JP2010059844A - Variable turbocharger - Google Patents

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秀司 堀
Daisuke Kozuka
大輔 小塚
Fumihide Sato
文秀 佐藤
Takahisa Iino
任久 飯野
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a variable turbocharger inhibiting drive force of an opening adjustment mechanism so as not to damage internal components during opening adjustment. <P>SOLUTION: In the variable turbocharger provided with a hydraulic servo drive device 40 driving a freely-adjustable nozzle opening slide mechanism, the hydraulic servo drive device 40 includes a servo piston 41 transmitting drive force to the slide mechanism, and springs 30, 80 energizing the servo piston 41 to a side increasing nozzle opening. The springs 30, 80 has energizing force smaller than preset first energizing force energizing the servo piston 41 while nozzle opening reaches a state close to a fully closed state from a fully opened state and has energizing force larger than preset second energizing force energizing the servo piston 41 while nozzle opening reaches the fully closed state from the state close to the fully closed state. The second energizing force is set larger than the first energizing force. <P>COPYRIGHT: (C)2010,JPO&INPIT

Description

本発明は、可変ターボ過給機に関する。   The present invention relates to a variable turbocharger.

従来、排気ガスを排気タービンに噴出させるノズル部の構造を、互いに対向する一対の排気導入壁で形成するとともに、一方の排気導入壁を他方の排気導入壁に対して進退させることにより、排気導入壁の隙間（ノズル部の開口面積）を調整できるようにした可変ターボ過給機が知られている。この可変ターボ過給機によれば、排気ガス量が少ないエンジンの低速回転域では、ノズル部を形成している排気導入壁間の隙間を狭めて開口面積を小さくすればよく、こうすることで排気タービンに流入する排気ガスの流速が増加するため、タービンの回転エネルギーが大きくなり、給気コンプレッサの過給能力を上げることができる。   Conventionally, the structure of a nozzle part for injecting exhaust gas into an exhaust turbine is formed by a pair of exhaust introduction walls facing each other, and one exhaust introduction wall is advanced and retracted relative to the other exhaust introduction wall, thereby introducing exhaust. 2. Description of the Related Art A variable turbocharger that can adjust a gap between walls (opening area of a nozzle portion) is known. According to this variable turbocharger, in the low-speed rotation region of an engine with a small amount of exhaust gas, the opening area can be reduced by narrowing the gap between the exhaust introduction walls forming the nozzle portion. Since the flow velocity of the exhaust gas flowing into the exhaust turbine increases, the rotational energy of the turbine increases, and the supercharging capability of the supply air compressor can be increased.

そこで、排気導入壁間の隙間を調整する構造としては、排気導入壁の一方であるノズルリングを他方であるシュラウドプレートに対して近接離間させるスライド機構が採用されており、このスライド機構を空気圧アクチュエータで駆動するようになっている（特許文献１）。
また、空気圧アクチュエータの代わりに油圧サーボ駆動装置を用いることも提案されている（特許文献２）。この油圧サーボ駆動装置では、油圧室に対する圧油供給の切り換えを行うことにより、サーボピストンを往復動させ、この往復動をスライド機構に伝達することで、より緻密な開度制御を行うことが可能である。 Therefore, as a structure for adjusting the gap between the exhaust introduction walls, a slide mechanism is adopted that moves the nozzle ring, which is one of the exhaust introduction walls, close to and away from the shroud plate, which is the other, and this slide mechanism is a pneumatic actuator. (Patent Document 1).
It has also been proposed to use a hydraulic servo drive device instead of a pneumatic actuator (Patent Document 2). With this hydraulic servo drive device, it is possible to perform more precise opening control by reciprocating the servo piston by switching the pressure oil supply to the hydraulic chamber and transmitting this reciprocation to the slide mechanism. It is.

特開２００５−３２０９７０号公報JP 2005-320970 A 特表２００３−５２７５２２号公報Special table 2003-527522 gazette

しかしながら、特許文献１，２によれば、空気圧アクチュエータまたは油圧サーボ駆動装置がノズルリングをスライドさせるのであるが、この際の駆動力が大きいため、ノズルリングがシュラウドプレートと勢いよく衝突してしまう可能性があり、可変ターボ過給機の内部部品が損傷するおそれがある。   However, according to Patent Documents 1 and 2, the pneumatic actuator or the hydraulic servo drive device slides the nozzle ring, but since the driving force at this time is large, the nozzle ring may collide with the shroud plate vigorously. The internal parts of the variable turbocharger may be damaged.

本発明の目的は、開度調整動作中に内部部品が損傷することがないように、開度調整機構の駆動力を抑制できる可変ターボ過給機を提供することにある。   An object of the present invention is to provide a variable turbocharger that can suppress the driving force of an opening adjustment mechanism so that internal components are not damaged during the opening adjustment operation.

本発明の請求項１に係る可変ターボ過給機は、ノズル開度が調整自在に設けられているとともに、前記ノズル開度の開度調整機構を駆動する油圧サーボ駆動装置を備えた可変ターボ過給機であって、前記油圧サーボ駆動装置は、前記開度調整機構に駆動力を伝達するサーボピストンと、前記サーボピストンを前記ノズル開度が開く側に付勢する付勢手段とを備え、前記付勢手段は、前記ノズル開度が全開状態から全閉近傍状態に至るまでの間で前記サーボピストンを付勢する予め設定された第１付勢力よりも小さな付勢力、および前記全閉近傍状態から全閉状態に至るまでの間で前記サーボピストンを付勢する予め設定された第２付勢力よりも大きな付勢力を有し、前記第２付勢力は、前記第１付勢力よりも大きく設定されていることを特徴とする。
ここでの第１付勢力は、ノズル開度が全開状態から全閉近傍状態に至るまでのサーボピストンの動きに対抗する力をいう。
第２付勢力は、ノズル開度が全閉近傍状態から全閉状態に至るまでのサーボピストンの動きに対向する力をいう A variable turbocharger according to a first aspect of the present invention is provided with a variable turbocharger provided with a hydraulic servo drive device that is provided with an adjustable nozzle opening and drives an opening adjusting mechanism for the nozzle opening. The hydraulic servo drive device includes a servo piston that transmits a driving force to the opening adjustment mechanism, and an urging unit that urges the servo piston toward a side where the nozzle opening is opened, The urging means includes an urging force smaller than a preset first urging force for urging the servo piston until the nozzle opening degree reaches a fully closed state from a fully open state, and the fully closed vicinity. The biasing force is larger than a preset second biasing force that biases the servo piston from the state to the fully closed state, and the second biasing force is larger than the first biasing force. Characteristic that is set To.
Here, the first urging force refers to a force that opposes the movement of the servo piston from the fully open state to the fully closed state.
The second urging force is a force that opposes the movement of the servo piston until the nozzle opening degree reaches the fully closed state from the fully closed state.

本発明の請求項２に係る可変ターボ過給機は、請求項１に記載の可変ターボ過給機において、前記付勢手段は、複数のばね部材で構成されていることを特徴とする。   A variable turbocharger according to a second aspect of the present invention is the variable turbocharger according to the first aspect, wherein the urging means includes a plurality of spring members.

本発明の請求項３に係る可変ターボ過給機は、請求項２に記載の可変ターボ過給機において、前記複数のばね部材は、前記サーボピストンの付勢開始タイミングが同じで、かつばねの取付荷重の異なる第１ばね部材および第２ばね部材で構成されていることを特徴とする。   A variable turbocharger according to a third aspect of the present invention is the variable turbocharger according to the second aspect, wherein the plurality of spring members have the same biasing start timing of the servo piston, and It is comprised by the 1st spring member and the 2nd spring member from which attachment load differs.

本発明の請求項４に係る可変ターボ過給機は、請求項２に記載の可変ターボ過給機において、前記複数のばね部材は、前記サーボピストンの付勢開始タイミングが異なる第１ばね部材および第２ばね部材で構成されていることを特徴とする。   A variable turbocharger according to a fourth aspect of the present invention is the variable turbocharger according to the second aspect, wherein the plurality of spring members include a first spring member having a different biasing start timing of the servo piston, and It is characterized by comprising a second spring member.

本発明の請求項５に係る可変ターボ過給機は、請求項１ないし請求項４のいずれかに記載の可変ターボ過給機において、前記油圧サーボ駆動装置は、ポンプからの油が供給されるポンプポートと、前記サーボピストンを移動させるための油が流入するポンプ油圧室と、前記ポンプポートと前記ポンプ油圧室とを連通させるピストン油路と、前記ポンプ油圧室とドレーンポートとを連通させる排出循環油路とを備えていることを特徴とする。   The variable turbocharger according to claim 5 of the present invention is the variable turbocharger according to any one of claims 1 to 4, wherein the hydraulic servo drive device is supplied with oil from a pump. A pump port, a pump hydraulic chamber into which oil for moving the servo piston flows, a piston oil passage that connects the pump port and the pump hydraulic chamber, and a discharge that connects the pump hydraulic chamber and the drain port And a circulation oil passage.

