefficient than this steel. 351a is arranged in the support hole 13a on the turbine wheel 42 side. As shown in FIG. 7, in this embodiment, the floating metals 351a and 351b have the same shape.

次に、図８を参照して本実施形態の軸受構造の作用について説明する。尚、図８は本実施形態の軸受構造におけるロータリーシャフト４１の歳差運動の態様を示す模式図である。尚、説明の便宜上、図８にあっては、フローティングメタル３５１ａ，３５１ｂの内周面３５２ａ，３５２ｂとロータリーシャフト４１との間隔や、ロータリーシャフト４１の傾き等を誇張して示している。   Next, the operation of the bearing structure of this embodiment will be described with reference to FIG. FIG. 8 is a schematic view showing a precession mode of the rotary shaft 41 in the bearing structure of the present embodiment. For convenience of explanation, FIG. 8 exaggerates the interval between the inner peripheral surfaces 352a and 352b of the floating metals 351a and 351b and the rotary shaft 41, the inclination of the rotary shaft 41, and the like.

図８に示されるように、フローティングメタル３５１ａ，３５１ｂは、ロータリーシャフト４１の回転に伴う潤滑油の温度上昇に伴って、その温度が上昇し熱膨張するようになる。このとき、インペラ４０の重心Ｇに近いタービンホイール４２側のフローティングメタル３５１ａは、鋼よりも熱膨張係数の大きな真鍮で形成されているため、鋼で形成されたフローティングメタル３５１ｂよりも大きく熱膨張するようになる。そのため、フローティングメタル３５１ａの内径ｄ１は、コンプレッサホイール４３側のフローティングメタル３５１ｂの内径ｄ２よりも大きくなり、フローティングメタル３５１ａとロータリーシャフト４１との間の隙間は、フローティングメタル３５１ｂとロータリーシャフト４１との隙間よりも大きくなる。これにより、ロータリーシャフト４１がフローティングメタル３５１ａ、３５１ｂの内周面３５２ａ，３５２ｂに沿って旋回運動するようになった際には、フローティングメタル３５１ａ内におけるロータリーシャフト４１の振れ回りがフローティングメタル３５１ｂ内における振れ回りよりも大きくなる。従って、ロータリーシャフト４１の歳差運動の支点Ｐがフローティングメタル３５１ｂの近くに位置するようになり、歳差運動の支点Ｐが一般の軸受構造と比較してインペラ４０の重心Ｇからより遠い位置に移動するようになる。   As shown in FIG. 8, the floating metals 351 a and 351 b increase in temperature and thermally expand as the temperature of the lubricating oil increases as the rotary shaft 41 rotates. At this time, the floating metal 351a on the turbine wheel 42 side close to the center of gravity G of the impeller 40 is made of brass having a larger thermal expansion coefficient than steel, and thus is larger in thermal expansion than the floating metal 351b made of steel. It becomes like this. Therefore, the inner diameter d1 of the floating metal 351a is larger than the inner diameter d2 of the floating metal 351b on the compressor wheel 43 side, and the gap between the floating metal 351a and the rotary shaft 41 is the gap between the floating metal 351b and the rotary shaft 41. Bigger than. As a result, when the rotary shaft 41 swings along the inner peripheral surfaces 352a and 352b of the floating metals 351a and 351b, the swing of the rotary shaft 41 in the floating metal 351a is caused in the floating metal 351b. It becomes larger than the swing. Accordingly, the precession fulcrum P of the rotary shaft 41 is positioned near the floating metal 351b, and the precession fulcrum P is located farther from the center of gravity G of the impeller 40 than the general bearing structure. To move.

以上説明した第２の実施形態によれば、以下の効果が得られるようになる。
（１）上記第２の実施形態によれば、熱膨張係数の異なるフローティングメタル３５１ａ，３５１ｂをロータリーシャフト４１の歳差運動における支点Ｐとインペラ４０の重心Ｇとの距離Ｄをより大きくする慣性モーメント増大手段として機能させることにより、ホワール振動に起因する騒音の発生を抑制することができるようになる。 According to the second embodiment described above, the following effects can be obtained.
(1) According to the second embodiment, the moment of inertia that increases the distance D between the fulcrum P and the center of gravity G of the impeller 40 in the precession of the rotary shaft 41 for the floating metals 351a and 351b having different thermal expansion coefficients. By functioning as an increasing means, it is possible to suppress the generation of noise due to whirl vibration.

