JP2013155640A - Variable stator vane mechanism of turbo machine - Google Patents

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a variable stator vane mechanism of a turbo mechanism which is capable of reducing pressure loss while reducing fluid leakage.SOLUTION: In a variable stator vane mechanism for a turbo machine which has: a plurality of nozzle vanes; and a plurality of wing axes respectively fixed to a plurality of the nozzle vanes and pivotally supported by shaft holes freely rotatable; and allows the nozzle vanes to change the angle in a flow passage accompanied by a rotation of the wing axes. The nozzle vane 50 is provided with: a first surface 50a and a second surface 50b which has a front and back relationship to each other; a side surface 50c, 50d which extend in the opposed direction of the first surface and the second surface and provided with the wing axes 51 having axis center shifted from the center in the opposed direction to the first surface side and a collar part 52 projected from the end part of the side surface of the first surface side and covering the shaft hole of a flow passage forming wall part. The collar part 52 is positioned in the upstream side of the flow direction of a fluid when the nozzle vane is closed in the maximum and the flow passage surface area between the adjacent nozzle vanes becomes the minimum.

Description

本発明は、過給機、ガスタービン、蒸気タービン、圧縮機等のターボ機械において、流体の流量を可変制御する可変静翼機構に関する。   The present invention relates to a variable stationary blade mechanism that variably controls a flow rate of a fluid in a turbo machine such as a supercharger, a gas turbine, a steam turbine, or a compressor.

従来、過給機をはじめ、流路内を流体が流通するターボ機械において、流体の流量を可変するための可変静翼機構が広く採用されている。こうした可変静翼機構では、例えば、特許文献１に示されるように、流路に環状に整列配置された複数のノズルベーンそれぞれに翼軸が固定されており、この翼軸が、流路壁面に形成された軸孔に回転自在に軸支されている。そして、翼軸の回転に伴ってノズルベーンが流路内で角度を可変させると、流路面積が可変して流路を流通する流体の流量が制御されることとなる。   2. Description of the Related Art Conventionally, a variable stationary blade mechanism for changing the flow rate of a fluid has been widely adopted in turbo machines in which a fluid flows in a flow path including a supercharger. In such a variable vane mechanism, for example, as shown in Patent Document 1, a blade axis is fixed to each of a plurality of nozzle vanes arranged in an annular arrangement in a flow path, and the blade axis is formed on a flow path wall surface. The shaft hole is rotatably supported. And if a nozzle vane changes an angle in a flow path with rotation of a blade axis | shaft, the flow area of a flow path will change and the flow volume of the fluid which distribute | circulates a flow path will be controlled.

上記の可変静翼機構において、翼軸を軸支するための軸孔が流路壁面に露出していると、隣接するノズルベーン間を流通する流体の一部が、軸孔から漏れてしまうという問題が生じる。そこで、ノズルベーンの厚さが翼軸の直径に比して薄く、軸孔をノズルベーンの側面（翼軸の固定面）によって完全に塞ぐことができない場合、換言すれば、軸孔の一部が流路に露出してしまう場合等には、ノズルベーンの側面に鍔部を設け、この鍔部を軸孔に対向させて当該軸孔を塞ぐことで、軸孔からの漏れを低減するのが一般的となっている。   In the above variable stationary blade mechanism, if the shaft hole for supporting the blade shaft is exposed on the flow wall surface, a part of the fluid flowing between the adjacent nozzle vanes leaks from the shaft hole. Occurs. Therefore, when the thickness of the nozzle vane is smaller than the diameter of the blade shaft and the shaft hole cannot be completely blocked by the side surface of the nozzle vane (the fixed surface of the blade shaft), in other words, a part of the shaft hole flows. When exposed to the road, etc., it is common to reduce the leakage from the shaft hole by providing a flange on the side surface of the nozzle vane and closing the shaft hole with the flange facing the shaft hole. It has become.

特開２０１０−１２７０９３号公報JP 2010-127093 A

しかしながら、上記のようにノズルベーンに鍔部を設けると、流体をガイドするノズルベーンの第１の面や第２の面から流路中に鍔部が突出することとなり、この突出した鍔部によって流体に圧力損失が生じるおそれがある。こうした圧力損失は、特に、ノズルベーンが全閉状態に近づくほど、換言すれば、流路面積が小さくなるほど大きくなると考えられる。   However, when the nozzle vane is provided with the flange as described above, the flange protrudes into the flow path from the first surface or the second surface of the nozzle vane that guides the fluid. Pressure loss may occur. Such pressure loss is considered to increase particularly as the nozzle vane approaches the fully closed state, in other words, as the flow path area decreases.

そこで、本発明の目的は、流体の漏れを低減しながらも、圧力損失をも低減することができるターボ機械の可変静翼機構を提供することである。   Therefore, an object of the present invention is to provide a variable stationary blade mechanism for a turbomachine that can reduce pressure loss while reducing fluid leakage.