本発明の請求項６に係る可変ターボ過給機は、ノズル開度が調整自在に設けられているとともに、前記ノズル開度の開度調整機構を駆動する油圧サーボ駆動装置を備えた可変ターボ過給機であって、前記ノズル開度は、前記開度調整機構に連結されて進退するノズルリングと、前記ノズルリングに対向して配置されたシュラウドプレートとの間の隙間により設定され、前記油圧サーボ駆動装置には、前記開度調整機構に駆動力を伝達するサーボピストンと、前記サーボピストンを前記ノズル開度が開く側に付勢する第１ばね部材および第２ばね部材とが設けられ、前記第１ばね部材および第２ばね部材は、前記サーボピストンの付勢開始タイミングが同じで、かつばねの取付荷重が異なるように設定されている ことを特徴とする。   A variable turbocharger according to a sixth aspect of the present invention is provided with a variable turbocharger provided with a hydraulic servo drive device that is provided with an adjustable nozzle opening and that drives an opening adjustment mechanism for the nozzle opening. The nozzle opening is set by a gap between a nozzle ring that is connected to the opening adjustment mechanism and moves forward and backward, and a shroud plate that is disposed to face the nozzle ring, and the hydraulic pressure The servo drive device includes a servo piston that transmits a driving force to the opening adjustment mechanism, and a first spring member and a second spring member that urge the servo piston toward a side where the nozzle opening is opened, The first spring member and the second spring member are set so that the biasing start timing of the servo piston is the same and the mounting load of the spring is different.

以上において、請求項１の発明によれば、サーボピストンを付勢する付勢手段は、ノズル開度を全開状態から全閉近傍状態に至るまでの間では、予め設定された第１付勢力よりも小さな付勢力でサーボピストンを付勢するので、サーボピストンによる開度調整機構の駆動力は第１付勢力分減じることになっても、依然として油圧を利用した大きなものに維持でき、開度調整機構を排気ガスの流体エネルギーや外乱等に影響されない強い駆動力で駆動でき、ノズル開度を精度よく調整できる。一方、ノズル開度を全閉近傍状態から全閉状態に至るまでの間では、予め設定された第２付勢力よりも大きな付勢力でサーボピストンを付勢するので、サーボピストンによる駆動力は、第２付勢力によってキャンセルされて大きく低減し、開度調整機構をわずかな駆動力で駆動することになる。従って、全閉状態に至る際には、開度調整機構の駆動力が抑制されるから、可変ターボ過給機の内部部品が互いに当接しても、損傷することがない。   In the above, according to the first aspect of the present invention, the biasing means for biasing the servo piston is based on the first biasing force set in advance until the nozzle opening degree is from the fully open state to the fully closed state. Since the servo piston is energized with a small energizing force, even if the driving force of the opening adjustment mechanism by the servo piston is reduced by the first energizing force, it can still be maintained at a large one using hydraulic pressure, and the opening adjustment The mechanism can be driven with a strong driving force that is not affected by the fluid energy or disturbance of the exhaust gas, and the nozzle opening can be adjusted with high accuracy. On the other hand, the servo piston is urged with a biasing force larger than the second biasing force set in advance until the nozzle opening degree reaches from the fully closed state to the fully closed state. Canceled by the second urging force and greatly reduced, and the opening adjustment mechanism is driven with a slight driving force. Therefore, when the fully closed state is reached, the driving force of the opening adjustment mechanism is suppressed, so that even if the internal parts of the variable turbocharger come into contact with each other, they are not damaged.

請求項２の発明によれば、サーボピストンを付勢する複数の付勢手段を備えているので、ノズル開度が全開状態から全閉近傍状態に至るまでの間、および全閉近傍状態から全閉状態に至るまでの間の場合において、それぞれ別々の付勢手段でサーボピストンを付勢でき、サーボピストンから開度調整機構に伝達される駆動力に大きな差を設けることができる。   According to the second aspect of the present invention, since the plurality of urging means for urging the servo piston are provided, the nozzle opening is from the fully open state to the fully closed state and from the fully closed state to the fully closed state. In the case of reaching the closed state, the servo piston can be urged by separate urging means, and a large difference can be provided in the driving force transmitted from the servo piston to the opening adjustment mechanism.

請求項３および請求項４の発明によれば、複数のばね部材は、ばねの取付荷重の異なる２つの付勢手段を直列的、または並列的に構成しているので、まず、サーボピストンによる駆動力をばねの取付荷重の小さい第１ばね部材が受け、その後、ばねの取付荷重の大きい第２ばね部材が受けることができ、ノズル開度が全閉状態に至る際には、ばねの取付荷重の大きい第２ばね部材がサーボピストンによる開度調整機構の駆動力を吸収キャンセルし、抑制できる。   According to the third and fourth aspects of the present invention, since the plurality of spring members constitute two biasing means having different spring mounting loads in series or in parallel, first, the drive by the servo piston is performed. The first spring member having a small spring mounting load receives the force, and then the second spring member having a large spring mounting load can receive the force. When the nozzle opening degree is fully closed, the spring mounting load The second spring member having a large can cancel and suppress the driving force of the opening adjusting mechanism by the servo piston.

請求項５の発明によれば、油をポンプ油圧室へ流入させるピストン油路およびポンプ油圧室内の油を排出する排出循環油路が設けられているため、ポンプ油圧室の油圧が維持されるように、ポンプポートからの油をピストン油路を介してポンプ油圧室へ供給しつつ、排出循環油路から排出することで、油をポンプ油圧室内で流動させることができる。   According to the fifth aspect of the present invention, since the piston oil passage for allowing oil to flow into the pump hydraulic chamber and the discharge circulation oil passage for discharging the oil in the pump hydraulic chamber are provided, the hydraulic pressure of the pump hydraulic chamber is maintained. In addition, the oil can be caused to flow in the pump hydraulic chamber by discharging the oil from the pump port to the pump hydraulic chamber through the piston oil passage while discharging the oil from the discharge circulation oil passage.

請求項６の発明によれば、サーボピストンをノズル開度が開く側に付勢する第１ばね部材および第２ばね部材は、サーボピストンの付勢開始タイミングが同じであるので、サーボピストンによる駆動力をまず、第１ばね部材が受け、その後、第２ばね部材がサーボピストンによる駆動力を吸収できる。従って、請求項１と同様に、開度調整機構に対する駆動力を低減でき、可変ターボ過給機の具体的な構造として例えば、ノズルリングがシュラウドプレートに勢いよく接触するのを抑制して、ノズルリングやシュラウドプレートの損傷を防止できる。   According to the sixth aspect of the invention, the first spring member and the second spring member that urge the servo piston toward the side where the nozzle opening is opened have the same urging start timing of the servo piston. First, the first spring member receives the force, and then the second spring member can absorb the driving force of the servo piston. Therefore, as in the first aspect, the driving force for the opening adjustment mechanism can be reduced, and as a specific structure of the variable turbocharger, for example, the nozzle ring can be suppressed from vigorously contacting the shroud plate, and the nozzle Damage to the ring and shroud plate can be prevented.

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。なお、後述する第２実施形態以降で、以下に説明する第１実施形態での構成と同じか、または同様な機能を有する構成には同一符号を付し、その説明を簡単にあるいは省略する。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. Note that in the second and later embodiments to be described later, the same reference numerals are given to configurations having the same or similar functions as those in the first embodiment described below, and description thereof will be simplified or omitted.

〔第１実施形態〕
図１は、本発明の第１実施形態に係る油圧サーボ駆動装置４０が用いられた可変ターボ過給機１の斜視図であり、図２は可変ターボ過給機１の断面図である。
図１、図２において、可変ターボ過給機１は、図中右側のタービン２と、左側のコンプレッサ３と、タービン２およびコンプレッサ３間の油圧サーボ駆動装置４０とを備えた構成であり、図示しないエンジン本体に取り付けられる。 [First Embodiment]
FIG. 1 is a perspective view of a variable turbocharger 1 in which a hydraulic servo drive device 40 according to a first embodiment of the present invention is used, and FIG. 2 is a cross-sectional view of the variable turbocharger 1.
1 and 2, the variable turbocharger 1 includes a turbine 2 on the right side in the drawing, a compressor 3 on the left side, and a hydraulic servo drive device 40 between the turbine 2 and the compressor 3. Not attached to the engine body.

タービン２側のタービンハウジング４内にはタービンホイール５が収容され、コンプレッサ３側のコンプレッサハウジング６内にはコンプレッサインペラ７が収容されている。タービンホイール５にはシャフト８が一体に設けられ、シャフト８の先端にコンプレッサインペラ７が取り付けられている。シャフト８はセンターハウジング９に回転自在に支持されている。このため、排気ガスによって回転するタービンホイール５の回転が、シャフト８を介してコンプレッサインペラ７に伝達され、コンプレッサインペラ７の回転によって吸気が圧縮過給される。   A turbine wheel 5 is accommodated in the turbine housing 4 on the turbine 2 side, and a compressor impeller 7 is accommodated in the compressor housing 6 on the compressor 3 side. A shaft 8 is provided integrally with the turbine wheel 5, and a compressor impeller 7 is attached to the tip of the shaft 8. The shaft 8 is rotatably supported by the center housing 9. Therefore, the rotation of the turbine wheel 5 rotated by the exhaust gas is transmitted to the compressor impeller 7 via the shaft 8, and the intake air is compressed and supercharged by the rotation of the compressor impeller 7.

