JP7302738B2

JP7302738B2 - 可変容量型過給機

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Publication number: JP7302738B2
Application number: JP2022509252A
Authority: JP
Inventors: 克憲林
Original assignee: IHI Corp
Current assignee: IHI Corp
Priority date: 2020-03-24
Filing date: 2020-11-26
Publication date: 2023-07-04
Anticipated expiration: 2040-11-26
Also published as: US20230010238A1; JPWO2021192414A1; US11840942B2; DE112020006132T5; WO2021192414A1; CN114981528A

Description

本開示は、可変容量型過給機に関するものである。

従来、このような分野の技術として、下記特許文献１に記載の可変容量型過給機が知られている。この可変容量型過給機では、ノズル支持リングとシュラウドとの２つの部材によってノズルリングが両持ちで軸支されている。

特開2009-243375号公報特開2010-270638号公報国際公開第2017/047356号

このように、ノズルリングが両持ち支持される場合には、当該ノズルリングを支持する２つの部材の熱膨張の差異により、軸受穴の位置が２つの部材の間で位置ずれし、その結果、ノズルベーンの回動軸が傾いて円滑に回動しなくなるといった問題があった。このような問題に鑑み、本開示は、ノズルベーンの円滑な回動を図る可変容量型過給機を説明する。

本開示の一態様に係る可変容量型過給機は、スクロール流路からタービン翼車へ向かうガスを通過させるノズル流路と、タービン翼車の回転軸線方向に対面し互いの間にノズル流路を形成する第１部品及び第２部品と、第１部品に設けられた第１軸受穴と、第２部品に設けられた第２軸受穴と、ノズル流路に配置され第１軸受穴と第２軸受穴とで両持ち支持されるノズルベーンと、を備え、室温時には、第１軸受穴の中心軸線が、第２軸受穴の中心軸線と比較して径方向内側に位置しており、運転時に第１部品と第２部品との間に所定の温度差が発生したときに、第１軸受穴の中心軸線が、第２軸受穴の中心軸線と比較して径方向外側に位置する。

本開示の可変容量型過給機によれば、ノズルベーンの円滑な回動を図ることができる。

本実施形態に係る過給機の断面図である。過給機が第１状態にあるときのノズルベーンの近傍を拡大して示す断面図である。過給機が第２状態にあるときのノズルベーンの近傍を拡大して示す断面図である。（ａ）は、従来技術に倣った過給機のノズルベーン近傍の第１状態を示す断面図であり、（ｂ）は、その第２状態を示す断面図である。

上記の所定の温度差は、第１部品と第２部品との温度差として、運転条件内で発生し得る最大の温度差であることとしてもよい。また、室温時における、第１軸受穴の中心軸線の、第２軸受穴の中心軸線からの径方向内側へのずれ量は、運転時における、第１軸受穴の中心軸線の、第２軸受穴の中心軸線からの径方向外側へのずれ量に等しい、こととしてもよい。また、第１部品はシュラウド側リングであり、第２部品はハブ側リングである、こととしてもよい。

（第１実施形態）
以下、図面を参照しつつ本開示の可変容量型過給機の第１実施形態について詳細に説明する。図１は、可変容量型過給機１の回転軸線Ｈを含む断面を取った断面図である。過給機１は、例えば、船舶や車両の内燃機関に適用されるものである。

図１に示されるように、過給機１は、タービン２とコンプレッサ３とを備えている。タービン２は、タービンハウジング４と、タービンハウジング４に収納されたタービン翼車６と、を備えている。タービンハウジング４は、タービン翼車６の周囲において周方向に延びるスクロール流路１６を有している。コンプレッサ３は、コンプレッサハウジング５と、コンプレッサハウジング５に収納されたコンプレッサ翼車７と、を備えている。コンプレッサハウジング５は、コンプレッサ翼車７の周囲において周方向に延びるスクロール流路１７を有している。

タービン翼車６は回転軸１４の一端に設けられており、コンプレッサ翼車７は回転軸１４の他端に設けられている。タービンハウジング４とコンプレッサハウジング５との間には、軸受ハウジング１３が設けられている。回転軸１４は、軸受１５を介して軸受ハウジング１３に回転可能に支持されており、回転軸１４、タービン翼車６及びコンプレッサ翼車７が一体の回転体１２として回転軸線Ｈ周りに回転する。

タービンハウジング４には、排気ガス流入口（図示せず）及び排気ガス流出口１０が設けられている。内燃機関（図示せず）から排出された排気ガスが、排気ガス流入口を通じてタービンハウジング４内に流入し、スクロール流路１６を通じてタービン翼車６に流入し、タービン翼車６を回転させる。その後、排気ガスは、排気ガス流出口１０を通じてタービンハウジング４外に流出する。