上記課題を解決するために、本発明のターボ機械の可変静翼機構は、流体が流通する流路に環状に整列配置された複数のノズルベーン、および、前記複数のノズルベーンのそれぞれに固定され、前記流路を区画する流路形成壁部に設けられた軸孔に回転自在に軸支された複数の翼軸を有し、前記翼軸の回転に伴って前記ノズルベーンが前記流路内で角度を可変させるターボ機械の可変静翼機構であって、前記ノズルベーンは、互いに表裏関係にある第１の面および第２の面と、前記第１の面および第２の面の対向方向に延在し、当該対向方向の中央から前記第１の面側および第２の面側のいずれかに軸心をずらして前記翼軸が設けられる側面と、前記第１の面側および第２の面側のうち前記翼軸の軸心が位置する側の前記側面の端部から***し、前記流路形成壁部の軸孔を被覆する鍔部と、を備え、前記鍔部は、前記ノズルベーンが最大に閉じられて隣接するノズルベーン間の流路面積が最も小さくなったときに、前記流体の流れ方向の上流側に位置することを特徴とする。   In order to solve the above problems, a variable stationary blade mechanism of a turbomachine according to the present invention includes a plurality of nozzle vanes arranged annularly in a flow path through which fluid flows, and fixed to each of the plurality of nozzle vanes, A plurality of blade shafts rotatably supported by shaft holes provided in a flow channel forming wall section that divides the flow channel, and the nozzle vane is angled in the flow channel as the blade shaft rotates. The variable vane mechanism of a turbomachine that is variable, wherein the nozzle vane extends in a direction opposite to the first surface and the second surface, and the first surface and the second surface, which are in front and back relation to each other. , A side surface on which the blade axis is provided by shifting the axis from the center in the facing direction to either the first surface side or the second surface side, and the first surface side and the second surface side Raised from the end of the side surface on the side where the axis of the blade axis is located A flange that covers the shaft hole of the flow path forming wall, and the flange is closed when the nozzle vane is closed to the maximum and the flow area between adjacent nozzle vanes is minimized. It is located upstream of the fluid flow direction.

本発明によれば、流体の漏れを低減しながらも、圧力損失をも低減することができる。   According to the present invention, it is possible to reduce pressure loss while reducing fluid leakage.

過給機の概略断面図である。It is a schematic sectional drawing of a supercharger. サポートリングの後面図である。It is a rear view of a support ring. サポートリングに駆動リングが支持された状態を示す図である。It is a figure which shows the state by which the drive ring was supported by the support ring. ノズルベーンおよび翼軸の構造を説明する図である。It is a figure explaining the structure of a nozzle vane and a blade axis | shaft. ノズルベーンによって形成される可変流路を説明する図である。It is a figure explaining the variable flow path formed with a nozzle vane.

以下に添付図面を参照しながら、本発明の好適な実施形態について詳細に説明する。かかる実施形態に示す寸法、材料、その他具体的な数値等は、発明の理解を容易とするための例示にすぎず、特に断る場合を除き、本発明を限定するものではない。なお、本明細書および図面において、実質的に同一の機能、構成を有する要素については、同一の符号を付することにより重複説明を省略し、また本発明に直接関係のない要素は図示を省略する。   Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. The dimensions, materials, and other specific numerical values shown in the embodiments are merely examples for facilitating the understanding of the invention, and do not limit the present invention unless otherwise specified. In the present specification and drawings, elements having substantially the same function and configuration are denoted by the same reference numerals, and redundant description is omitted, and elements not directly related to the present invention are not illustrated. To do.

なお、本発明の可変静翼機構は、一般的にターボ機械とよばれる機械装置に広く適用することが可能であるが、本実施形態では、エンジンから排出される排気ガスのエネルギーによって当該エンジンに供給される空気を過給する過給機に適用される可変静翼機構について説明する。ここでは、まず、過給機の構成について説明し、その後、可変静翼機構について具体的に説明する。   The variable stator vane mechanism of the present invention can be widely applied to a mechanical device generally called a turbomachine. In this embodiment, the variable stationary blade mechanism is applied to the engine by the energy of exhaust gas discharged from the engine. A variable stationary blade mechanism applied to a supercharger that supercharges supplied air will be described. Here, first, the configuration of the supercharger will be described, and then the variable stationary blade mechanism will be specifically described.

図１は、過給機１の概略断面図である。以下では、図に示す矢印Ｆ方向を過給機１の前側とし、矢印Ｒ方向を過給機１の後側として説明する。図１に示すように、過給機１は、ベアリングハウジング２と、ベアリングハウジング２の前側に締結ボルト３によって連結されるタービンハウジング４と、ベアリングハウジング２の後側に締結ボルト５によって連結されるコンプレッサハウジング６と、を備えている。   FIG. 1 is a schematic sectional view of the supercharger 1. In the following description, the arrow F direction shown in the figure is the front side of the supercharger 1, and the arrow R direction is the rear side of the supercharger 1. As shown in FIG. 1, the supercharger 1 is connected to a bearing housing 2, a turbine housing 4 connected to the front side of the bearing housing 2 by a fastening bolt 3, and a fastening bolt 5 to the rear side of the bearing housing 2. And a compressor housing 6.

ベアリングハウジング２には、過給機１の前後方向に貫通する軸受孔２ａが形成されており、この軸受孔２ａにタービン軸７がベアリングを介して回転自在に支持されている。タービン軸７の前端部にはタービンインペラ８が一体的に連結されており、このタービンインペラ８がタービンハウジング４内に回転自在に収容されている。また、タービン軸７の後端部にはコンプレッサインペラ９が一体的に連結されており、このコンプレッサインペラ９がコンプレッサハウジング６内に回転自在に収容されている。   The bearing housing 2 is formed with a bearing hole 2a penetrating in the front-rear direction of the supercharger 1, and a turbine shaft 7 is rotatably supported by the bearing hole 2a via a bearing. A turbine impeller 8 is integrally connected to a front end portion of the turbine shaft 7, and the turbine impeller 8 is rotatably accommodated in the turbine housing 4. A compressor impeller 9 is integrally connected to the rear end portion of the turbine shaft 7, and the compressor impeller 9 is rotatably accommodated in the compressor housing 6.