タービンハウジング４には、エンジン本体からの排気ガスを導入するボリュート状の排気導入路１１が設けられている。排気導入路１１には、排気ガスをタービンホイール５側に噴出するためのノズル部１２が周方向に連続して設けられており、ノズル部１２から噴出した排気ガスがタービンホイール５を回転させた後に排気出口１３から排気される。ノズル部１２は、互いに対向する一対の排気導入壁１４，１５によって形成されている。   The turbine housing 4 is provided with a volute-shaped exhaust introduction passage 11 for introducing exhaust gas from the engine body. In the exhaust introduction path 11, a nozzle portion 12 for ejecting exhaust gas to the turbine wheel 5 side is continuously provided in the circumferential direction, and the exhaust gas ejected from the nozzle portion 12 rotates the turbine wheel 5. It is exhausted from the exhaust outlet 13 later. The nozzle portion 12 is formed by a pair of exhaust introduction walls 14 and 15 that face each other.

一方の排気導入壁１４は、断面コ字形で環状とされた可動部材としてのノズルリング１６の側面１７によって形成されている。ノズルリング１６は、センターハウジング９に設けられた環状の収容空間１８内に収容されている。ノズルリング１６の側面１７には、他方の排気導入壁１５側に向けて突出した複数のノズルベーン１９が等周間隔で取り付けられている。   One exhaust introduction wall 14 is formed by a side surface 17 of a nozzle ring 16 as a movable member having a U-shaped cross section and an annular shape. The nozzle ring 16 is housed in an annular housing space 18 provided in the center housing 9. A plurality of nozzle vanes 19 projecting toward the other exhaust introduction wall 15 side are attached to the side surface 17 of the nozzle ring 16 at equal circumferential intervals.

他方の排気導入壁１５は、環状の対向部材としてのシュラウドプレート２２によって形成されている。シュラウドプレート２２には、ノズルリング１６のノズルベーン１９を挿通させる複数の切欠孔２３が周方向に沿って形成され、各ノズルベーン１９が切欠孔２３に挿通されることで、各ノズルベーン１９の先端がシュラウドプレート２２裏側の凹部２１内に収容される。このような構造においては、ノズルリング１６を後述する開度調整機構としてのスライド機構２０によって進退させることにより、排気導入壁１４を排気導入壁１５に対して近接離間させ、ノズル部１２のノズル開度としての開口面積を変更する。   The other exhaust introduction wall 15 is formed by a shroud plate 22 as an annular facing member. The shroud plate 22 is formed with a plurality of cutout holes 23 through which the nozzle vanes 19 of the nozzle ring 16 are inserted along the circumferential direction. By inserting each nozzle vane 19 through the cutout hole 23, the tip of each nozzle vane 19 is shroud. The plate 22 is accommodated in the recess 21 on the back side. In such a structure, the nozzle ring 16 is moved forward and backward by a slide mechanism 20 as an opening degree adjusting mechanism, which will be described later, so that the exhaust introduction wall 14 is moved closer to and away from the exhaust introduction wall 15 and the nozzle opening of the nozzle portion 12 is opened. Change the opening area as a degree.

なお、コンプレッサ３側の構成は、通常のターボ過給機と同じであり、公知であるため、ここでの詳細な説明を省略する。以下には、スライド機構２０について詳説する。   The configuration on the compressor 3 side is the same as that of a normal turbocharger, and is well known, and thus detailed description thereof is omitted here. Hereinafter, the slide mechanism 20 will be described in detail.

スライド機構２０は、センターハウジング９の下部側に挿通された駆動シャフト２４を回動駆動することで、ノズルリング１６を進退させる構造である。図３、図４には、このようなスライド機構２０の要部が示され、図５には、駆動シャフト２４によって進退するノズルリング１６の側面図が示されている。図３、図４において、駆動シャフト２４の軸方向の途中位置には、上方に向かって円弧状に延設された一対のアーム２５，２５が固定されている。各アーム２５の先端側には、水平方向外側に突出したピン２６が取り付けられ、このピン２６にはスライダ２７が嵌め込まれている。スライダ２７は、前述のシャフト８と平行な支持ロッド２８の基端側の摺動溝２９に摺動自在に嵌合している。支持ロッド２８の先端はノズルリング１６の裏面側に接合されている。   The slide mechanism 20 has a structure for moving the nozzle ring 16 forward and backward by rotationally driving a drive shaft 24 inserted through the lower side of the center housing 9. 3 and 4 show the main part of such a slide mechanism 20, and FIG. 5 shows a side view of the nozzle ring 16 that is advanced and retracted by the drive shaft 24. 3 and 4, a pair of arms 25, 25 extending in an arc shape upward is fixed at an intermediate position in the axial direction of the drive shaft 24. A pin 26 protruding outward in the horizontal direction is attached to the distal end side of each arm 25, and a slider 27 is fitted into the pin 26. The slider 27 is slidably fitted in a sliding groove 29 on the base end side of the support rod 28 parallel to the shaft 8 described above. The tip of the support rod 28 is joined to the back side of the nozzle ring 16.

駆動シャフト２４が回動すると、アーム２５がシャフト８の軸方向に沿って揺動し、支持ロッド２８が移動してノズルリング１６を動かし、一方の排気導入壁１４が他方の排気導入壁１５に対して進退することになる。すなわち、図５を参照すると、ノズルリング１６は、シュラウドプレート２２に対して近接離間する。   When the drive shaft 24 rotates, the arm 25 swings along the axial direction of the shaft 8, the support rod 28 moves to move the nozzle ring 16, and one exhaust introduction wall 14 becomes the other exhaust introduction wall 15. It will advance and retreat. That is, referring to FIG. 5, the nozzle ring 16 is closely spaced from the shroud plate 22.

スライド機構２０の駆動シャフト２４は、その端部に設けられたアーム３１を介して油圧サーボ駆動装置４０によって回動駆動される。図６は、スライド機構２０と油圧サーボ駆動装置４０との連結部３２を示す斜視図である。油圧サーボ駆動装置４０は、サーボピストン４１を上下に進退運動させることで駆動シャフト２４を回動させる構造である。このためにサーボピストン４１の外周には、軸方向に対して直交した摺動溝３３が設けられ、駆動シャフト２４側のアーム３１には、摺動溝３３側に突出したピン３４が設けられ、このピン３４にスライダ３５が嵌め込まれ、スライダ３５が摺動溝３３に対して摺動自在に嵌合している。   The drive shaft 24 of the slide mechanism 20 is rotationally driven by a hydraulic servo drive device 40 via an arm 31 provided at the end thereof. FIG. 6 is a perspective view showing the connecting portion 32 between the slide mechanism 20 and the hydraulic servo drive device 40. The hydraulic servo drive device 40 has a structure that rotates the drive shaft 24 by moving the servo piston 41 up and down. For this purpose, the outer periphery of the servo piston 41 is provided with a sliding groove 33 orthogonal to the axial direction, and the arm 31 on the drive shaft 24 side is provided with a pin 34 protruding to the sliding groove 33 side. A slider 35 is fitted into the pin 34, and the slider 35 is slidably fitted into the sliding groove 33.

つまり、サーボピストン４１を上下動させると、それに伴ってスライダ３５が上下動するとともに摺動溝３３に沿って摺動し、このスライダ３５の動きとピン３４の回動とによりアーム３１の円弧動を許容し、アーム３１を回動させることが可能である。この駆動シャフト２４の回動によって、前述したようにスライド機構２０が駆動され、支持ロッド２８が移動し、ノズルリング１６がシュラウドプレート２２に対して進退することで、可変ターボ過給機１のノズル部１２のノズル開度が調整されるようになっている。   That is, when the servo piston 41 is moved up and down, the slider 35 is moved up and down along with it, and slides along the slide groove 33. The movement of the slider 35 and the rotation of the pin 34 cause the arc motion of the arm 31 to move. And the arm 31 can be rotated. By the rotation of the drive shaft 24, the slide mechanism 20 is driven as described above, the support rod 28 moves, and the nozzle ring 16 advances and retreats with respect to the shroud plate 22, whereby the nozzle of the variable turbocharger 1 is moved. The nozzle opening degree of the part 12 is adjusted.

以下には、油圧サーボ駆動装置４０について詳説する。
図７は図１のＡ−Ａ矢視図であり、図８は図１のＢ−Ｂ矢視図である。後述するサーボピストン４１の着座時の最大ストロークを１００％とすると、図７，８はそれぞれ、ストロークが０％の状態を示している。図９，１０はそれぞれ、ストロークが７５％、１００％の状態を示している。本実施形態での油圧サーボ駆動装置４０には、６ポート３位置型サーボバルブ構造が用いられている。
図７に示すように、油圧サーボ駆動装置４０は、略円筒状のハウジング４２を備え、ハウジング４２に設けられた開口部４２Ａ周りをシールするＯリング１００を介して可変ターボ過給機１のセンターハウジング９に取り付けられる。 Hereinafter, the hydraulic servo drive device 40 will be described in detail.
7 is an AA arrow view of FIG. 1, and FIG. 8 is a BB arrow view of FIG. Assuming that the maximum stroke when a servo piston 41 (described later) is seated is 100%, FIGS. 7 and 8 each show a state where the stroke is 0%. 9 and 10 show the strokes of 75% and 100%, respectively. The hydraulic servo drive device 40 in this embodiment uses a 6-port 3-position servo valve structure.
As shown in FIG. 7, the hydraulic servo drive device 40 includes a substantially cylindrical housing 42 and the center of the variable turbocharger 1 through an O-ring 100 that seals around an opening 42 </ b> A provided in the housing 42. It is attached to the housing 9.