尚、上記第２の実施形態は、これを適宜変更した以下の形態にて実施することもできる。
・上記第２の実施形態では、タービンホイール４２側のフローティングメタル３５１ａを真鍮で形成するとともに、コンプレッサホイール４３側のフローティングメタル３５１ｂを鋼で形成する構成を示したが、これは本発明を具体化した構成の一例である。即ち、一対のフローティングメタルのうち、インペラ４０の重心に近い方のフローティングメタルを他方のフローティングメタルよりも熱膨張係数の大きな材料によって形成する構成であれば、各フローティングメタルを形成する材料の組み合わせは適宜変更することができる。
（第３の実施形態）
以下、図９及び図１０を参照して第３の実施形態について説明する。本実施形態は第１の実施形態とインペラ及びフローティングメタルの構成が異なるものであるため、同様の部材については同一の符号を付すのみとしてその説明を割愛し、両者の相違点を中心に説明する。尚、図９は本実施形態のインペラ４０の断面図、図１０は本実施形態の軸受構造における流体軸受５０ａ，５０ｂ近傍を拡大して示す断面図である。 The second embodiment can also be carried out in the following forms that are appropriately modified.
In the second embodiment, the structure in which the floating metal 351a on the turbine wheel 42 side is made of brass and the floating metal 351b on the compressor wheel 43 side is made of steel is shown, but this embodies the present invention. This is an example of the configuration. That is, if the floating metal closer to the center of gravity of the impeller 40 is made of a material having a larger thermal expansion coefficient than the other floating metal, the combination of materials forming each floating metal is It can be changed as appropriate.
(Third embodiment)
Hereinafter, the third embodiment will be described with reference to FIGS. 9 and 10. Since the present embodiment is different from the first embodiment in the configuration of the impeller and the floating metal, the same members are only given the same reference numerals and the description thereof is omitted, and the differences between the two are mainly described. . 9 is a cross-sectional view of the impeller 40 of the present embodiment, and FIG. 10 is an enlarged cross-sectional view of the vicinity of the fluid bearings 50a and 50b in the bearing structure of the present embodiment.

図９に示されるように本実施形態のインペラ４０にあっては、ロータリーシャフト４１におけるコンプレッサホイール４３側の端部の回転中心からその軸線Ｌに沿って延びる中空部４１ａを形成するようにしている。尚、この中空部４１ａはロータリーシャフト４１にドリル等で所定の深さの穴を形成することにより容易に形成することができる。このように中空部４１ａを形成することにより、コンプレッサホイール４３側が軽くなるため、図９に示されるようにインペラ４０の重心Ｇは、中空部４１ａが形成されていない場合のインペラの重心Ｇｘの位置よりも更にタービンホイール４２側に移動するようになる。   As shown in FIG. 9, in the impeller 40 of this embodiment, a hollow portion 41 a extending along the axis L from the rotation center of the end portion of the rotary shaft 41 on the compressor wheel 43 side is formed. . The hollow portion 41a can be easily formed by forming a hole having a predetermined depth in the rotary shaft 41 with a drill or the like. By forming the hollow portion 41a in this way, the compressor wheel 43 side becomes lighter, so that the center of gravity G of the impeller 40 is the position of the center of gravity Gx of the impeller when the hollow portion 41a is not formed as shown in FIG. It moves further to the turbine wheel 42 side.