コンプレッサハウジング６には、過給機１の後側に開口するとともに不図示のエアクリーナに接続される吸気口１０が形成されている。また、締結ボルト５によってベアリングハウジング２とコンプレッサハウジング６とが連結された状態では、これら両ハウジング２、６の対向面によって、空気を圧縮して昇圧するディフューザ流路１１が形成される。このディフューザ流路１１は、タービン軸７（コンプレッサインペラ９）の径方向内側から外側に向けて環状に形成されており、上記の径方向内側において、コンプレッサインペラ９を介して吸気口１０に連通している。   The compressor housing 6 is formed with an air inlet 10 that opens to the rear side of the supercharger 1 and is connected to an air cleaner (not shown). Further, in a state where the bearing housing 2 and the compressor housing 6 are connected by the fastening bolt 5, a diffuser flow path 11 that compresses and pressurizes air is formed by the facing surfaces of both the housings 2 and 6. The diffuser passage 11 is formed in an annular shape from the radially inner side to the outer side of the turbine shaft 7 (compressor impeller 9), and communicates with the intake port 10 via the compressor impeller 9 on the radially inner side. ing.

また、コンプレッサハウジング６には、ディフューザ流路１１よりもタービン軸７（コンプレッサインペラ９）の径方向外側に位置する環状のコンプレッサスクロール流路１２が設けられている。コンプレッサスクロール流路１２は、不図示のエンジンの吸気口と連通するとともに、ディフューザ流路１１にも連通している。したがって、コンプレッサインペラ９が回転すると、吸気口１０からコンプレッサハウジング６内に流体が吸気されるとともに、当該吸気された流体は、ディフューザ流路１１およびコンプレッサスクロール流路１２で昇圧されてエンジンの吸気口に導かれることとなる。   Further, the compressor housing 6 is provided with an annular compressor scroll passage 12 positioned on the radially outer side of the turbine shaft 7 (compressor impeller 9) with respect to the diffuser passage 11. The compressor scroll passage 12 communicates with an intake port of an engine (not shown) and also communicates with the diffuser passage 11. Therefore, when the compressor impeller 9 rotates, fluid is sucked into the compressor housing 6 from the intake port 10, and the sucked fluid is boosted in the diffuser flow path 11 and the compressor scroll flow path 12 to be sucked into the engine intake port. Will be led to.

タービンハウジング４には、過給機１の前側に開口するとともに不図示の排気ガス浄化装置に接続される吐出口１３が形成されている。また、締結ボルト３によってベアリングハウジング２とタービンハウジング４とが連結された状態では、これら両ハウジング２、４の対向面間に間隙１４が形成される。この間隙１４は、後述するノズルベーン５０が配置されて流体が流通する可変流路ｘが構成される部分であり、タービン軸７（タービンインペラ８）の径方向内側から外側に向けて環状に形成されている。   The turbine housing 4 is formed with a discharge port 13 that opens to the front side of the supercharger 1 and is connected to an exhaust gas purification device (not shown). Further, in a state where the bearing housing 2 and the turbine housing 4 are connected by the fastening bolt 3, a gap 14 is formed between the facing surfaces of both the housings 2 and 4. The gap 14 is a portion in which a variable flow path x in which a later-described nozzle vane 50 is arranged to flow a fluid is formed, and is formed in an annular shape from the radially inner side to the outer side of the turbine shaft 7 (turbine impeller 8). ing.

また、タービンハウジング４には、間隙１４よりもタービン軸７（タービンインペラ８）の径方向外側に位置する環状のタービンスクロール流路１５が設けられている。タービンスクロール流路１５は、エンジンから排出される排気ガスが導かれる不図示のガス流入口と連通するとともに、上記の間隙１４にも連通している。したがって、ガス流入口からタービンスクロール流路１５に導かれた排気ガスは、可変流路ｘおよびタービンインペラ８を介して吐出口１３に導かれるとともに、その流通過程においてタービンインペラ８を回転させることとなる。そして、上記のタービンインペラ８の回転力は、タービン軸７を介してコンプレッサインペラ９に伝達されることとなり、コンプレッサインペラ９の回転力によって、上記のとおりに、流体が昇圧されてエンジンの吸気口に導かれることとなる。   Further, the turbine housing 4 is provided with an annular turbine scroll flow path 15 located on the radially outer side of the turbine shaft 7 (turbine impeller 8) with respect to the gap 14. The turbine scroll passage 15 communicates with a gas inlet (not shown) through which exhaust gas discharged from the engine is guided, and also communicates with the gap 14. Therefore, the exhaust gas led from the gas inlet to the turbine scroll passage 15 is led to the discharge port 13 via the variable passage x and the turbine impeller 8, and the turbine impeller 8 is rotated in the flow process. Become. Then, the rotational force of the turbine impeller 8 is transmitted to the compressor impeller 9 via the turbine shaft 7, and the fluid is boosted by the rotational force of the compressor impeller 9 as described above, and the intake port of the engine Will be led to.

このとき、タービンハウジング４に導かれる排気ガスの流量が変化すると、タービンインペラ８およびコンプレッサインペラ９の回転量が変化して、昇圧された流体をエンジンの吸気口に安定的に導くことができなくなってしまう。そこで、タービンハウジング４の間隙１４には、排気ガスの流量に応じて、タービンインペラ８に導かれる排気ガスの流速を変化させる可変静翼機構２０が設けられている。この可変静翼機構２０は、エンジンの回転数が低く排気ガスの流量が少ない場合には、可変流路ｘの開度を小さくしてタービンインペラ８に導かれる排気ガスの流速を向上し、少ない流量でもタービンインペラ８を回転させることができるようにするものである。以下に、可変静翼機構２０の構成について説明する。   At this time, if the flow rate of the exhaust gas guided to the turbine housing 4 changes, the rotation amounts of the turbine impeller 8 and the compressor impeller 9 change, and the pressurized fluid cannot be stably guided to the engine intake port. End up. Accordingly, a variable stationary blade mechanism 20 is provided in the gap 14 of the turbine housing 4 to change the flow rate of the exhaust gas guided to the turbine impeller 8 according to the flow rate of the exhaust gas. When the engine speed is low and the flow rate of the exhaust gas is small, the variable stationary blade mechanism 20 increases the flow rate of the exhaust gas guided to the turbine impeller 8 by reducing the opening of the variable flow path x and reducing the flow rate. The turbine impeller 8 can be rotated even at a flow rate. Below, the structure of the variable stationary blade mechanism 20 is demonstrated.