ハウジング４２の内部には、上下に貫通した円筒状のシリンダ室４３が設けられ、このシリンダ室４３には、貫通方向に沿って摺動するサーボピストン４１が収容されている。シリンダ室４３の図中の上端部分には、Ｏリング１０１を介して円筒状の閉塞部材４４が取り付けられ、この閉塞部材４４の内周部分には、Ｏリング１０２，１０３を介してストロークセンサ４５が取り付けられ、このストロークセンサ４５によってシリンダ室４３の上端部分が密閉されているとともに、サーボピストン４１のストローク量が計測される。また、シリンダ室４３の図中の下端部分は、Ｏリング１０４を介して閉塞部材４６によって密閉されている。   A cylindrical cylinder chamber 43 penetrating vertically is provided inside the housing 42, and a servo piston 41 that slides in the penetrating direction is accommodated in the cylinder chamber 43. A cylindrical closing member 44 is attached to the upper end portion of the cylinder chamber 43 in the drawing via an O-ring 101, and a stroke sensor 45 is attached to the inner peripheral portion of the closing member 44 via O-rings 102 and 103. The stroke sensor 45 seals the upper end portion of the cylinder chamber 43 and measures the stroke amount of the servo piston 41. Further, the lower end portion of the cylinder chamber 43 in the figure is sealed by a closing member 46 via an O-ring 104.

ハウジング４２の側部には、内外を連通させる開口部４２Ａが設けられ、この開口部４２Ａに対応する位置には、駆動シャフト２４とサーボピストン４１との連結部３２が設けられている。   An opening 42A that communicates the inside and the outside is provided on the side of the housing 42, and a connecting portion 32 between the drive shaft 24 and the servo piston 41 is provided at a position corresponding to the opening 42A.

一方、ハウジング４２の開口部４２Ａとは反対側の側面には、パイロット圧を供給するパイロットポート７１、図示しないポンプからの油を供給するポンプポート７２、および油を戻すドレーンポート７３が設けられている。   On the other hand, a pilot port 71 that supplies pilot pressure, a pump port 72 that supplies oil from a pump (not shown), and a drain port 73 that returns oil are provided on the side surface of the housing 42 opposite to the opening 42A. Yes.

次に、サーボピストン４１について説明する。
シリンダ室４３に収容されたサーボピストン４１の上端部には、開口部４１Ａが設けられ、下端部には開口部４１Ｂが設けられて、サーボピストン４１内部には、摺動方向に沿って貫通するセンターホール４１１が設けられている。 Next, the servo piston 41 will be described.
An opening 41A is provided at the upper end of the servo piston 41 accommodated in the cylinder chamber 43, and an opening 41B is provided at the lower end. The servo piston 41 penetrates along the sliding direction. A center hole 411 is provided.

サーボピストン４１の開口部４１Ａには、ストロークセンサ４５の可動子４５Ａが取り付けられた取付部材４７が螺合されている。この取付部材４７とホールＩＣ等の固定子４５Ｂ側のキャップ部材４５１との間には、ポンプ油圧室としての第１油圧室５１が形成されている。固定子４５Ｂは、サーボピストン４１と共に移動する可動子４５Ａの磁界を検知するものである。これらの可動子４５Ａ、固定子４５Ｂを備えたストロークセンサ４５によれば、前述したように、サーボピストン４１のストローク量を計測することにより、サーボピストン４１の動きに伴って可変する可変ターボ過給機１でのノズル開度状態をセンシング可能である。   An attachment member 47 to which the mover 45A of the stroke sensor 45 is attached is screwed into the opening 41A of the servo piston 41. A first hydraulic chamber 51 as a pump hydraulic chamber is formed between the mounting member 47 and a cap member 451 on the stator 45B side such as a Hall IC. The stator 45B detects the magnetic field of the mover 45A that moves together with the servo piston 41. According to the stroke sensor 45 including the mover 45A and the stator 45B, as described above, the variable turbocharger that varies with the movement of the servo piston 41 by measuring the stroke amount of the servo piston 41. The nozzle opening state in the machine 1 can be sensed.

また、図中下方の開口部４１Ｂには、閉塞部材４６と第２台座部材５０に挟持された支持部材４８が挿入されており、サーボピストン４１は、支持部材４８の外周およびシリンダ室４３内を摺動する。サーボピストン４１の下端面４１２の下方には、閉塞部材４６に囲われた第２油圧室５２が形成されている。サーボピストン４１の下端内面には、支持部材４８が良好なシール状態で密着挿入しており、第２油圧室５２内の油が下端面４１２からセンターホール４１１内に入り込む心配がない。   Further, a support member 48 sandwiched between the closing member 46 and the second pedestal member 50 is inserted into the lower opening portion 41B in the drawing, and the servo piston 41 passes through the outer periphery of the support member 48 and the inside of the cylinder chamber 43. Slide. A second hydraulic chamber 52 surrounded by a closing member 46 is formed below the lower end surface 412 of the servo piston 41. The support member 48 is tightly inserted into the inner surface of the lower end of the servo piston 41 with a good seal, so that there is no concern that the oil in the second hydraulic chamber 52 enters the center hole 411 from the lower end surface 412.

第２油圧室５２内には、支持部材４８を囲むように、第１台座部材４９が配置され、第１台座部材４９の受座４９２の上面とサーボピストン４１の下端面４１２との間には、第１ばね部材としてのスプリング８０が挟持されている。このスプリング８０は、ノズル開度が全開状態から全閉近傍状態に至るまでの間で、サーボピストン４１を予め設定された第１付勢力Ｆ１よりも小さな付勢力で付勢する。これにより、サーボピストン４１は、第１台座部材４９から離間する方向へ、すなわち、ノズル部１２のノズル開度が開く側に付勢されている。 A first pedestal member 49 is disposed in the second hydraulic chamber 52 so as to surround the support member 48, and between the upper surface of the receiving seat 492 of the first pedestal member 49 and the lower end surface 412 of the servo piston 41. A spring 80 as a first spring member is sandwiched. The spring 80 urges the servo piston 41 with a urging force smaller than the first urging force F 1 set in advance until the nozzle opening degree reaches the fully closed state. As a result, the servo piston 41 is biased in a direction away from the first pedestal member 49, that is, toward the side where the nozzle opening of the nozzle portion 12 is opened.

第１台座部材４９の下方には、第１台座部材４９と同一形状の第２台座部材５０がやはり支持部材４８を囲うように配置されている。第１台座部材４９の受座４９２の下面と第２台座部材５０の受座５０１の上面との間には、第２ばね部材としてのスプリング３０が挟持され、第１台座部材４９および第２台座部材５０は、互いに離間する方向へ付勢されている。スプリング３０は、ノズル開度が全閉近傍状態から全閉状態に至るまでの間で、サーボピストン４１を予め設定された第２付勢力Ｆ２よりも大きな付勢力で付勢する。以上のスプリング３０，８０は直列的に配置されることで、サーボピストン４１を同時に付勢しているのであり、このようなスプリング３０，８０によって本発明の付勢手段を構成している。 Below the first pedestal member 49, a second pedestal member 50 having the same shape as the first pedestal member 49 is also disposed so as to surround the support member 48. A spring 30 as a second spring member is sandwiched between the lower surface of the receiving seat 492 of the first seat member 49 and the upper surface of the receiving seat 501 of the second seat member 50, and the first seat member 49 and the second seat The members 50 are urged in directions away from each other. The spring 30 urges the servo piston 41 with a larger urging force than the preset second urging force F 2 until the nozzle opening degree reaches from the fully closed state to the fully closed state. The above-described springs 30 and 80 are arranged in series to urge the servo piston 41 at the same time, and the springs 30 and 80 constitute the urging means of the present invention.

そして、図７に示す状態（サーボピストン４１のストロークが０％であり、ポンプポート７２へ油が供給されていない状態）では、第１台座部材４９は、シリンダ室４３の下端部に当接され、第２台座部材５０は、閉塞部材４６の底面に当接されている。第１台座部材４９と第２台座部材５０とは、互いに当接しておらず、第１台座部材４９と第２台座部材５０との間には、隙間２００が形成されている。   In the state shown in FIG. 7 (the state where the stroke of the servo piston 41 is 0% and the oil is not supplied to the pump port 72), the first base member 49 is brought into contact with the lower end portion of the cylinder chamber 43. The second seat member 50 is in contact with the bottom surface of the closing member 46. The first seat member 49 and the second seat member 50 are not in contact with each other, and a gap 200 is formed between the first seat member 49 and the second seat member 50.

スプリング３０としては、スプリング８０よりも取付荷重（Ｎ）の大きいものが使用されている。すなわち、スプリング３０の第２付勢力の方が、スプリング８０の第１付勢力よりも格段に大きい。従って、スプリング８０が、サーボピストン４１の下方への移動により縮み切った後には、サーボピストン４１のさらなる移動により第１台座部材４９を付勢するスプリング３０が縮み始めて、サーボピストン４１によるスライド機構２０の駆動力を吸収キャンセルする。このため、スプリング３０が縮んだ状態では、サーボピストン４１によるスライド機構２０の駆動力が大きく低減し、ノズルリング１６がシュラウドプレート２２に近接した際のノズルリング１６の推力が大幅に低減され、互いに接触した際の衝撃が確実に緩和される。   As the spring 30, a spring having a larger mounting load (N) than that of the spring 80 is used. That is, the second urging force of the spring 30 is much larger than the first urging force of the spring 80. Therefore, after the spring 80 is contracted by the downward movement of the servo piston 41, the spring 30 that biases the first seat member 49 starts to contract by the further movement of the servo piston 41, and the sliding mechanism 20 by the servo piston 41. Absorbs and cancels the driving force. For this reason, when the spring 30 is contracted, the driving force of the slide mechanism 20 by the servo piston 41 is greatly reduced, and the thrust of the nozzle ring 16 when the nozzle ring 16 is close to the shroud plate 22 is greatly reduced. The impact at the time of contact is surely reduced.