コンプレッサハウジング５には、吸入口９及び吐出口（図示せず）が設けられている。上記のようにタービン翼車６が回転すると、回転軸１４を介してコンプレッサ翼車７が回転する。回転するコンプレッサ翼車７は、吸入口９を通じて外部の空気を吸入する。この空気が、コンプレッサ翼車７及びスクロール流路１７を通過して圧縮され吐出口から吐出される。吐出口から吐出された圧縮空気は、前述の内燃機関に供給される。

過給機１のタービン２について、更に説明する。以下の説明において、単に「軸方向」、「径方向」、「周方向」というときには、タービン翼車６の回転軸方向（回転軸線Ｈ方向）、回転径方向、及び回転周方向をそれぞれ意味するものとする。

タービン２において、スクロール流路１６とタービン翼車６とを接続するノズル流路１９には、可動のノズルベーン２１が設けられている。複数のノズルベーン２１が回転軸線Ｈを中心とする円周上に等間隔に配置されている。各々のノズルベーン２１は同期して回転軸線Ｈに略平行な回動軸線Ｊ周りに回動する。複数のノズルベーン２１が上記のように回動することで、隣接するノズルベーン２１同士の隙間が拡縮しノズル流路１９の開度が調整される。

ノズルベーン２１を上記のように駆動するために、タービン２は可変ノズルユニット２０を備えている。可変ノズルユニット２０は、タービンハウジング４の内側に嵌め込まれており、タービンハウジング４と軸受ハウジング１３とで挟み込まれて固定されている。

可変ノズルユニット２０は、上記の複数のノズルベーン２１と、ノズルベーン２１を軸方向に挟んで対面するシュラウド側リング３３（第１部品）とハブ側リング３４（第２部品）と、を有している。シュラウド側リング３３とハブ側リング３４とは、それぞれ回転軸線Ｈを中心とするリング状を成しており、タービン翼車６を周方向に囲むように配置されている。シュラウド側リング３３とハブ側リング３４とで軸方向に挟まれた領域が前述のノズル流路１９を構成する。シュラウド側リング３３とハブ側リング３４とは、軸方向に延びる複数の連結ピン２９で連結されている。連結ピン２９の寸法が高精度に作製されることで、ノズル流路１９の軸方向の寸法精度が確保されている。

シュラウド側リング３３には、ノズルベーン２１と同数の円柱形状の軸受穴３１（第１軸受穴）が設けられている。ハブ側リング３４にも同様に、ノズルベーン２１と同数で軸受穴３１と同径の軸受穴３２（第２軸受穴）が設けられている。ノズルベーン２１は、ノズル流路１９内で回動するベーン本体２２と、ベーン本体２２からシュラウド側リング３３側に延びる円柱状のベーン回動軸２３と、ハブ側リング３４側に延びる円柱状のベーン回動軸２４とを有している。ベーン回動軸２３とベーン回動軸２４は、同じ外径の円柱形状をなしている。ベーン回動軸２３は軸受穴３１に対して回動可能に挿入され、ベーン回動軸２４は軸受穴３２に対して回動可能に挿入されている。この構造により、ノズルベーン２１は、軸受穴３１と軸受穴３２とによって、両持ち支持されている。

各ベーン回動軸２４はハブ側リング３４を貫通しており、各ベーン回動軸２４の端部がハブ側リング３４の裏面側で駆動機構２７に接続されている。ハブ側リング３４と軸受ハウジング１３との間に機構スペース２８が形成されており、駆動機構２７は機構スペース２８に収納されている。駆動機構２７を介して、アクチュエータ（図示せず）からの駆動力が各ベーン回動軸２４に伝達される。上記駆動力によって、各ノズルベーン２１がベーン回動軸２３，２４を中心として回動軸線Ｊ周りに回動する。

図２及び図３を参照しながら、ノズルベーン２１の近傍の構造について説明する。図２は、過給機１が後述の「第１状態」にあるときのノズルベーン２１の近傍を拡大して示す断面図である。図３は、過給機１が後述の「第２状態」にあるときのノズルベーン２１の近傍を拡大して示す断面図である。

「第１状態」とは、過給機１が運転停止中で室温下にある状態である。この状態では、シュラウド側リング３３の温度とハブ側リング３４の温度とが、共に室温である。上記の室温は例えば２０℃又は２５℃であってもよく、或いは、上記の室温として、２０～３０℃の範囲内の適切な温度が定義されてもよい。なお、第１状態は、過給機１の冷間状態と呼ばれる状態であってもよい。