図１に示すように、可変静翼機構２０は、タービンハウジング４側に設けられるシュラウドリング２１と、このシュラウドリング２１に対向してベアリングハウジング２側に設けられるノズルリング２２と、を備えている。これらシュラウドリング２１およびノズルリング２２は、排気ガスが流通する流路を区画形成する流路形成壁部をなし、これらシュラウドリング２１およびノズルリング２２間に排気ガスが導かれることとなる。シュラウドリング２１は、薄板リング状の本体２１ａと、この本体２１ａの内周縁部から吐出口１３側に突出する突出部２１ｂと、を有しており、本体２１ａには、厚さ方向（タービン軸７の軸方向）に貫通する複数の軸孔２３が、周方向に等間隔で形成されている。   As shown in FIG. 1, the variable stationary blade mechanism 20 includes a shroud ring 21 provided on the turbine housing 4 side and a nozzle ring 22 provided on the bearing housing 2 side so as to face the shroud ring 21. . The shroud ring 21 and the nozzle ring 22 form a flow path forming wall portion that defines a flow path through which the exhaust gas flows, and the exhaust gas is guided between the shroud ring 21 and the nozzle ring 22. The shroud ring 21 has a thin plate ring-shaped main body 21a and a protruding portion 21b protruding from the inner peripheral edge of the main body 21a toward the discharge port 13, and the main body 21a has a thickness direction (turbine shaft). 7 are formed at equal intervals in the circumferential direction.

また、ノズルリング２２は、シュラウドリング２１の本体２１ａと直径が等しい薄板リング状の本体２２ａを備えており、シュラウドリング２１と所定の間隔を維持して対向配置されている。このノズルリング２２は、本体２２ａの外周近傍において、複数（本実施形態では３つ、図１では１つのみ示す）の連結ピン２４が回転自在に挿通されており、この連結ピン２４によって、シュラウドリング２１との対向間隔が一定に維持されている。   Further, the nozzle ring 22 includes a thin plate ring-shaped main body 22a having the same diameter as the main body 21a of the shroud ring 21, and is opposed to the shroud ring 21 while maintaining a predetermined distance. In the nozzle ring 22, a plurality of connection pins 24 (three in the present embodiment, only one shown in FIG. 1) are rotatably inserted near the outer periphery of the main body 22 a, and the shroud is connected by the connection pins 24. The spacing between the ring 21 and the ring 21 is kept constant.

なお、ノズルリング２２の本体２２ａには、厚さ方向（タービン軸７の軸方向）に貫通する複数の軸孔２５が周方向に等間隔で形成されており、シュラウドリング２１に形成された軸孔２３と、ノズルリング２２に形成された軸孔２５とが対向配置されている。また、連結ピン２４は、その一端がノズルリング２２の後側に突出しており、この突出部位をかしめることで、ノズルリング２２の後側にサポートリング３０が固定されている。   A plurality of shaft holes 25 penetrating in the thickness direction (the axial direction of the turbine shaft 7) are formed in the main body 22 a of the nozzle ring 22 at equal intervals in the circumferential direction, and the shaft formed in the shroud ring 21. The hole 23 and the shaft hole 25 formed in the nozzle ring 22 are disposed to face each other. One end of the connecting pin 24 protrudes to the rear side of the nozzle ring 22, and the support ring 30 is fixed to the rear side of the nozzle ring 22 by caulking the protruding portion.

図２は、サポートリング３０の後面図である。図１および図２に示すように、サポートリング３０は、円筒状の部材で構成されており、薄板状の部材を屈曲させた断面形状をなしている。このサポートリング３０は、環状のフランジ部３１と、このフランジ部３１の内周縁から前側に起立する筒部３２と、この筒部３２の前側端部から径方向内側に屈曲する平面部３３と、を備えており、ベアリングハウジング２とタービンハウジング４との対向面にフランジ部３１を挟持した状態で締結ボルト３を締結することで、タービンハウジング４内に保持される。   FIG. 2 is a rear view of the support ring 30. As shown in FIGS. 1 and 2, the support ring 30 is formed of a cylindrical member and has a cross-sectional shape obtained by bending a thin plate-like member. The support ring 30 includes an annular flange portion 31, a cylindrical portion 32 erected on the front side from the inner peripheral edge of the flange portion 31, a flat surface portion 33 that is bent radially inward from a front end portion of the cylindrical portion 32, The fastening bolt 3 is fastened in a state where the flange portion 31 is sandwiched between opposing surfaces of the bearing housing 2 and the turbine housing 4 so that the bearing housing 2 and the turbine housing 4 are held in the turbine housing 4.

平面部３３には、上記した連結ピン２４の一端が挿通可能な挿通孔３３ａが、周方向に等間隔で３カ所設けられており、この挿通孔３３ａに連結ピン２４を挿通させてかしめることにより、当該サポートリング３０、シュラウドリング２１およびノズルリング２２が一体化されることとなる。   The flat portion 33 is provided with three insertion holes 33a through which one end of the connection pin 24 can be inserted at equal intervals in the circumferential direction, and the connection pin 24 is inserted into the insertion hole 33a and caulked. As a result, the support ring 30, the shroud ring 21 and the nozzle ring 22 are integrated.