センターホール４１１には、パイロットスプール６０が摺動自在に配置されている。センターホール４１１において、取付部材４７の下端面とパイロットスプール６０の上端面との間には、パイロット油圧室５３が形成されている。このパイロット油圧室５３とハウジング４２に設けられたパイロットポート７１とは、サーボピストン４１のサーボ油路４１３を介して常時連通している。このようにパイロットスプール６０は、パイロットポート７１からパイロット油圧室５３に供給、排出されるパイロット圧用の油により、センターホール４１１内を摺動する。   A pilot spool 60 is slidably disposed in the center hole 411. In the center hole 411, a pilot hydraulic chamber 53 is formed between the lower end surface of the mounting member 47 and the upper end surface of the pilot spool 60. The pilot hydraulic chamber 53 and a pilot port 71 provided in the housing 42 are always in communication with each other via a servo oil passage 413 of the servo piston 41. Thus, the pilot spool 60 slides in the center hole 411 by the pilot pressure oil supplied to and discharged from the pilot port 71 to the pilot hydraulic chamber 53.

サーボピストン４１において、その摺動方向の略中央には、センターホール４１１とハウジング４２のポンプポート７２とを連通させるプレッシャ油路４１４が径方向に穿設されている。このプレッシャ油路４１４を介して、ポンプからの油がセンターホール４１１内に流入する。このプレッシャ油路４１４の外側は、サーボピストン４１の外周に長穴状に形成された幅広の浅溝４１５に開口しており、浅溝４１５が所定の上下寸法を有していることで、サーボピストン４１のストローク内でプレッシャ油路４１４とポンプポート７２とが常時連通する。さらに、プレッシャ油路４１４の内側は、パイロットスプール６０の外周に形成された溝部６０１に開口している。   In the servo piston 41, a pressure oil passage 414 that allows the center hole 411 and the pump port 72 of the housing 42 to communicate with each other is formed in the radial direction substantially at the center in the sliding direction. Oil from the pump flows into the center hole 411 through the pressure oil passage 414. The outer side of the pressure oil passage 414 opens into a wide shallow groove 415 formed in the shape of a long hole in the outer periphery of the servo piston 41, and the shallow groove 415 has a predetermined vertical dimension. Within the stroke of the piston 41, the pressure oil passage 414 and the pump port 72 are always in communication. Further, the inside of the pressure oil passage 414 is open to a groove portion 601 formed on the outer periphery of the pilot spool 60.

また、サーボピストン４１には、センターホール４１１とハウジング４２のドレーンポート７３とを連通させて、センターホール４１１内の油を図示しないオイルパンに戻すリターン油路４１６が設けられている。このリターン油路４１６の外側において、ハウジング４２内には、円環状の浅溝４２１が設けられている。リターン油路４１６は、浅溝４２１を介してサーボピストン４１のストローク内でドレーンポート７３と常時連通する。   The servo piston 41 is provided with a return oil passage 416 for communicating the center hole 411 and the drain port 73 of the housing 42 to return the oil in the center hole 411 to an oil pan (not shown). Outside the return oil passage 416, an annular shallow groove 421 is provided in the housing 42. The return oil passage 416 always communicates with the drain port 73 through the shallow groove 421 within the stroke of the servo piston 41.

図８に示すように、サーボピストン４１には加えて、センターホール４１１と上方の第１油圧室５１とを連通させるピストン油路としての第１ピストン油路４１７、および排出循環油路４１８が設けられている。また、サーボピストン４１には、センターホール４１１と第２油圧室５２とを連通させる第２ピストン油路４１９が設けられている。   As shown in FIG. 8, in addition to the servo piston 41, a first piston oil passage 417 as a piston oil passage for communicating the center hole 411 and the upper first hydraulic chamber 51 and a discharge circulation oil passage 418 are provided. It has been. Further, the servo piston 41 is provided with a second piston oil passage 419 that allows the center hole 411 and the second hydraulic chamber 52 to communicate with each other.

第１ピストン油路４１７の下端側は、センターホール４１１内に開口した連通部４１７Ａとなっており、排出循環油路４１８の下端側は、センターホール４１１内に開口した連通部４１８Ａとなっている。   The lower end side of the first piston oil passage 417 is a communication portion 417A opened in the center hole 411, and the lower end side of the discharge circulation oil passage 418 is a communication portion 418A opened in the center hole 411. .

第１ピストン油路４１７の下端側の連通部４１７Ａは、プレッシャ油路４１４（図７）よりも図中の下方に位置し、排出循環油路４１８の下端側の連通部４１８Ａは、プレッシャ油路４１４よりも図中の上方に位置している。第２ピストン油路４１９の上端側に設けられたセンターホール４１１との連通部４１９Ａは、連通部４１７Ａ，４１８Ａの間に位置している。   A communication portion 417A on the lower end side of the first piston oil passage 417 is located below the pressure oil passage 414 (FIG. 7) in the drawing, and a communication portion 418A on the lower end side of the discharge circulation oil passage 418 is provided on the pressure oil passage. It is located above 414 in the figure. A communication portion 419A with the center hole 411 provided on the upper end side of the second piston oil passage 419 is located between the communication portions 417A and 418A.

パイロットスプール６０の外周には、図中下方から順に第１〜第３スプールランド６１，６２，６３が設けられている。パイロットスプール６０の内部には、図中の下方に開口したリターン油路６４が設けられており、第２，第３スプールランド６２，６３間に設けられた溝部６０２とリターン油路６４とが連通している。さらに、リターン油路６４の下側が開口していることで、このリターン油路６４とリターン油路４１６とドレーンポート７３とが連通している。   On the outer periphery of the pilot spool 60, first to third spool lands 61, 62, 63 are provided in order from the lower side in the figure. A return oil passage 64 that opens downward in the drawing is provided inside the pilot spool 60, and the groove portion 602 provided between the second and third spool lands 62 and 63 communicates with the return oil passage 64. is doing. Further, since the lower side of the return oil passage 64 is opened, the return oil passage 64, the return oil passage 416, and the drain port 73 communicate with each other.

パイロットスプール６０の下端面６０３と支持部材４８の受座４８１との間には、スプリング９０が介装されており、このスプリング９０によりパイロットスプール６０は支持部材４８から離間する方向へ付勢されている。パイロットスプール６０は、パイロット油圧室５３内のパイロット圧によって、スプリング９０の付勢力に抗して下方に移動する。または、パイロット圧を低下させた場合には、スプリング９０の付勢力によってパイロットスプール６０が上方に移動する。   A spring 90 is interposed between the lower end surface 603 of the pilot spool 60 and the seat 481 of the support member 48, and the pilot spool 60 is urged away from the support member 48 by the spring 90. Yes. The pilot spool 60 moves downward against the biasing force of the spring 90 due to the pilot pressure in the pilot hydraulic chamber 53. Alternatively, when the pilot pressure is reduced, the pilot spool 60 moves upward by the urging force of the spring 90.

次に、図９，１０を参照し、油圧サーボ駆動装置４０の動作について説明する。ポンプが駆動されて、ポンプポート７２へ油が供給される状態において、サーボピストン４１をそのストロークが０％の状態（図８）から下降させるには、パイロット圧を上昇させればよい。パイロット油圧室５３内へのパイロット圧用の油の供給は、図示しない比例制御弁によって行われる。図１１のストロークとパイロット圧との関係を示すグラフを参照すると、例えばサーボピストン４１をストロークが７５％の位置まで下降させるには、パイロット油圧室５３内のパイロット圧をＰ１まで上昇させ、スプリング９０の付勢力に抗してパイロットスプール６０をストロークが７５％に対応した位置まで下降させることになる。 Next, the operation of the hydraulic servo drive device 40 will be described with reference to FIGS. In a state where the pump is driven and oil is supplied to the pump port 72, the pilot pressure may be increased to lower the servo piston 41 from the state where the stroke is 0% (FIG. 8). The pilot pressure oil is supplied into the pilot hydraulic chamber 53 by a proportional control valve (not shown). Referring to the graph showing the relationship between the stroke and the pilot pressure 11, for example, the servo piston 41 stroke lowers to 75% position raises the pilot pressure in the pilot hydraulic chamber 53 to P 1, the spring The pilot spool 60 is lowered to a position corresponding to 75% of the stroke against the urging force of 90.

パイロットスプール６０が下降し始めると、第１ピストン油路４１７の連通部４１７Ａとパイロットスプール６０の溝部６０１とが連通し始めるとともに、排出循環油路４１８の連通部４１８Ａとパイロットスプール６０の溝部６０２とが遮断されるため、ポンプから第１油圧室５１内へ油が供給されて、第１油圧室５１内の圧力が上昇し、反対に、第２ピストン油路４１９の連通部４１９Ａと溝部６０２とが連通して、第２油圧室５２内の油がドレーンされる。そして、第１油圧室５１内の圧力によるサーボピストン４１を下げる力が、第２油圧室５２内の圧力およびスプリング８０の力の合力によるサーボピストン４１を上げる力より大きくなると、サーボピストン４１が下降する。   When the pilot spool 60 starts to descend, the communication portion 417A of the first piston oil passage 417 and the groove portion 601 of the pilot spool 60 begin to communicate with each other, and the communication portion 418A of the discharge circulation oil passage 418 and the groove portion 602 of the pilot spool 60 Therefore, oil is supplied from the pump into the first hydraulic chamber 51, and the pressure in the first hydraulic chamber 51 rises. On the contrary, the communication portion 419A and the groove portion 602 of the second piston oil passage 419 Are communicated, and the oil in the second hydraulic chamber 52 is drained. When the force that lowers the servo piston 41 due to the pressure in the first hydraulic chamber 51 becomes larger than the force that raises the servo piston 41 due to the resultant pressure of the second hydraulic chamber 52 and the force of the spring 80, the servo piston 41 descends. To do.