また、図１０に示されるように本実施形態の軸受構造にあっては、一般の軸受構造と同様にタービンホイール４２側の流体軸受５０ａ及びコンプレッサホイール４３側の流体軸受５０ｂの双方において同一のフローティングメタル５１を使用している。そのため、ロータリーシャフト４１が歳差運動する際の支点Ｐは図１０に示されるように各フローティングメタル５１の中間に位置するようになる。ここで、本実施形態では、インペラ４０に中空部４１ａを形成することにより、インペラ４０の重心Ｇの位置を一般のインペラの重心Ｇｘの位置よりも更にタービンホイール４２側に移動させているため、図１０に示されるようにロータリーシャフト４１の歳差運動の支点Ｐとインペラ４０の重心Ｇとの距離Ｄが一般の軸受構造におけるこれらの距離よりも更に大きくなる。   Further, as shown in FIG. 10, in the bearing structure of the present embodiment, the same floating is performed in both the fluid bearing 50a on the turbine wheel 42 side and the fluid bearing 50b on the compressor wheel 43 side, as in the general bearing structure. Metal 51 is used. Therefore, the fulcrum P when the rotary shaft 41 precesses is positioned between the floating metals 51 as shown in FIG. Here, in the present embodiment, by forming the hollow portion 41a in the impeller 40, the position of the center of gravity G of the impeller 40 is moved further to the turbine wheel 42 side than the position of the center of gravity Gx of the general impeller. As shown in FIG. 10, the distance D between the fulcrum P of the precession of the rotary shaft 41 and the center of gravity G of the impeller 40 is further larger than these distances in a general bearing structure.

以上説明した第３の実施形態によれば、以下の効果が得られるようになる。
（１）インペラ４０の重心Ｇを移動させることによって歳差運動の支点Ｐとインペラ４０の重心Ｇとの距離Ｄをより大きくするようにしているため、ロータリーシャフト４１が歳差運動によって振れ回る際の慣性モーメントを大きくすることができ、ホワール振動に起因する騒音の発生を抑制することができるようになる。 According to the third embodiment described above, the following effects can be obtained.
(1) Since the distance D between the fulcrum P of the precession motion and the gravity center G of the impeller 40 is increased by moving the center of gravity G of the impeller 40, the rotary shaft 41 swings around due to the precession motion. The inertia moment can be increased, and the generation of noise due to whirl vibration can be suppressed.

（２）ターボチャージャのインペラ４０を軽量にするほど過給圧を上昇させる際のレスポンスを向上させることができる。上記第３の実施形態では、ロータリーシャフト４１の軸方向におけるタービンホイール４２側の端部の回転中心からロータリーシャフト４１の軸線Ｌに沿って延びる中空部４１ａを形成することにより、インペラ４０の重心Ｇを移動させるようにしている。こうした構成によってインペラ４０の重心Ｇを移動させることにより、ホワール振動に起因する騒音の発生を抑制するとともに、インペラ４０全体を軽量化することができ、過給圧上昇時のレスポンスを向上させることができる。またインペラ４０の回転中心であるロータリーシャフト４１の軸線Ｌに沿って延びる中空部４１ａを形成することにより、インペラ４０の回転バランスを崩すことなくその重心を移動させることができる。   (2) The response when raising the supercharging pressure can be improved as the impeller 40 of the turbocharger becomes lighter. In the third embodiment, the center of gravity G of the impeller 40 is formed by forming the hollow portion 41a extending along the axis L of the rotary shaft 41 from the rotation center of the end portion on the turbine wheel 42 side in the axial direction of the rotary shaft 41. To move. By moving the center of gravity G of the impeller 40 with such a configuration, it is possible to suppress the generation of noise due to the whirl vibration, reduce the weight of the impeller 40 as a whole, and improve the response when the boost pressure is increased. it can. Further, by forming the hollow portion 41a extending along the axis L of the rotary shaft 41 that is the rotation center of the impeller 40, the center of gravity of the impeller 40 can be moved without breaking the rotation balance.

尚、上記第３の実施形態は、これを適宜変更した以下の形態にて実施することもできる。
・ロータリーシャフト４１のコンプレッサホイール４３側の端部から軸線Ｌに沿って延びる中空部４１ａを形成する構成を示したが、吸入ポート３１を介してコンプレッサハウジング３０に導入された空気がこの中空部４１ａに入り込むと、吸入空気の流れに乱れが生じることも考えられる。そこで、この中空部４１ａの開口部に栓をすることにより、こうした吸入空気の乱れを抑制することもできる。 The third embodiment can also be implemented in the following forms that are appropriately modified.
-Although the structure which forms the hollow part 41a extended along the axis line L from the edge part by the side of the compressor wheel 43 of the rotary shaft 41 was shown, the air introduced into the compressor housing 30 via the suction port 31 is this hollow part 41a. If it enters, it may be considered that the flow of the intake air is disturbed. Therefore, such disturbance of the intake air can be suppressed by plugging the opening of the hollow portion 41a.