また、平面部３３には、その内周側の端部から径方向外方に向けて切り欠かれた凹部３４が、周方向に複数設けられており、この凹部３４に支持片３５が設けられている。この支持片３５は、平面部３３から後側に屈曲する支持部３５ａと、この支持部３５ａから径方向外方に向けて屈曲するとともに、平面部３３から所定距離離間して対面する脱落防止部３５ｂとからなる。この支持片３５には、図３に示すように、駆動リング４０が回転自在に支持される。   In addition, the flat portion 33 is provided with a plurality of concave portions 34 cut out radially outward from the inner peripheral end thereof, and a support piece 35 is provided in the concave portion 34. ing. The support piece 35 includes a support portion 35a that bends rearward from the flat portion 33, and a drop-off prevention portion that is bent outward from the support portion 35a in the radial direction and is spaced apart from the flat portion 33 by a predetermined distance. 35b. As shown in FIG. 3, the drive ring 40 is rotatably supported by the support piece 35.

図３は、サポートリング３０に駆動リング４０が支持された状態を示す図である。この図に示すように、駆動リング４０は、環状の薄板部材によって構成されており、その内周縁が、サポートリング３０の支持片３５によって回転自在に支持されている。駆動リング４０には、その内周側の端部から径方向外方に向けて切り欠かれた係合凹部４１が、周方向に複数形成されており、この係合凹部４１に伝達リンク４２の一端が係合されている。また、駆動リング４０の内周側の端部には、係合凹部４１と同様の形状をなす第２係合凹部４３が１つ形成されており、この第２係合凹部４３に、伝達リンク４２と同様の形状をなす駆動用伝達リンク４４の一端が係合されている。   FIG. 3 is a view showing a state in which the drive ring 40 is supported by the support ring 30. As shown in this figure, the drive ring 40 is constituted by an annular thin plate member, and the inner peripheral edge thereof is rotatably supported by the support piece 35 of the support ring 30. The drive ring 40 is formed with a plurality of engagement recesses 41 that are notched radially outward from the inner peripheral end thereof, and the engagement recess 41 has a transmission link 42. One end is engaged. One end of the drive ring 40 on the inner peripheral side is formed with one second engagement recess 43 having the same shape as the engagement recess 41, and the transmission link is connected to the second engagement recess 43. One end of a drive transmission link 44 having the same shape as 42 is engaged.

なお、伝達リンク４２の他端側には嵌合孔４２ａが形成されており、駆動用伝達リンク４４の他端側には嵌合孔４４ａが形成されている。そして、図１に示すように、嵌合孔４２ａには、ノズルベーン５０に固定された翼軸５１が挿通した状態で固定されており、また、駆動用伝達リンク４４の嵌合孔４４ａには、駆動軸４５の一端が嵌合されている。この駆動軸４５は、駆動リング４０の後側に延伸しており、その他端には、不図示のシリンダ等のアクチュエータによって駆動する駆動レバー４６が一体的に連結されている。   A fitting hole 42 a is formed on the other end side of the transmission link 42, and a fitting hole 44 a is formed on the other end side of the driving transmission link 44. As shown in FIG. 1, the blade hole 51 fixed to the nozzle vane 50 is fixed in the fitting hole 42 a, and the fitting hole 44 a of the drive transmission link 44 is fixed to the fitting hole 42 a. One end of the drive shaft 45 is fitted. The drive shaft 45 extends to the rear side of the drive ring 40, and a drive lever 46 that is driven by an actuator such as a cylinder (not shown) is integrally connected to the other end.

したがって、駆動レバー４６がアクチュエータによって駆動すると、図１および図３に示すように、駆動軸４５が回転するとともに、当該駆動軸４５を軸として駆動用伝達リンク４４が揺動し、この駆動用伝達リンク４４の揺動に伴って、駆動リング４０が回転する。このようにして駆動リング４０が回転すると、今度は駆動リング４０の回転によって伝達リンク４２が揺動し、この伝達リンク４２の揺動に伴って翼軸５１が回転する。そして、翼軸５１が回転すると、この翼軸５１を軸としてノズルベーン５０が揺動し、可変流路ｘの面積が可変されることとなる。   Therefore, when the drive lever 46 is driven by the actuator, as shown in FIGS. 1 and 3, the drive shaft 45 rotates, and the drive transmission link 44 swings around the drive shaft 45, and this drive transmission is performed. As the link 44 swings, the drive ring 40 rotates. When the drive ring 40 is rotated in this manner, the transmission link 42 is swung by the rotation of the drive ring 40, and the blade shaft 51 is rotated along with the swing of the transmission link 42. When the blade shaft 51 rotates, the nozzle vane 50 swings about the blade shaft 51, and the area of the variable flow path x is varied.