これにより、サーボピストン４１はパイロットスプール６０に追従して下降する。そして、パイロットスプール６０は、パイロット圧とスプリング９０とがつり合う位置まで下降して停止する。ところで、サーボピストン４１が下降している過程では、排出循環油路４１８の連通部４１８Ａは、パイロットスプール６０の溝部６０２との連通が遮断されているため、第１ピストン油路４１７からの油の供給により、第１油圧室５１の容積が拡張され、この拡張に伴って第１油圧室５１内では油の流れが生じ、第１油圧室５１内に臨むストロークセンサ４５周りが冷却される。   As a result, the servo piston 41 descends following the pilot spool 60. Then, the pilot spool 60 descends to a position where the pilot pressure and the spring 90 are balanced and stops. By the way, in the process in which the servo piston 41 is descending, the communication portion 418A of the discharge circulation oil passage 418 is blocked from communicating with the groove portion 602 of the pilot spool 60, so that the oil from the first piston oil passage 417 is removed. By the supply, the volume of the first hydraulic chamber 51 is expanded, and along with this expansion, an oil flow is generated in the first hydraulic chamber 51 and the area around the stroke sensor 45 facing the first hydraulic chamber 51 is cooled.

また、本実施形態では、パイロットスプール６０がストローク途中の任意の位置で停止し、これに応じてサーボピストン４１も停止しているようなつり合い状態では、図９にストロークが７５％の位置でつり合っている状態を示すように、第１ピストン油路４１７の連通部４１７Ａがパイロットスプール６０の溝部６０１と微小に連通し、かつ排出循環油路４１８の連通部４１８Ａがパイロットスプール６０の溝部６０２と微小に連通するように設定されている。これによれば、第１ピストン油路４１７からの油は、第１油圧室５１へ供給される一方で、排出循環油路４１８を通って、パイロットスプール６０のリターン油路６４へドレーンされるため、ストロークセンサ４５周りを通って循環することとなり、やはりストロークセンサ４５を冷却できる。   Further, in this embodiment, in a balanced state where the pilot spool 60 is stopped at an arbitrary position in the middle of the stroke and the servo piston 41 is also stopped accordingly, the balance is changed at a position where the stroke is 75% in FIG. As shown, the communication portion 417A of the first piston oil passage 417 is in minute communication with the groove portion 601 of the pilot spool 60, and the communication portion 418A of the discharge circulation oil passage 418 is in communication with the groove portion 602 of the pilot spool 60. It is set to communicate minutely. According to this, since the oil from the first piston oil passage 417 is supplied to the first hydraulic chamber 51, it is drained to the return oil passage 64 of the pilot spool 60 through the discharge circulation oil passage 418. Circulates around the stroke sensor 45, and the stroke sensor 45 can be cooled again.

図９に示すように、サーボピストン４１のストロークが７５％の状態とは、サーボピストン４１の下向きの力により、スプリング８０が縮み切った状態であるか、またはサーボピストン４１の下端縁が第１台座部材４９に当接した状態である。通常、可変ターボ過給機１のノズル部１２の開度調整は、サーボピストン４１のストロークで言うと、このストロークが７５％以内で緻密に行われる。そして、本実施形態では、開度調整を精度良く行うために、排気ガスの流体エネルギー等の外乱による大きな荷重を受けてもノズルリング１６が押し戻されないよう、サーボピストン４１を油圧によって強力に駆動しているのであり、ノズルリング１６に大きな推力を生じさせているのである。   As shown in FIG. 9, the state where the stroke of the servo piston 41 is 75% means that the spring 80 is contracted by the downward force of the servo piston 41 or the lower end edge of the servo piston 41 is the first. In this state, the base member 49 is in contact. Normally, the adjustment of the opening degree of the nozzle portion 12 of the variable turbocharger 1 is performed precisely within 75% of the stroke of the servo piston 41. In this embodiment, in order to accurately adjust the opening, the servo piston 41 is strongly driven by hydraulic pressure so that the nozzle ring 16 is not pushed back even when a large load due to disturbance such as fluid energy of exhaust gas is received. That is, a large thrust is generated in the nozzle ring 16.

以下には、サーボピストン４１をストロークが７５％の位置からさらに１００％の位置まで下降させる場合について説明する。ただし、実際には、ストロークが７５％〜１００％の間でノズルリング１６がシュラウドプレート２２に当接し、当接時点でサーボピストン４１が停止するため、１００％のストローク位置に達することはない。   Hereinafter, a case where the servo piston 41 is lowered from a position where the stroke is 75% to a position where it is further 100% will be described. However, in reality, the nozzle ring 16 contacts the shroud plate 22 when the stroke is between 75% and 100%, and the servo piston 41 stops at the time of contact, so that the stroke position does not reach 100%.

図１０に示すストロークが１００％の状態に向けて動作させるには、比例制御弁によって、図１１に示すように、ストロークが１００％となるパイロット圧Ｐ２までパイロット油圧室５３内の圧力を上昇させる。すると、スプリング９０の付勢力に抗してパイロットスプール６０がさらに下降し、第１ピストン油路４１７を介して、ポンプから第１油圧室５１内へ油がさらに供給される。そして、第１油圧室５１内の圧力によりサーボピストン４１を下げる力が、第２油圧室５２内の圧力およびスプリング３０での力の合力によるサーボピストン４１を上向きに上げる力よりも大きくなると、サーボピストン４１が下降する。 In order to operate toward the state where the stroke shown in FIG. 10 is 100%, as shown in FIG. 11, the pressure in the pilot hydraulic chamber 53 is increased to the pilot pressure P 2 at which the stroke becomes 100% by the proportional control valve. Let Then, the pilot spool 60 further descends against the urging force of the spring 90, and oil is further supplied from the pump into the first hydraulic chamber 51 via the first piston oil passage 417. When the force that lowers the servo piston 41 by the pressure in the first hydraulic chamber 51 becomes larger than the force that raises the servo piston 41 by the resultant force of the pressure in the second hydraulic chamber 52 and the force in the spring 30, the servo The piston 41 descends.

これにより、サーボピストン４１はパイロットスプール６０に追従して下降する。そして、パイロットスプール６０は、パイロット圧とスプリング９０とがつり合う位置まで下降して停止する。サーボピストン４１が下降している過程ではやはり、排出循環油路４１８の連通部４１８Ａと、パイロットスプール６０の溝部６０２との連通が遮断されているため、第１油圧室５１内では入り込む油の流れによりストロークセンサ４５が冷却される。   As a result, the servo piston 41 descends following the pilot spool 60. Then, the pilot spool 60 descends to a position where the pilot pressure and the spring 90 are balanced and stops. In the process in which the servo piston 41 is descending, the communication between the communication portion 418A of the discharge circulation oil passage 418 and the groove portion 602 of the pilot spool 60 is also blocked, so that the flow of oil entering the first hydraulic chamber 51 As a result, the stroke sensor 45 is cooled.

なお、参考までに説明するが、ストロークが１００％に達した状態では、第１台座部材４９が、第２台座部材５０に当接し、サーボピストン４１の移動が規制される。また、サーボピストン４１を上昇させる場合には、パイロット油圧室５３内のパイロット圧を低下させればよく、パイロット圧による力がスプリング９０の付勢力より小さくなるため、パイロットスプール６０が上昇し、これに伴って、第２油圧室５２に油が供給されるとともに、第１油圧室５１内の油がドレーンされるため、サーボピストン４１はパイロットスプール６０に追従して上昇する。また、第１油圧室５１内からの油のドレーンにより、油の流れが入るため、このことでもストロークセンサ４５を冷却できる。   As will be described for reference, when the stroke reaches 100%, the first pedestal member 49 comes into contact with the second pedestal member 50 and the movement of the servo piston 41 is restricted. In order to raise the servo piston 41, the pilot pressure in the pilot hydraulic chamber 53 may be reduced. Since the force by the pilot pressure is smaller than the biasing force of the spring 90, the pilot spool 60 rises. Accordingly, the oil is supplied to the second hydraulic chamber 52 and the oil in the first hydraulic chamber 51 is drained, so that the servo piston 41 rises following the pilot spool 60. In addition, since the oil flows from the drain of the oil from the first hydraulic chamber 51, the stroke sensor 45 can also be cooled.

図１２は、サーボピストン４１によるスライド機構２０の駆動力（Ｎ）とサーボピストン４１のストローク（％）との関係を示すグラフが示されている。この図によると、サーボピストン４１が下方に駆動する場合では、まず、サーボピストン４１の推力によりスプリング８０が縮み始め、サーボピストン４１のストロークが７５％に達すると、前述したように、サーボピストン４１の下端縁が第１台座部材４９に当接した状態となるか、またはスプリング８０は縮み切ることとなる。   FIG. 12 is a graph showing the relationship between the driving force (N) of the slide mechanism 20 by the servo piston 41 and the stroke (%) of the servo piston 41. According to this figure, when the servo piston 41 is driven downward, first, the spring 80 starts to contract due to the thrust of the servo piston 41, and when the stroke of the servo piston 41 reaches 75%, as described above, the servo piston 41 The lower end edge of the first contact member 49 comes into contact with the first pedestal member 49 or the spring 80 is retracted.