・上記第３の実施形態にあっては、インペラ４０に中空部４１ａを形成することによりコンプレッサホイール４３側を軽くする構成を示したが、その他、タービンホイール４２側を重くする構成等、インペラ４０の重心Ｇを移動させる具体的な方法は適宜変更することができる。   In the third embodiment, the configuration in which the compressor wheel 43 side is lightened by forming the hollow portion 41a in the impeller 40 has been shown, but in addition, the impeller 40 has a configuration in which the turbine wheel 42 side is heavy. The specific method of moving the center of gravity G of the can be changed as appropriate.

尚、上記第１〜３の各実施形態の構成を組み合わせて適用することもできる。例えば、フローティングメタルの内周面にテーパ面を形成し、歳差運動の支点Ｐを移動させる構成と、インペラの一方を軽量化することにより、インペラ４０の重心Ｇを移動させる構成とを併せて採用し、支点Ｐと重心Ｇとの距離Ｄを更に大きくする構成を採用することもできる。   The configurations of the first to third embodiments can be applied in combination. For example, a configuration in which a tapered surface is formed on the inner peripheral surface of the floating metal and the fulcrum P of the precession is moved, and a configuration in which the center of gravity G of the impeller 40 is moved by reducing one of the impellers is reduced. It is also possible to adopt a configuration in which the distance D between the fulcrum P and the center of gravity G is further increased.

また、上記第１〜３の各実施形態では、インペラ４０の重心Ｇがタービンホイール４２側に偏在している構成を例示したが、この発明は、このようにタービンホイール４２側に重心Ｇが偏在しているインペラ４０を備えたターボチャージャの軸受構造に限定されるものではない。インペラの重心Ｇの位置に応じて、テーパ面を傾斜させる方向やその傾斜角度、熱膨張係数の異なるフローティングメタルの配設態様を変更することにより、ロータリーシャフトの歳差運動の支点Ｐとインペラの重心Ｇとの距離Ｄをより大きくすることができる。また、フローティングメタル又はセンターハウジングの支持孔の内径やロータリーシャフトの形状等によって推定されるフローティングメタルの歳差運動における支点Ｐの位置に応じて、インペラの重心を移動させる方向を適宜変更して採用することにより、ロータリーシャフトの歳差運動の支点Ｐとインペラの重心Ｇとの距離Ｄをより大きくすることができる。   In the first to third embodiments, the center of gravity G of the impeller 40 is unevenly distributed on the turbine wheel 42 side. However, in the present invention, the center of gravity G is unevenly distributed on the turbine wheel 42 side. The bearing structure of the turbocharger provided with the impeller 40 is not limited. According to the position of the center of gravity G of the impeller, the direction of inclination of the tapered surface, the inclination angle thereof, and the arrangement of the floating metal having different thermal expansion coefficients are changed, so that the fulcrum P of the rotary shaft precession and the impeller The distance D from the center of gravity G can be further increased. In addition, the direction of moving the center of gravity of the impeller is changed as appropriate according to the position of the fulcrum P in the precession of the floating metal estimated by the inner diameter of the support hole of the floating metal or center housing, the shape of the rotary shaft, etc. By doing so, the distance D between the fulcrum P of the precession of the rotary shaft and the center of gravity G of the impeller can be further increased.