「第２状態」とは、過給機１の運転中に可変ノズルユニット２０が高温（例えば約８００～１０００℃）になり、後述するようにシュラウド側リング３３とハブ側リング３４との間に所定の温度差が発生した状態である。ここでは、第２状態は、シュラウド側リング３３とハブ側リング３４との間に、過給機１の運転条件内で発生し得る最大の温度差が発生したときの状態を指すものとする。なお、第２状態は、例えば、内燃機関からタービン２に導入される排気ガスが、運転条件内で発生し得る最高温度になった状態であってもよい。

なお、図２及び図３は、軸受穴３１，３２の相対的な位置を模式的に誇張して示す図であり、実際のシュラウド側リング３３及びハブ側リング３４の変形状態や、実際の軸受穴３１，３２の変位を正確に表すものではない。

図２に示されるように、第１状態において、軸受穴３１の中心軸線Ｊ１と軸受穴３２の中心軸線Ｊ２とを比較すると、中心軸線Ｊ１は中心軸線Ｊ２に比較して径方向内側（タービン翼車６に近い側）に位置している。図２に示されるように、第１状態における、中心軸線Ｊ１と中心軸線Ｊ２との径方向の位置のずれ量をｄ０とする。ｄ０は正の値である（ｄ０＞０）。以下、単に「ずれ量」と言うときには、中心軸線Ｊ１と中心軸線Ｊ２との径方向の位置のずれ量を意味するものとする。

すなわち、回転軸線Ｈ（図１）に平行な視線で見た場合に、中心軸線Ｊ１と中心軸線Ｊ２とは、共に回転軸線Ｈを中心とする仮想円周上に配列されている。そして、第１状態の過給機１においては、中心軸線Ｊ１が配列された上記の仮想円周が、中心軸線Ｊ２が配列された上記の仮想円周よりも小径である。上記のずれ量ｄ０は、中心軸線Ｊ１が配置された上記の仮想円周と、中心軸線Ｊ２が配置された上記の仮想円周と、の半径の差に対応する。このような軸受穴３１，３２同士の位置関係によれば、図２に示されるように、第１状態のノズルベーン２１は回転軸線Ｈ（図１）に対して傾いた状態となる。

このような過給機１の運転時においては、高温のガスがタービン２を通過することにより、可変ノズルユニット２０の温度が上昇する。そして、シュラウド側リング３３及びハブ側リング３４の熱膨張に起因して、中心軸線Ｊ１，Ｊ２は共に径方向外側に向けて変位する。ここで、この種の過給機１（図１）においては、軸受１５の焼き付き防止のために軸受１５の冷却手段（図示せず）が軸受ハウジング１３に存在している。従って、運転時においては、軸受ハウジング１３から近い側のハブ側リング３４に比較して、軸受ハウジング１３から遠い側のシュラウド側リング３３の方が高温になる傾向にある。そうすると、シュラウド側リング３３とハブ側リング３４との温度差が発生し、両者の熱膨張の差によって、中心軸線Ｊ１は中心軸線Ｊ２に比べて径方向外側により大きく移動する傾向にある。すなわち、過給機１の運転時において、シュラウド側リング３３の熱膨張による中心軸線Ｊ１の径方向外側への移動量は、ハブ側リング３４の熱膨張による中心軸線Ｊ２の径方向外側への移動量よりも大きい。

上記の原理に基づき、第２状態では、図３に示されるように、中心軸線Ｊ１が中心軸線Ｊ２に比較して径方向外側に位置することになる。図３に示されるように、第２状態における中心軸線Ｊ１と中心軸線Ｊ２との径方向の位置のずれ量をｄ１とする。ｄ１は正の値である（ｄ１＞０）。第２状態の過給機１においては、中心軸線Ｊ１が配列された前述の仮想円周が、中心軸線Ｊ２が配列された前述の仮想円周よりも大径になる。上記のずれ量ｄ１は、中心軸線Ｊ１が配置された上記の仮想円周と、中心軸線Ｊ２が配置された上記の仮想円周との半径の差に対応する。このような軸受穴３１，３２同士の位置関係によれば、図３に示されるように、第２状態のノズルベーン２１は回転軸線Ｈ（図１）に対して、第１状態の場合とは逆の方向に傾いた状態で回動する。