この後、ストロークが７５％の状態から１００％の状態では、サーボピストン４１の推力は、第１台座部材４９を付勢するスプリング３０によって大きく吸収されるため、スライド機構２０を駆動するための駆動力が低減して、ノズルリング１６の推力が小さくなり、ノズルリング１６がシュラウドプレート２２に対して衝撃を与えることなく接触する。なお、ノズルリング１６がシュラウドプレート２２に最も近接するような全閉状態、またはこれに近い開度状態では、さほど緻密な開度制御が要求されないため、ノズルリング１６の推力がわずかであっても実用に支障をきたすことはない。   Thereafter, in a state where the stroke is from 75% to 100%, the thrust of the servo piston 41 is greatly absorbed by the spring 30 that urges the first base member 49, so that the drive for driving the slide mechanism 20 is performed. The force is reduced, the thrust of the nozzle ring 16 is reduced, and the nozzle ring 16 contacts the shroud plate 22 without giving an impact. Note that in a fully closed state where the nozzle ring 16 is closest to the shroud plate 22 or in an opening state close to this, since a fine opening degree control is not required, even if the thrust of the nozzle ring 16 is small. There is no hindrance to practical use.

本実施形態によれば、ストロークが０％から７５％の状態においては、サーボピストン４１によるスライド機構２０の駆動力は、そのほとんどがノズルリング１６へ伝達されるが、その後、ストロークが７５％〜１００％の間では、サーボピストン４１による駆動力は、取付荷重（Ｎ）の大きいスプリング３０で吸収されることとなるので、スライド機構２０の駆動力を低減でき、ノズルリング１６がシュラウドプレート２２に勢いよく接触するのを抑制できる。   According to the present embodiment, in the state where the stroke is 0% to 75%, most of the driving force of the slide mechanism 20 by the servo piston 41 is transmitted to the nozzle ring 16, but thereafter, the stroke is 75% to 75%. Between 100%, the driving force by the servo piston 41 is absorbed by the spring 30 having a large mounting load (N), so that the driving force of the slide mechanism 20 can be reduced, and the nozzle ring 16 is applied to the shroud plate 22. The contact with vigor can be suppressed.

[第２実施形態]
図１３は、第２実施形態の油圧サーボ駆動装置４０の要部を示す図である。
本実施形態では、閉塞部材４６の底面には、ボルト８１が螺合されており、ボルト８１のネジ部８１１には、受座８２が摺動自在に取り付けられている。受座８２と閉塞部材４６との間には、第２ばね部材としての複数の皿ばね８３が介装されている。また、サーボピストン４１の下端面４１２と閉塞部材４６との間には、第１ばね部材としてのスプリング３０が挟持されている。この際、皿ばね８３およびスプリング３０は、サーボピストン４１の付勢開始タイミングが異なるように並列的に配置されている。 [Second Embodiment]
FIG. 13 is a diagram illustrating a main part of the hydraulic servo drive device 40 of the second embodiment.
In the present embodiment, a bolt 81 is screwed to the bottom surface of the closing member 46, and a receiving seat 82 is slidably attached to a screw portion 811 of the bolt 81. A plurality of disc springs 83 as second spring members are interposed between the seat 82 and the closing member 46. A spring 30 serving as a first spring member is sandwiched between the lower end surface 412 of the servo piston 41 and the closing member 46. At this time, the disc spring 83 and the spring 30 are arranged in parallel so that the biasing start timing of the servo piston 41 is different.

複数の皿ばね８３全体の取付荷重（Ｎ）としては、スプリング３０の取付荷重（Ｎ）よりも大きく設定されている。サーボピストン４１が下降すると、まず、サーボピストン４１がスプリング３０を圧縮し始め、サーボピストン４１のストロークが７５％となると、サーボピストン４１の下端面４１２が受座８２を圧縮し始める。すなわち、サーボピストン４１のストロークが７５％〜１００％の間では、サーボピストン４１による駆動力は、スプリング３０および皿ばね８３の両方で吸収されることとなる。   The mounting load (N) of the plurality of disc springs 83 as a whole is set larger than the mounting load (N) of the spring 30. When the servo piston 41 descends, first, the servo piston 41 starts to compress the spring 30. When the stroke of the servo piston 41 reaches 75%, the lower end surface 412 of the servo piston 41 starts to compress the seat 82. That is, when the stroke of the servo piston 41 is between 75% and 100%, the driving force by the servo piston 41 is absorbed by both the spring 30 and the disc spring 83.

本実施形態によっても、サーボピストン４１による駆動力は、サーボピストン４１のストロークが７５％〜１００％の間では、スプリング３０および皿ばね８３で大きく吸収されるので、スライド機構２０の駆動力を低減できる。   Also in the present embodiment, the driving force of the servo piston 41 is greatly absorbed by the spring 30 and the disc spring 83 when the stroke of the servo piston 41 is between 75% and 100%, so the driving force of the slide mechanism 20 is reduced. it can.

[第３実施形態]
図１４は、第３実施形態の油圧サーボ駆動装置４０を示す図である。
本実施形態での油圧サーボ駆動装置には、３ポート式のサーボバルブ構造が用いられている。ここでは、前記各実施形態と異なる動作についてのみ説明する。
３ポート式のサーボバルブ構造では、サーボピストン４１が下降するときには、パイロット油圧室５１内へパイロット圧を増加させると、サーボピストン４１は、第２油圧室５２に作用する圧力による力およびスプリング８０の付勢力に抗して下降する。そして、第２油圧室５２内に供給される油が、第２ピストン油路４１９を介して、リターン油路４１６からドレーンされる。 [Third embodiment]
FIG. 14 is a diagram showing a hydraulic servo drive device 40 of the third embodiment.
The hydraulic servo drive device in this embodiment uses a three-port servo valve structure. Here, only operations different from those of the above-described embodiments will be described.
In the three-port servovalve structure, when the servo piston 41 descends, when the pilot pressure is increased into the pilot hydraulic chamber 51, the servo piston 41 causes the force due to the pressure acting on the second hydraulic chamber 52 and the spring 80 to move. It descends against the urging force. Then, the oil supplied into the second hydraulic chamber 52 is drained from the return oil passage 416 via the second piston oil passage 419.

一方、サーボピストン４１が上昇するときには、パイロット油圧室５１内のパイロット圧を低下させることにより、サーボピストン４１は、第２油圧室５２に作用する圧力による力およびスプリング３０の付勢力によって上昇する。この際、浅溝４２１周辺の油が、第２ピストン油路４１９によって第２油圧室５２内へ供給される。   On the other hand, when the servo piston 41 rises, the servo pressure in the pilot hydraulic chamber 51 is lowered by the force acting on the second hydraulic chamber 52 and the biasing force of the spring 30 by reducing the pilot pressure in the pilot hydraulic chamber 51. At this time, oil around the shallow groove 421 is supplied into the second hydraulic chamber 52 by the second piston oil passage 419.

本実施形態においても、前記第１実施形態と同様にサーボピストン４１の下方には、スプリング３０，８０が設けられているので、サーボピストン４１による駆動力をスプリング３０，８０にて吸収できる。   Also in the present embodiment, since the springs 30 and 80 are provided below the servo piston 41 as in the first embodiment, the driving force by the servo piston 41 can be absorbed by the springs 30 and 80.

なお、本発明を実施するための最良の構成、方法などは、以上の記載で開示されているが、本発明は、これに限定されるものではない。すなわち、本発明は、主に特定の実施形態に関して特に図示され、かつ説明されているが、本発明の技術的思想および目的の範囲から逸脱することなく、以上述べた実施形態に対し、形状、数量、その他の詳細な構成において、当業者が様々な変形を加えることができるものである。
従って、上記に開示した形状、数量などを限定した記載は、本発明の理解を容易にするために例示的に記載したものであり、本発明を限定するものではないから、それらの形状、数量などの限定の一部もしくは全部の限定を外した部材の名称での記載は、本発明に含まれるものである。 The best configuration, method, and the like for carrying out the present invention have been disclosed above, but the present invention is not limited to this. That is, the invention has been illustrated and described with particular reference to certain specific embodiments, but without departing from the spirit and scope of the invention, Various modifications can be made by those skilled in the art in terms of quantity and other detailed configurations.
Therefore, the description limited to the shape, quantity and the like disclosed above is an example for easy understanding of the present invention, and does not limit the present invention. The description by the name of the member which remove | excluded the limitation of one part or all of such restrictions is included in this invention.

例えば、前記第２実施形態では、スプリング３０と皿ばね８３とが用いられていたが、共にスプリング（コイルばね）によって構成してもよい。
前記第３実施形態では、スプリング３０，８０を用いたが、スプリング８０の代わりに第２実施形態のような皿ばねを用いる構成にしてもよい。 For example, in the second embodiment, the spring 30 and the disc spring 83 are used, but both may be constituted by a spring (coil spring).
Although the springs 30 and 80 are used in the third embodiment, a disc spring as in the second embodiment may be used instead of the spring 80.