この発明の第１の実施形態にかかるターボチャージャの概略構成を示す断面図。1 is a cross-sectional view showing a schematic configuration of a turbocharger according to a first embodiment of the present invention. 同実施形態にかかるターボチャージャの部分Ｘを拡大して示す断面図。Sectional drawing which expands and shows the part X of the turbocharger concerning the embodiment. （ａ）は同実施形態の軸受構造におけるロータリーシャフトの歳差運動の態様を示す模式図、（ｂ）は一般の軸受構造におけるロータリーシャフトの歳差運動の態様を示す模式図。(A) is a schematic diagram which shows the aspect of the precession of the rotary shaft in the bearing structure of the embodiment, (b) is a schematic diagram which shows the aspect of the precession of the rotary shaft in a general bearing structure. 同実施形態の変更例にかかる軸受構造におけるロータリーシャフトの歳差運動の態様を示す模式図。The schematic diagram which shows the aspect of the precession of the rotary shaft in the bearing structure concerning the example of a change of the embodiment. 同実施形態の変更例にかかる軸受構造におけるロータリーシャフトの歳差運動の態様を示す模式図。The schematic diagram which shows the aspect of the precession of the rotary shaft in the bearing structure concerning the example of a change of the embodiment. （ａ）は同実施形態の変更例にかかる軸受構造におけるロータリーシャフトの歳差運動の態様を示す模式図、（ｂ）は一般の軸受構造におけるロータリーシャフトの歳差運動の態様を示す模式図。(A) is a schematic diagram which shows the aspect of the precession of the rotary shaft in the bearing structure concerning the modification of the embodiment, (b) is the schematic diagram which shows the aspect of the precession of the rotary shaft in a general bearing structure. この発明の第２の実施形態にかかるターボチャージャの軸受構造を拡大して示す断面図。Sectional drawing which expands and shows the bearing structure of the turbocharger concerning 2nd Embodiment of this invention. 同実施形態の軸受構造におけるロータリーシャフトの歳差運動の態様を示す模式図。The schematic diagram which shows the aspect of the precession of the rotary shaft in the bearing structure of the embodiment. この発明の第３の実施形態にかかるターボチャージャのインペラの断面図。Sectional drawing of the impeller of the turbocharger concerning 3rd Embodiment of this invention. 同実施形態にかかる軸受構造を拡大して示す断面図。Sectional drawing which expands and shows the bearing structure concerning the embodiment. 一般のターボチャージャの軸受構造を拡大して示す断面図。Sectional drawing which expands and shows the bearing structure of a general turbocharger. （ａ），（ｂ）、（ｃ）は一般のターボチャージャにおけるロータリーシャフトの歳差運動の態様を示す模式図。(A), (b), (c) is a schematic diagram which shows the aspect of the precession of the rotary shaft in a general turbocharger.

符号の説明Explanation of symbols

１０…センターハウジング、１１…供給通路、１１ａ，１１ｂ…吐出通路、１２ａ，１２ｂ…支持部、１３ａ，１３ｂ…支持孔、２０…タービンハウジング、２１…スクロール通路、２２…排出ポート、２３…導入通路、３０…コンプレッサハウジング、３１…吸入ポート、３２…コンプレッサ通路、３３…送出通路、４０…インペラ、４１…ロータリーシャフト、４１ａ…中空部、４２…タービンホイール、４２ａ…ブレード、４３…コンプレッサホイール、４３ａ…ブレード、５０ａ，５０ｂ…流体軸受、５１ａ，５１ｂ…フローティングメタル、５２ａ，５２ｂ…内周面、５３…スナップリング、５４…スラストベアリング、５５…貫通孔、１１３…支持孔、１５１…フローティングメタル、１５２…内周面、２５１ａ，２５１ｂ…フローティングメタル、２５２ａ，２５２ｂ…内周面、３５１ａ，３５１ｂ…フローティングメタル、３５２ａ，３５２ｂ…内周面。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Center housing, 11 ... Supply passage, 11a, 11b ... Discharge passage, 12a, 12b ... Support part, 13a, 13b ... Support hole, 20 ... Turbine housing, 21 ... Scroll passage, 22 ... Discharge port, 23 ... Introduction passage , 30 ... Compressor housing, 31 ... Suction port, 32 ... Compressor passage, 33 ... Delivery passage, 40 ... Impeller, 41 ... Rotary shaft, 41a ... Hollow portion, 42 ... Turbine wheel, 42a ... Blade, 43 ... Compressor wheel, 43a ... Blade, 50a, 50b ... Fluid bearing, 51a, 51b ... Floating metal, 52a, 52b ... Inner peripheral surface, 53 ... Snap ring, 54 ... Thrust bearing, 55 ... Through hole, 113 ... Support hole, 151 ... Floating metal, 152 ... inner peripheral surface, 251a, 251b ... Computing metal, 252a, 252b ... the inner circumferential surface, 351a, 351b ... floating metal, 352a, 352b ... the inner circumferential surface.