このような過給機１においては、第１状態では中心軸線Ｊ１が中心軸線Ｊ２よりも径方向内側に位置しており、第２状態では中心軸線Ｊ１が中心軸線Ｊ２よりも径方向外側に位置する。換言すれば、過給機１では、タービン２に導入される排気ガスの昇温に伴って、中心軸線Ｊ１が中心軸線Ｊ２に比べて径方向外側へより大きく変位する。このような変位の差を見越して、過給機１は、第１状態で中心軸線Ｊ１が中心軸線Ｊ２よりもｄ０だけ径方向内側に予め位置するように設計・製造される。その結果、過給機１の第２状態では、中心軸線Ｊ１が中心軸線Ｊ２よりもｄ１だけ径方向外側に位置する状態になる。更に換言すれば、過給機１は、中心軸線Ｊ１及びＪ２のうち、可変ノズルユニット２０の昇温に伴う径方向外側への移動が大きい方の軸線を、第１状態において他方の軸線よりも径方向内側に位置するようにしたものである。なお、上記のようなずれ量ｄ０とずれ量ｄ１との関係は、過給機１の設計に先立って、シュラウド側リング３３とハブ側リング３４との熱膨張状態に基づく計算やシミュレーションにより予め取得することができる。

過給機１による作用効果について説明する。前述のように中心軸線Ｊ１と中心軸線Ｊ２とが径方向に位置ずれした状態では、ノズルベーン２１が傾き、ベーン回動軸２３，２４と軸受穴３１，３２との隙間が小さくなる。そうすると、ベーン本体２２とノズル流路１９の壁面との隙間も小さくなるので、ノズルベーン２１が回動し難くなり、可変ノズルユニット２０の作動性が悪化する。そして、中心軸線Ｊ１，Ｊ２のずれ量が大きいほど、ノズルベーン２１がより回動し難くなる。また、過給機１の運転条件内で発生する最大ずれ量が許容限界を超える場合には、ノズルベーン２１は運転中に回動不可能になり可変ノズルユニット２０が機能しなくなることになる。

ここで仮に、図４（ａ）に示されるように、第１状態で中心軸線Ｊ１と中心軸線Ｊ２とを一致させるように、従来技術に倣って過給機１を設計・製造したと仮定する。この場合、第２状態では、図４（ｂ）に示されるように、中心軸線Ｊ１が中心軸線Ｊ２に対して径方向外側に位置ずれし、このずれ量Ａはｄ０＋ｄ１になると考えられる。従ってこの場合、過給機１の運転条件内で発生し得る最大ずれ量はｄ０＋ｄ１となる。

これに対し、本実施形態の過給機１では、運転条件内で発生し得る中心軸線Ｊ１，Ｊ２の最大ずれ量は、第１状態におけるずれ量ｄ０（図２）又は第２状態におけるずれ量ｄ１（図３）のうちの何れか大きい方であり、何れであってもｄ０＋ｄ１（図４（ｂ））よりも小さい。従って、本実施形態の過給機１によれば、図４（ａ）に示されるような従来技術に比べて、運転中に発生し得る中心軸線Ｊ１，Ｊ２の最大ずれ量が低減され、その結果、過給機１の運転条件内におけるノズルベーン２１の回動が円滑になり、可変ノズルユニット２０の作動性が向上する。

また、本実施形態の過給機１においては、ずれ量ｄ０がずれ量ｄ１と等しい（ｄ０＝ｄ１）ときに上記最大ずれ量が最も小さくなることは明らかである。従って、ｄ０＝ｄ１とすることが好ましい。この場合、第１状態で中心軸線Ｊ１と中心軸線Ｊ２とが一致する（図４（ａ））と仮定した過給機において、第２状態における中心軸線Ｊ１，Ｊ２のずれ量Ａをシミュレーションで取得し、当該ずれ量Ａの半分（Ａ／２）を第１状態におけるずれ量ｄ０（図２）に採用して過給機１を設計・製造すればよい。そしてこの場合、第１状態と第２状態との中間の温度差がシュラウド側リング３３とハブ側リング３４との間に発生したときに、およそ、中心軸線Ｊ１と中心軸線Ｊ２とが一致すると考えられる。

例えば、ノズルベーン２１が回転するための最大ずれ量の許容限界が、上記のずれ量Ａよりも小さく、当該ずれ量Ａの半分（Ａ／２）よりも大きい場合を考える。この場合、第１状態で中心軸線Ｊ１と中心軸線Ｊ２とを一致させる（図４（ａ））ような従来の設計・製造であれば、過給機が第２状態に達したときにノズルベーン２１は運転中に回動不可能になってしまう。これに対し、ずれ量Ａの半分（Ａ／２）を第１状態におけるずれ量ｄ０（図２）に採用して過給機１を設計・製造すれば、ノズルベーン２１が運転中に回動不可能になってしまうことを回避することができる。