図４は、ノズルベーン５０および翼軸５１の構造を説明する図であり、図４（ａ）は斜視図、図４（ｂ）は平面図である。この図に示すように、ノズルベーン５０は、互いに表裏関係にある第１の面５０ａおよび第２の面５０ｂと、第１の面５０ａおよび第２の面５０ｂの対向方向に延在する側面５０ｃ、５０ｄと、を備えて構成される。本実施形態では、ノズルベーン５０が間隙１４に位置した状態において、第１の面５０ａがタービンスクロール流路１５側に位置し、第２の面５０ｂがタービンインペラ８側に位置している（図１参照）。また、このとき、側面５０ｃが、シュラウドリング２１の本体２１ａに対面するとともに、側面５０ｄが、ノズルリング２２の本体２２ａに対面することとなる。   4A and 4B are views for explaining the structure of the nozzle vane 50 and the blade shaft 51. FIG. 4A is a perspective view and FIG. 4B is a plan view. As shown in this figure, the nozzle vane 50 includes a first surface 50a and a second surface 50b that are in a front-back relationship with each other, and a side surface 50c that extends in the opposing direction of the first surface 50a and the second surface 50b. 50d. In the present embodiment, in a state where the nozzle vane 50 is located in the gap 14, the first surface 50a is located on the turbine scroll flow path 15 side, and the second surface 50b is located on the turbine impeller 8 side (FIG. 1). reference). At this time, the side surface 50 c faces the main body 21 a of the shroud ring 21, and the side surface 50 d faces the main body 22 a of the nozzle ring 22.

そして、側面５０ｃ、５０ｄのそれぞれには、翼軸５１が、その軸心を当該側面５０ｃ、５０ｄに直交させるように設けられている。このとき、図４（ｂ）に示すように、翼軸５１の軸心ｚは、第１の面５０ａおよび第２の面５０ｂの対向方向（ノズルベーン５０の厚さ方向）の中央ｃから第１の面５０ａ側にずらして位置している。このようにして設けられた翼軸５１は、シュラウドリング２１に形成された軸孔２３、および、ノズルリング２２に形成された軸孔２５にそれぞれ回転自在に軸支される（図１参照）。   Each of the side surfaces 50c and 50d is provided with a blade axis 51 so that its axis is orthogonal to the side surfaces 50c and 50d. At this time, as shown in FIG. 4B, the axial center z of the blade shaft 51 is first from the center c in the opposing direction of the first surface 50a and the second surface 50b (the thickness direction of the nozzle vane 50). Is shifted to the surface 50a side. The blade shaft 51 thus provided is rotatably supported by a shaft hole 23 formed in the shroud ring 21 and a shaft hole 25 formed in the nozzle ring 22 (see FIG. 1).

ここで、図４（ｂ）に示すように、翼軸５１は、側面５０ｃ、５０ｄにおける第１の面５０ａ側の端部から突出している。そのため、翼軸５１が軸孔２３、２５に軸支された状態では、これら軸孔２３、２５が、排気ガスが流通する流路中に露出してしまう。このように、軸孔２３、２５が流路中に露出したままになっていると、排気ガスの一部が軸孔２３、２５に流れ込んでリークしてしまい、圧力損失が生じてしまう。そこで、ノズルベーン５０には、側面５０ｃ、５０ｄにおける第１の面５０ａ側の端部から***する鍔部５２が設けられており、この鍔部５２によって軸孔２３、２５を被覆するようにしている。   Here, as shown in FIG. 4B, the blade shaft 51 protrudes from the end of the side surfaces 50c and 50d on the first surface 50a side. Therefore, when the blade shaft 51 is pivotally supported by the shaft holes 23 and 25, the shaft holes 23 and 25 are exposed in the flow path through which the exhaust gas flows. As described above, if the shaft holes 23 and 25 remain exposed in the flow path, a part of the exhaust gas flows into the shaft holes 23 and 25 and leaks, resulting in a pressure loss. Therefore, the nozzle vane 50 is provided with a flange 52 that protrudes from the end of the side surfaces 50c and 50d on the first surface 50a side, and the shaft holes 23 and 25 are covered by the flange 52. .

このように、本実施形態のノズルベーン５０は、互いに表裏関係にある第１の面５０ａおよび第２の面５０ｂと、第１の面５０ａおよび第２の面５０ｂの対向方向に延在するとともに、第１の面５０ａ側に軸心ｚをずらして翼軸５１が設けられる側面５０ｃ、５０ｄと、これら側面５０ｃ、５０ｄに設けられ、翼軸５１の軸心ｚが位置する第１の面５０ａ側の端部から***するとともに軸孔２３、２５を被覆する鍔部５２と、を備えている。そして、鍔部５２は、第１の面５０ａ側にのみ設けられていることから、ノズルベーン５０が最大に閉じられて隣接するノズルベーン５０間の流路面積が最も小さくなったときに、タービンスクロール流路１５側、すなわち、排気ガスの流れ方向の上流側に位置することとなる。   As described above, the nozzle vane 50 of the present embodiment extends in the opposing direction of the first surface 50a and the second surface 50b, and the first surface 50a and the second surface 50b, which are in a front-back relationship with each other, Sides 50c and 50d on which the blade axis 51 is provided by shifting the axis z on the first surface 50a side, and the first surface 50a side on which the axis z of the blade shaft 51 is located. And a flange 52 that covers the shaft holes 23 and 25. Since the flange 52 is provided only on the first surface 50a side, when the nozzle vane 50 is closed to the maximum and the flow area between the adjacent nozzle vanes 50 becomes the smallest, the turbine scroll flow is reduced. It is located on the path 15 side, that is, on the upstream side in the exhaust gas flow direction.

