JPH0444819Y2 - - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本考案は、例えば排気ターボ過給機等において
使用される排気制御バルブのシヤフト軸受装置に
関するものである。[Detailed Description of the Invention] (Industrial Application Field) The present invention relates to a shaft bearing device for an exhaust control valve used in, for example, an exhaust turbo supercharger.

（従来技術） 過去の排気ターボ過給機においては、そのター
ビンケーシングの内部に単一の排気ガス通路を形
成し且つ該排気ガス通路の通路面積を固定的に設
定するとともに、エンジンの全運転領域を通じて
可及的に高水準のタービン効率が得られるように
するという観点から、そのタービン効率を決定す
るＡ／Ｒ値（但し、Ａ：タービンケーシングの排
気ガス通路の通路面積、Ｒ：タービンケーシング
のスクロール部の曲率半径）をエンジンの中速運
転時の排気ガス量に応じて固定的に設定するのが
通例であつた。(Prior art) In past exhaust turbo superchargers, a single exhaust gas passage was formed inside the turbine casing, and the passage area of the exhaust gas passage was fixedly set, and the exhaust gas passage was fixedly set in the entire operating range of the engine. The A/R value that determines the turbine efficiency (A: passage area of the exhaust gas passage of the turbine casing, R: the passage area of the turbine casing) It was customary to set the radius of curvature of the scroll portion fixedly according to the amount of exhaust gas during medium speed operation of the engine.

ところが、このように、Ａ／Ｒ値をエンジンの
中速運転時に対応させて固定的に設定した場合に
は、エンジンの高速運転領域においては排気ガス
量が上記基準排気ガス量よりも多くなるところか
ら当該排気ガスの流通抵抗が増大し、排気ガスの
もつ排気エネルギーが十分に活用できず、しかも
エンジン側においてはその排圧が高まるところか
ら燃焼性が悪化してエンジン出力が十分に得られ
ない等の問題が発生する。これに対してエンジン
の低速運転領域においては、排気ガス量が上記基
準排気ガス量よりも少なくなるところから排気ガ
スの流速が低下し、タービンホイールの回転が十
分に得られずタービン効率が低下するという問題
が発生することになる。 However, if the A/R value is fixedly set in accordance with the medium-speed operation of the engine, the amount of exhaust gas will be higher than the above-mentioned standard exhaust gas amount in the high-speed operation region of the engine. As a result, the flow resistance of the exhaust gas increases, making it impossible to fully utilize the exhaust energy of the exhaust gas.Furthermore, on the engine side, the exhaust pressure increases, which deteriorates combustibility and makes it impossible to obtain sufficient engine output. Problems such as this may occur. On the other hand, in the low-speed operating range of the engine, the exhaust gas flow rate decreases as the exhaust gas amount becomes less than the above-mentioned standard exhaust gas amount, and the turbine wheel cannot rotate sufficiently, resulting in a decrease in turbine efficiency. This problem will occur.

そこで、最近ではこのような単一の排気ガス通
路を有するタービンケーシングを備えた排気ター
ボ過給機特有の欠点を改善するために、例えばタ
ービンケーシング内の排気ガス通路を所定の隔壁
により複数に区画し、この複数に区画された排気
ガス通路を所定の弁装置（排気制御バルブ）によ
つて開閉制御することにより上記排気ガス通路の
通路面積をエンジンの運転状態（例えばブースト
圧を基準）に応じて可変とし、もつてエンジンの
全運転領域に応じた高水準の過給性能を確保する
という技術の研究開発が行なわれるようになつて
いる（例えば、特開昭56−161138号公報参照）。 Therefore, recently, in order to improve the disadvantages peculiar to exhaust turbo superchargers equipped with a turbine casing having a single exhaust gas passage, for example, the exhaust gas passage in the turbine casing is divided into multiple sections by predetermined partition walls. By controlling the opening and closing of this plurality of divided exhaust gas passages using a predetermined valve device (exhaust control valve), the passage area of the exhaust gas passage can be adjusted according to the operating condition of the engine (for example, based on boost pressure). Research and development efforts are underway to develop a technology that can be made variable to ensure a high level of supercharging performance in accordance with the entire operating range of the engine (see, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 161138/1983).

そして、このようような構成の排気ターボ過給
装置における上記排気制御バルブは、一般に第１
０図に示すようにそのシヤフト部１００を上記排
気ガス通路１０１の壁部１０２に軸支用のスリー
ブ１０３を介して外部より挿通して回動可能かつ
気密に支持せしめ、上記排気通路１０１内の排気
制御バルブ１０４を例えばエンジンのブースト圧
に応じて作動する外部アクチユエータ１０５によ
り当該シヤフト部１００を介してコントロールす
るように構成される。 The exhaust control valve in the exhaust turbocharging device having such a configuration is generally the first one.
As shown in FIG. The exhaust control valve 104 is configured to be controlled via the shaft portion 100 by an external actuator 105 that operates in accordance with, for example, the boost pressure of the engine.