Claims (10)

タービンホイールとコンプレッサホイールとをロータリーシャフトによって連結したインペラを回動可能に支持するターボチャージャの軸受構造であって、前記ロータリーシャフトが挿通された支持孔内に吐出される潤滑油によって同支持孔と前記ロータリーシャフトとの間に潤滑油による流体層を形成し、同流体層を介して前記ロータリーシャフトを回動可能に支持するターボチャージャの軸受構造において、
前記流体層に生じる旋回流の影響によって発生する前記インペラの歳差運動の支点と、前記インペラの重心との距離を大きくすることにより前記歳差運動における前記インペラの慣性モーメントを増大させる慣性モーメント増大手段を備える
ことを特徴とするターボチャージャの軸受構造。 A turbocharger bearing structure that rotatably supports an impeller in which a turbine wheel and a compressor wheel are connected by a rotary shaft, wherein the support hole is formed by lubricating oil discharged into a support hole through which the rotary shaft is inserted. In a turbocharger bearing structure in which a fluid layer is formed by lubricating oil between the rotary shaft and the rotary shaft is rotatably supported via the fluid layer.
Increasing the moment of inertia that increases the moment of inertia of the impeller in the precession by increasing the distance between the fulcrum of the precession of the impeller generated by the swirl flow generated in the fluid layer and the center of gravity of the impeller A turbocharger bearing structure comprising: means. 請求項１に記載のターボチャージャの軸受構造において、
前記慣性モーメント増大手段として前記支持孔の内周面には前記歳差運動の支点が前記インペラの重心から離間するように前記歳差運動における前記ロータリーシャフトの傾きを案内するためのテーパ面が形成される
ことを特徴とするターボチャージャの軸受構造。 The turbocharger bearing structure according to claim 1,
As the inertia moment increasing means, a tapered surface for guiding the inclination of the rotary shaft in the precession is formed on the inner peripheral surface of the support hole so that the fulcrum of the precession is separated from the center of gravity of the impeller. A turbocharger bearing structure characterized by 請求項２に記載のターボチャージャの軸受構造において、
前記テーパ面は前記各ホイールのうち前記インペラの重心に近い方のホイールに近づくほど前記支持孔の内径が次第に大きくなる態様にて形成される
ことを特徴とするターボチャージャの軸受構造。 The turbocharger bearing structure according to claim 2,
The taper surface is formed in such a manner that the inner diameter of the support hole gradually increases as it approaches a wheel closer to the center of gravity of the impeller among the wheels. 円筒状のフローティングメタルに挿通したロータリーシャフトを同フローティングメタルとともに前記支持孔に内挿するとともに、同支持孔と前記フローティングメタルの外周面との間、及び前記フローティングメタルの内周面と前記ロータリーシャフトとの間に前記潤滑油による流体層をそれぞれ形成し、それら流体層を介して前記ロータリーシャフトを回動可能に支持するターボチャージャの軸受構造であって、前記慣性モーメント増大手段として前記フローティングメタルの内周面には前記歳差運動の支点が前記インペラの重心から離間するように前記歳差運動における前記ロータリーシャフトの傾きを案内するテーパ面が形成される
請求項１に記載のターボチャージャの軸受構造。 A rotary shaft inserted through a cylindrical floating metal is inserted into the support hole together with the floating metal, between the support hole and the outer peripheral surface of the floating metal, and an inner peripheral surface of the floating metal and the rotary shaft. Each of which forms a fluid layer of the lubricating oil, and supports the rotary shaft through the fluid layer so as to be rotatable. The bearing structure of the floating metal is used as the moment of inertia increasing means. 2. The turbocharger bearing according to claim 1, wherein a taper surface that guides an inclination of the rotary shaft during the precession is formed on an inner peripheral surface so that a fulcrum of the precession is separated from a center of gravity of the impeller. Construction. 請求項４に記載のターボチャージャの軸受構造において、