なお、ノズルベーン２１が回転するための最大ずれ量の許容限界は、例えば、ベーン回動軸２３，２４と軸受穴３１，３２とのクリアランスや、ベーン本体２２とノズル流路１９の壁面とのクリアランスの条件に依存する。また、この許容限界は、過給機１の運転条件にも依存する。過給機１によれば、最大ずれ量がｄ０又はｄ１のうちの何れか大きい方であるので、上記許容限界はｄ０又はｄ１のうちの何れか大きい方よりも僅かに大きい程度であればよい。従って、従来技術に比較して、ベーン回動軸２３，２４と軸受穴３１，３２とのクリアランスや、ベーン本体２２とノズル流路１９の壁面とのクリアランスを小さく設定することができ、例えば、ノズル流路１９とベーン本体２２との隙間からリークするガスを低減することができる。また、従来技術に比較して、過給機１の運転条件を広く（例えば、過給機１の運転中の許容温度を高く）することも可能である。

本開示は、上述した実施形態を始めとして、当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を施した様々な形態で実施することができる。また、上述した実施形態に記載されている技術的事項を利用して、変形例を構成することも可能である。各実施形態の構成を適宜組み合わせて使用してもよい。

例えば、実施形態では、中心軸線Ｊ１，Ｊ２の位置ずれが、シュラウド側リング３３とハブ側リング３４との温度差に起因する例を説明したが、この位置ずれが他の要素に起因するものであってもよい。他の要素としては、例えば、シュラウド側リング３３とハブ側リング３４との材料（線膨張係数）の差異等が例として挙げられる。

また、実施形態では、可変ノズルユニット２０の昇温に伴う、中心軸線Ｊ１の径方向外側への移動が中心軸線Ｊ２の移動に比べて大きい場合の例について説明したが、逆に、中心軸線Ｊ２の移動が中心軸線Ｊ１の移動に比べて大きいものであってもよい。この場合、第１状態では中心軸線Ｊ２が中心軸線Ｊ１よりも径方向内側に位置し、第２状態では中心軸線Ｊ２が中心軸線Ｊ１よりも径方向外側に位置するようにすればよい。

すなわち、過給機１では、中心軸線Ｊ１及びＪ２のうち、可変ノズルユニット２０の昇温に伴う径方向外側への移動が大きい方の何れかの軸線を、第１状態においてその他方の軸線よりも径方向内側に位置するようにし、第２状態において前者の軸線が後者の軸線よりも径方向外側に位置するようになればよい。

１可変容量型過給機
６タービン翼車
１６スクロール流路
１９ノズル流路
２１ノズルベーン
３３シュラウド側リング（第１部品）
３４ハブ側リング（第２部品）
３１軸受穴（第１軸受穴）
３２軸受穴（第２軸受穴）
Ｊ１中心軸線
Ｊ２中心軸線
Ｈ回転軸線

Claims

スクロール流路からタービン翼車へ向かうガスを通過させるノズル流路と、
前記タービン翼車の回転軸線方向に対面し互いの間に前記ノズル流路を形成する第１部品及び第２部品と、
前記第１部品に設けられた第１軸受穴と、
前記第２部品に設けられた第２軸受穴と、
前記ノズル流路に配置され前記第１軸受穴と前記第２軸受穴とで両持ち支持されるノズルベーンと、を備え、
室温時には、前記第１軸受穴の中心軸線が、前記第２軸受穴の中心軸線と比較して径方向内側に位置しており、
運転時に前記第１部品と前記第２部品との間に所定の温度差が発生したときに、前記第１軸受穴の中心軸線が、前記第２軸受穴の中心軸線と比較して径方向外側に位置する、可変容量型過給機。
前記所定の温度差は、
前記第１部品と前記第２部品との温度差として、運転条件内で発生し得る最大の温度差である、請求項１に記載の可変容量型過給機。
前記室温時における、前記第１軸受穴の中心軸線の、前記第２軸受穴の中心軸線からの前記径方向内側へのずれ量は、
前記運転時における、前記第１軸受穴の中心軸線の、前記第２軸受穴の中心軸線からの前記径方向外側へのずれ量に等しい、請求項２に記載の可変容量型過給機。
前記第１部品はシュラウド側リングであり、前記第２部品はハブ側リングである、請求項１～３の何れか１項に記載の可変容量型過給機。