前記各実施形態の可変ターボ過給機１は、ノズルリング１６をスライド機構２０によりスライドさせて、ノズル部１２の開口面積を変更する構造であったが、これに限定されず、複数設けられたノズルベーンをスイング機構を用いてスイングさせることにより開口面積を変更する構造であってもよい。このような場合には、各ノズルベーンが重なるように当接する時にスイング機構の駆動力を低減させるように構成すればよく、こうすることで、ノズルベーン同士の損傷を防止できる。   The variable turbocharger 1 of each of the embodiments described above has a structure in which the nozzle ring 16 is slid by the slide mechanism 20 to change the opening area of the nozzle portion 12. A structure in which the opening area is changed by swinging the nozzle vane using a swing mechanism may be used. In such a case, the driving force of the swing mechanism may be reduced when the nozzle vanes come into contact with each other so that the nozzle vanes can be prevented from being damaged.

本発明の可変ターボ過給機は、建設機械、乗用車等に搭載されるエンジンに好適に利用できる。   The variable turbocharger of the present invention can be suitably used for an engine mounted on a construction machine, a passenger car, or the like.

本発明に係る可変ターボ過給機を示す斜視図。The perspective view which shows the variable turbocharger which concerns on this invention. 前記可変ターボ過給機を示す断面図。Sectional drawing which shows the said variable turbocharger. 前記可変ターボ過給機のスライド機構を示す図であり、図２のＣ−Ｃ矢視図。It is a figure which shows the slide mechanism of the said variable turbocharger, and is CC arrow line view of FIG. 前記スライド機構の要部を示す断面図であり、図３のＤ−Ｄ矢視図。It is sectional drawing which shows the principal part of the said slide mechanism, and is the DD arrow directional view of FIG. 前記スライド機構によって進退するノズルリングを示す側面図。The side view which shows the nozzle ring which advances / retreats by the said slide mechanism. 前記スライド機構と油圧サーボ駆動装置との連結部を示す斜視図。The perspective view which shows the connection part of the said slide mechanism and a hydraulic servo drive device. 前記第１実施形態に係る油圧サーボ駆動装置を示す断面図であり、図１のＡ−Ａ矢視図。It is sectional drawing which shows the hydraulic servo drive device which concerns on the said 1st Embodiment, and is AA arrow line view of FIG. 前記油圧サーボ駆動装置を示す断面図であり、図１のＢ−Ｂ矢視図。It is sectional drawing which shows the said hydraulic servo drive device, and is the BB arrow line view of FIG. ストロークが７５％の状態の前記油圧サーボ駆動装置を示す断面図。Sectional drawing which shows the said hydraulic servo drive device of a state whose stroke is 75%. ストロークが１００％の状態の前記油圧サーボ駆動装置を示す断面図。Sectional drawing which shows the said hydraulic servo drive device of a state whose stroke is 100%. パイロット圧とストロークとの関係を示すグラフ。The graph which shows the relationship between pilot pressure and stroke. ストロークと荷重との関係を示すグラフ。The graph which shows the relationship between a stroke and a load. 第２実施形態に係る油圧サーボ駆動装置の要部を示す断面図。Sectional drawing which shows the principal part of the hydraulic servo drive device which concerns on 2nd Embodiment. 第３実施形態に係る３ポート式の油圧サーボ駆動装置を示す断面図。Sectional drawing which shows the 3 port type hydraulic servo drive device which concerns on 3rd Embodiment.

符号の説明Explanation of symbols

１…可変ターボ過給機、１６…ノズルリング（可動部材）、１７…対向面、２０…スライド機構（開度調整機構）、２２…シュラウドプレート（対向部材）、３０…スプリング（第２ばね部材）、４０…油圧サーボ駆動装置、４１…サーボピストン、５１…第１油圧室（ポンプ油圧室）、６０…パイロットスプール、７２…ポンプポート、７３…ドレーンポート、８０…スプリング（第１ばね部材）、８３…皿ばね（第２ばね部材）、４１７…第１ピストン油路（ピストン油路）、４１８…排出循環油路。   DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Variable turbocharger, 16 ... Nozzle ring (movable member), 17 ... Opposing surface, 20 ... Slide mechanism (opening adjustment mechanism), 22 ... Shroud plate (opposing member), 30 ... Spring (2nd spring member) 40 ... hydraulic servo drive device, 41 ... servo piston, 51 ... first hydraulic chamber (pump hydraulic chamber), 60 ... pilot spool, 72 ... pump port, 73 ... drain port, 80 ... spring (first spring member) , 83: Disc spring (second spring member), 417: First piston oil passage (piston oil passage), 418: Discharge circulation oil passage.

Claims (6)

ノズル開度が調整自在に設けられているとともに、前記ノズル開度の開度調整機構を駆動する油圧サーボ駆動装置を備えた可変ターボ過給機であって、
前記油圧サーボ駆動装置は、
前記開度調整機構に駆動力を伝達するサーボピストンと、
前記サーボピストンを前記ノズル開度が開く側に付勢する付勢手段とを備え、
前記付勢手段は、前記ノズル開度が全開状態から全閉近傍状態に至るまでの間で前記サーボピストンを付勢する予め設定された第１付勢力よりも小さな付勢力、および前記全閉近傍状態から全閉状態に至るまでの間で前記サーボピストンを付勢する予め設定された第２付勢力よりも大きな付勢力を有し、
前記第２付勢力は、前記第１付勢力よりも大きく設定されている
ことを特徴とする可変ターボ過給機。 A variable turbocharger provided with a hydraulic servo drive device that is provided with an adjustable nozzle opening and drives an opening adjusting mechanism for the nozzle opening,
The hydraulic servo drive device is
A servo piston that transmits driving force to the opening adjustment mechanism;
Urging means for urging the servo piston toward the opening side of the nozzle opening,
The urging means includes an urging force smaller than a preset first urging force for urging the servo piston until the nozzle opening degree reaches a fully closed state from a fully open state, and the fully closed vicinity. A biasing force larger than a preset second biasing force that biases the servo piston between the state and the fully closed state;
The variable turbocharger, wherein the second urging force is set to be larger than the first urging force. 請求項１に記載の可変ターボ過給機において、
前記付勢手段は、複数のばね部材で構成されている
ことを特徴とする可変ターボ過給機。 The variable turbocharger according to claim 1, wherein
The urging means is composed of a plurality of spring members. A variable turbocharger, wherein: 請求項２に記載の可変ターボ過給機において、
前記複数のばね部材は、前記サーボピストンの付勢開始タイミングが同じで、かつばねの取付荷重の異なる第１ばね部材および第２ばね部材で構成されている
ことを特徴とする可変ターボ過給機。 The variable turbocharger according to claim 2,
The variable turbocharger, wherein the plurality of spring members are composed of a first spring member and a second spring member that have the same biasing start timing of the servo piston and have different spring mounting loads. . 請求項２に記載の可変ターボ過給機において、
前記複数のばね部材は、前記サーボピストンの付勢開始タイミングが異なる第１ばね部材および第２ばね部材で構成されている
ことを特徴とする可変ターボ過給機。 The variable turbocharger according to claim 2,
The plurality of spring members are constituted by a first spring member and a second spring member having different urging start timings of the servo piston. 請求項１ないし請求項４のいずれかに記載の可変ターボ過給機において、
前記油圧サーボ駆動装置は、
ポンプからの油が供給されるポンプポートと、
前記サーボピストンを移動させるための油が流入するポンプ油圧室と、
前記ポンプポートと前記ポンプ油圧室とを連通させるピストン油路と、
前記ポンプ油圧室とドレーンポートとを連通させる排出循環油路とを備えている
ことを特徴とする可変ターボ過給機。 In the variable turbocharger according to any one of claims 1 to 4,
The hydraulic servo drive device is
A pump port to which oil from the pump is supplied;
A pump hydraulic chamber into which oil for moving the servo piston flows;
A piston oil passage for communicating the pump port and the pump hydraulic chamber;
A variable turbocharger comprising: a discharge circulation oil passage that communicates the pump hydraulic chamber with a drain port. ノズル開度が調整自在に設けられているとともに、前記ノズル開度の開度調整機構を駆動する油圧サーボ駆動装置を備えた可変ターボ過給機であって、
前記ノズル開度は、前記開度調整機構に連結されて進退するノズルリングと、前記ノズルリングに対向して配置されたシュラウドプレートとの間の隙間により設定され、
前記油圧サーボ駆動装置には、前記開度調整機構に駆動力を伝達するサーボピストンと、前記サーボピストンを前記ノズル開度が開く側に付勢する第１ばね部材および第２ばね部材とが設けられ、
前記第１ばね部材および第２ばね部材は、前記サーボピストンの付勢開始タイミングが同じで、かつばねの取付荷重が異なるように設定されている
ことを特徴とする可変ターボ過給機。 A variable turbocharger provided with a hydraulic servo drive device that is provided with an adjustable nozzle opening and drives an opening adjusting mechanism for the nozzle opening,
The nozzle opening is set by a gap between a nozzle ring that is connected to the opening adjusting mechanism and moves forward and backward, and a shroud plate that is disposed to face the nozzle ring,
The hydraulic servo drive device includes a servo piston that transmits a driving force to the opening adjustment mechanism, and a first spring member and a second spring member that urge the servo piston toward a side where the nozzle opening is opened. And
The variable turbocharger, wherein the first spring member and the second spring member are set so that the biasing start timing of the servo piston is the same and the mounting load of the spring is different.
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