前記テーパ面は前記各ホイールのうち前記インペラの重心に近い方のホイールに近づくほど前記フローティングメタルの内径が次第に大きくなる態様にて形成される
ことを特徴とするターボチャージャの軸受構造。 The turbocharger bearing structure according to claim 4,
The taper surface is formed in such a manner that the inner diameter of the floating metal gradually increases as it approaches a wheel closer to the center of gravity of the impeller among the wheels. 複数のフローティングメタルによって前記ロータリーシャフトを支持するものであって、各フローティングメタルの内周面には、その傾斜角度が等しく設定されるとともに同一の円錐面上に位置するように前記テーパ面がそれぞれ形成される
請求項５に記載のターボチャージャの軸受構造。 The rotary shaft is supported by a plurality of floating metals, and the tapered surfaces are respectively set on the inner peripheral surface of each floating metal so that the inclination angles thereof are set to be equal and on the same conical surface. The turbocharger bearing structure according to claim 5 formed. 請求項２〜６のいずれか一項に記載のターボチャージャの軸受構造において、
前記テーパ面は、同テーパ面によって案内される前記ロータリーシャフトの傾斜角度が同ロータリーシャフトの傾き得る最大傾斜角度よりも小さくなるようにその傾斜角度が設定されてなる
ことを特徴とするターボチャージャの軸受構造。 In the turbocharger bearing structure according to any one of claims 2 to 6,
The turbocharger is characterized in that the inclination angle of the rotary shaft guided by the taper surface is set so that the inclination angle of the rotary shaft is smaller than a maximum inclination angle at which the rotary shaft can be inclined. Bearing structure. 一対のフローティングメタルに挿通した前記ロータリーシャフトを同フローティングメタルとともに前記支持孔に内挿するとともに、同支持孔と各フローティングメタルの外周面との間、及び各フローティングメタルの内周面と前記ロータリーシャフトとの間に潤滑油による流体層をそれぞれ形成し、それら流体層を介して同ロータリーシャフトを回動可能に支持するものであり、前記一対のフローティングメタルのうち、前記インペラの重心に近い方のフローティングメタルが他方のフローティングメタルよりも熱膨張係数の大きな材料によって形成されてなる
請求項１に記載のターボチャージャの軸受構造。 The rotary shaft inserted through a pair of floating metals is inserted into the support hole together with the floating metal, and between the support hole and the outer peripheral surface of each floating metal, and the inner peripheral surface of each floating metal and the rotary shaft Each of which forms a fluid layer made of lubricating oil and rotatably supports the rotary shaft via the fluid layer. Of the pair of floating metals, the one closer to the center of gravity of the impeller The turbocharger bearing structure according to claim 1, wherein the floating metal is made of a material having a larger thermal expansion coefficient than the other floating metal. 請求項１に記載のターボチャージャの軸受構造において、
前記慣性モーメント増大手段は、前記歳差運動の支点と前記インペラの重心との距離が大きくなるように前記インペラの重心を移動させるものである
ことを特徴とするターボチャージャの軸受構造。 The turbocharger bearing structure according to claim 1,
The turbocharger bearing structure, wherein the inertia moment increasing means moves the center of gravity of the impeller so that a distance between a fulcrum of the precession and the center of gravity of the impeller is increased. 請求項９に記載のターボチャージャの軸受構造において、
前記ロータリーシャフトの軸方向における一方の端部の回転中心から同ロータリーシャフトの回転軸に沿って延びる中空部を形成することにより前記インペラの重心を移動させる
ことを特徴とするターボチャージャの軸受構造。 The turbocharger bearing structure according to claim 9,
A turbocharger bearing structure, wherein the center of gravity of the impeller is moved by forming a hollow portion extending along the rotation axis of the rotary shaft from the rotation center of one end portion in the axial direction of the rotary shaft.
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