図５は、ノズルベーン５０によって形成される可変流路ｘを説明する図であり、図５（ａ）は従来のノズルベーン１００を示し、図５（ｂ）は本実施形態のノズルベーン５０を示している。なお、従来のノズルベーン１００は、本実施形態のノズルベーン５０と同様、表裏関係にある第１の面１００ａおよび第２の面１００ｂと、これら第１の面１００ａおよび１００ｂの対向方向に延在する側面１００ｃ、１００ｄと、を備えており、その形状は本実施形態のノズルベーン５０と同じである。ただし、ノズルベーン１００は、側面１００ｃ、１００ｄに設けられる翼軸１０１の軸心が、第１の面１００ａ、１００ｂの対向方向の中央に位置しており、第１の面１００ａ側および第２の面１００ｂ側の双方に鍔部１０２が設けられている。   5A and 5B are diagrams for explaining the variable flow path x formed by the nozzle vane 50. FIG. 5A shows a conventional nozzle vane 100, and FIG. 5B shows the nozzle vane 50 of the present embodiment. . In addition, the conventional nozzle vane 100 is the same as the nozzle vane 50 of this embodiment, and the 1st surface 100a and the 2nd surface 100b which are front-back relation, and the side surface extended in the opposing direction of these 1st surfaces 100a and 100b 100c, 100d, and the shape thereof is the same as the nozzle vane 50 of the present embodiment. However, in the nozzle vane 100, the axis of the blade shaft 101 provided on the side surfaces 100c and 100d is located in the center in the opposing direction of the first surfaces 100a and 100b, and the first surface 100a side and the second surface The collar portion 102 is provided on both sides of the 100b side.

エンジンから排出される排気ガスの流量が少ない場合には、隣接するノズルベーン５０、１００の間隔を小さくして可変流路ｘを絞り、排気ガスの流速を向上してタービンインペラ８に導く。このとき、図５（ａ）に示す従来のノズルベーン１００においては、隣接するノズルベーン１００間に形成される絞られた可変流路ｘの下流に鍔部１０２が位置している。そのため、流速を増した排気ガスの一部が鍔部１０２に衝突して圧力損失が生じ、特に、流路を区画形成する流路形成壁部（シュラウドリング２１の本体２１ａおよびノズルリング２２の本体２２ａの両対向面）近傍において、図５（ａ）の破線で囲まれた部位の流速低下が顕著となる。   When the flow rate of the exhaust gas discharged from the engine is small, the interval between the adjacent nozzle vanes 50 and 100 is reduced to narrow the variable flow path x, and the flow rate of the exhaust gas is improved and guided to the turbine impeller 8. At this time, in the conventional nozzle vane 100 shown in FIG. 5A, the flange portion 102 is located downstream of the narrowed variable flow path x formed between the adjacent nozzle vanes 100. Therefore, a part of the exhaust gas with increased flow velocity collides with the flange portion 102 to cause a pressure loss, and in particular, a flow path forming wall portion that forms a flow path (the main body 21a of the shroud ring 21 and the main body of the nozzle ring 22). In the vicinity of both opposing surfaces 22a, the flow velocity drop in the portion surrounded by the broken line in FIG.

これに対して、本実施形態のノズルベーン５０によれば、可変流路ｘが絞られたときに、図５（ｂ）に示すように、可変流路ｘの下流側において、排気ガスの流れが阻害されることがなく、圧力損失が生じることもない。これにより、排気ガスが、所望の流速を維持したままタービンインペラ８に導かれることとなり、従来に比して、タービン効率を向上することが可能となる。   On the other hand, according to the nozzle vane 50 of the present embodiment, when the variable flow path x is throttled, as shown in FIG. 5B, the flow of the exhaust gas flows on the downstream side of the variable flow path x. There is no hindrance and no pressure loss occurs. Thus, the exhaust gas is guided to the turbine impeller 8 while maintaining a desired flow rate, and the turbine efficiency can be improved as compared with the conventional case.

なお、本実施形態においては、第１の面５０ａ側に翼軸５１の軸心をずらして設け、鍔部５２を第１の面５０ａ側にのみ***させる場合について説明したが、翼軸５１の軸心位置や鍔部５２を設ける位置は第２の面５０ｂ側であってもよい。ただし、この場合には、ノズルベーン５０が最大に閉じられて隣接するノズルベーン５０間の流路面積が最も小さくなったときに、流体の流れ方向の上流側に第２の面５０ｂが位置する必要がある。いずれにしても、側面５０ｃ、５０ｄは、第１の面５０ａおよび第２の面５０ｂの対向方向の中央から第１の面５０ａ側および第２の面５０ｂ側のいずれかに軸心をずらした位置に翼軸５１が設けられていればよい。そして、この翼軸５１の軸心が位置する側の側面５０ｃ、５０ｄの端部から鍔部５２が***し、この鍔部５２が、ノズルベーン５０が最大に閉じられて流路面積が最も小さくなったときに、流体の流れ方向の上流側に位置すればよい。   In the present embodiment, the case where the axis of the blade shaft 51 is shifted on the first surface 50a side and the flange 52 is raised only on the first surface 50a side has been described. The axial center position and the position where the flange portion 52 is provided may be on the second surface 50b side. However, in this case, when the nozzle vane 50 is closed to the maximum and the flow path area between the adjacent nozzle vanes 50 becomes the smallest, the second surface 50b needs to be positioned upstream in the fluid flow direction. is there. In any case, the side surfaces 50c and 50d are shifted from the center in the opposing direction of the first surface 50a and the second surface 50b to either the first surface 50a side or the second surface 50b side. It is only necessary that the blade shaft 51 is provided at the position. The flange 52 is raised from the end of the side surface 50c, 50d on the side where the axis of the blade shaft 51 is located, and the flange 52 is closed to the maximum at the nozzle vane 50 so that the flow path area is minimized. At the upstream side in the fluid flow direction.

また、本実施形態においては、側面５０ｃ、５０ｄの双方に翼軸５１が設けられ、ノズルベーン５０が所謂両持ちされる場合について説明したが、側面５０ｃ、５０ｄのいずれか一方にのみ翼軸５１を設ける所謂片持ちの構造としてもよい。   In the present embodiment, the blade shaft 51 is provided on both the side surfaces 50c and 50d, and the nozzle vane 50 is so-called both-end supported. However, the blade shaft 51 is disposed only on one of the side surfaces 50c and 50d. A so-called cantilever structure may be provided.

また、本実施形態における可変静翼機構２０の構成は一例に過ぎず、ノズルベーン５０を可変させるための具体的な構造は上記の構造に限定されるものではない。また、本実施形態においては、タービンハウジング４内に可変静翼機構２０を設け、排気ガスが流通する流路面積を可変する場合について説明したが、コンプレッサハウジング６内に可変静翼機構２０を設けることとしてもよい。ただし、この場合には、コンプレッサインペラ９側が流体の流れ方向の上流側となり、コンプレッサスクロール流路１２側が流体の流れ方向の下流側となる。したがって、この場合には、ノズルベーン５０が最大に閉じられて隣接するノズルベーン５０間の流路面積が最も小さくなったときに、流体の流れ方向の上流側すなわちコンプレッサインペラ９側に、翼軸５１の軸心および鍔部５２が位置することとなる。   Further, the configuration of the variable stationary blade mechanism 20 in this embodiment is merely an example, and the specific structure for changing the nozzle vane 50 is not limited to the above structure. In the present embodiment, the case where the variable stationary blade mechanism 20 is provided in the turbine housing 4 and the flow passage area through which the exhaust gas flows is variable has been described. However, the variable stationary blade mechanism 20 is provided in the compressor housing 6. It is good as well. However, in this case, the compressor impeller 9 side is the upstream side in the fluid flow direction, and the compressor scroll flow path 12 side is the downstream side in the fluid flow direction. Therefore, in this case, when the nozzle vane 50 is closed to the maximum and the flow path area between the adjacent nozzle vanes 50 becomes the smallest, the blade shaft 51 is located upstream in the fluid flow direction, that is, on the compressor impeller 9 side. The shaft center and the collar portion 52 are located.

以上、添付図面を参照しながら本発明の好適な実施形態について説明したが、本発明はかかる実施形態に限定されないことは言うまでもない。当業者であれば、特許請求の範囲に記載された範疇において、各種の変更例または修正例に想到し得ることは明らかであり、それらについても当然に本発明の技術的範囲に属するものと了解される。   As mentioned above, although preferred embodiment of this invention was described referring an accompanying drawing, it cannot be overemphasized that this invention is not limited to this embodiment. It will be apparent to those skilled in the art that various changes and modifications can be made within the scope of the claims, and these are naturally within the technical scope of the present invention. Is done.

本発明は、過給機、ガスタービン、蒸気タービン、圧縮機等のターボ機械において、流体の流量を可変制御する可変静翼機構に利用することができる。   INDUSTRIAL APPLICABILITY The present invention can be used for a variable stationary blade mechanism that variably controls the flow rate of fluid in turbomachines such as a supercharger, a gas turbine, a steam turbine, and a compressor.

１ …過給機
２０ …可変静翼機構
２３、２５ …軸孔
５０ …ノズルベーン
５０ａ …第１の面
５０ｂ …第２の面
５０ｃ、５０ｄ …側面
５１ …翼軸
５２ …鍔部
ｘ …可変流路 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Supercharger 20 ... Variable stator blade mechanism 23, 25 ... Shaft hole 50 ... Nozzle vane 50a ... 1st surface 50b ... 2nd surface 50c, 50d ... Side surface 51 ... Blade axis | shaft 52 ... ridge part x ... Variable flow path

Claims (1)

流体が流通する流路に環状に整列配置された複数のノズルベーン、および、前記複数のノズルベーンのそれぞれに固定され、前記流路を区画する流路形成壁部に設けられた軸孔に回転自在に軸支された複数の翼軸を有し、前記翼軸の回転に伴って前記ノズルベーンが前記流路内で角度を可変させるターボ機械の可変静翼機構であって、
前記ノズルベーンは、
互いに表裏関係にある第１の面および第２の面と、
前記第１の面および第２の面の対向方向に延在し、当該対向方向の中央から前記第１の面側および第２の面側のいずれかに軸心をずらして前記翼軸が設けられる側面と、
前記第１の面側および第２の面側のうち前記翼軸の軸心が位置する側の前記側面の端部から***し、前記流路形成壁部の軸孔を被覆する鍔部と、を備え、
前記鍔部は、
前記ノズルベーンが最大に閉じられて隣接するノズルベーン間の流路面積が最も小さくなったときに、前記流体の流れ方向の上流側に位置することを特徴とするターボ機械の可変静翼機構。 A plurality of nozzle vanes arranged in an annular arrangement in a flow path through which fluid flows, and fixed to each of the plurality of nozzle vanes, and freely rotatable in a shaft hole provided in a flow path forming wall section that divides the flow path A variable stationary blade mechanism of a turbomachine having a plurality of blade shafts that are pivotally supported, wherein the nozzle vane varies an angle in the flow path as the blade shaft rotates;
The nozzle vane is
A first surface and a second surface that are in reverse relation to each other;
The blade axis extends in the opposing direction of the first surface and the second surface, and the blade axis is shifted from the center of the opposing direction to either the first surface side or the second surface side. Side,
A ridge that protrudes from an end of the side surface on the side where the axial center of the blade axis is located among the first surface side and the second surface side, and covers the shaft hole of the flow path forming wall portion; With
The buttocks
A variable stator vane mechanism for a turbomachine, wherein the variable vane mechanism is located upstream in the fluid flow direction when the nozzle vane is closed to the maximum and the flow path area between adjacent nozzle vanes becomes the smallest.
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