（考案が解決しようとする問題点） ところが、排気制御バルブを上記のように構成
した場合、次のような問題を生じる。(Problems to be solved by the invention) However, when the exhaust control valve is configured as described above, the following problems arise.

すなわち、上記排気通路１０１の壁部（排気管
の管壁）１０２は通常鋳鉄等の金属材料によつて
形成されている一方、軸受部材としての上記スリ
ーブ１０３は一般に上記鋳鉄よりも熱膨張係数の
小さい金属材料（例えばステンレス等）によつて
形成される。従つて、今熱間状態における両者の
嵌合関係を考えると、先ず排気通路壁部１０２の
熱膨張係数は上記スリーブ１０３およびシヤフト
部１００に比べて大きいためにその熱膨張による
変形量も大きい。一方、これに対してシヤフト部
１００並びにスリーブ１０３は上記壁部１０２よ
りも熱膨張係数が小さいためにその熱膨張自体に
よる変形量は比較的小さい。しかし、この場合、
上記スリーブ１０３はその形状および厚さの関係
から言つて外力が付加された場合にはシヤフト部
１００に比べて比較的容易に変形し易い関係にあ
る。 That is, the wall 102 of the exhaust passage 101 (the wall of the exhaust pipe) is usually made of a metal material such as cast iron, while the sleeve 103 as a bearing member generally has a coefficient of thermal expansion lower than that of cast iron. It is made of a small metal material (for example, stainless steel). Therefore, considering the fitting relationship between the two in the hot state, first, the thermal expansion coefficient of the exhaust passage wall portion 102 is larger than that of the sleeve 103 and the shaft portion 100, and therefore the amount of deformation due to the thermal expansion is also large. On the other hand, since the shaft portion 100 and the sleeve 103 have a smaller coefficient of thermal expansion than the wall portion 102, the amount of deformation due to the thermal expansion itself is relatively small. But in this case,
Due to its shape and thickness, the sleeve 103 is relatively more easily deformed than the shaft portion 100 when an external force is applied thereto.

その結果、上記スリーブ１０３には上記排気通
路１０１の壁部１０２の大きな熱膨張によつて相
対的に外力が加えられることになり、最終的に第
１１図仮想線に示すような変形状態を呈し、上記
シヤフト部１００の自由な回動を拘束してしまう
事態を生じる問題がある。この結果、正常な排気
制御機能を喪失せしめる。 As a result, a relative external force is applied to the sleeve 103 due to the large thermal expansion of the wall portion 102 of the exhaust passage 101, and the sleeve 103 eventually becomes deformed as shown in the imaginary line in FIG. However, there is a problem in that the free rotation of the shaft portion 100 is restricted. As a result, normal exhaust control function is lost.

（問題点を解決するための手段） 本考案は、上記の問題を解決することを目的と
してなされたもので、排気ガスが流れる排気通路
壁に、該排気通路壁を形成する部材よりも熱膨張
係数が小さい部材によつて形成されるスリーブを
嵌挿し、該スリーブにより排気制御バルブのシヤ
フトを回動可能に軸支した排気制御バルブのシヤ
フト軸受装置において、上記排気通路壁と上記ス
リーブとの間および上記スリーブと上記排気制御
バルブシヤフトとの間にそれぞれ軸方向の相互に
異なる位置に少なくとも全体に跨がらない範囲の
所定の間〓を形成してなるものである。(Means for Solving the Problems) The present invention has been made for the purpose of solving the above problems.The present invention has been made for the purpose of solving the above-mentioned problems. In a shaft bearing device for an exhaust control valve, in which a sleeve formed of a member having a small coefficient is inserted and the shaft of the exhaust control valve is rotatably supported by the sleeve, the shaft bearing device is provided between the exhaust passage wall and the sleeve. Further, predetermined gaps are formed between the sleeve and the exhaust control valve shaft at mutually different positions in the axial direction, at least within a range that does not span the entirety.

（作用） 上記の手段によると、スリーブを介して相互に
嵌合関係にある排気通路壁と排気制御バルブシヤ
フト間に相互に軸方向の位置と異にして所定の間
〓が形成されているために、排気通路側排気ガス
の吹き抜けを防止して、しかも排気通路壁の熱膨
張による外力付加時のスリーブ変形による排気制
御バルブシヤフトの拘束を最小限に抑制すること
ができる。そのため、排気制御バルブの正常な排
気制御機構を維持することができる。(Function) According to the above means, a predetermined gap is formed between the exhaust passage wall and the exhaust control valve shaft, which are in a fitting relationship with each other via the sleeve, with the positions being different from each other in the axial direction. Furthermore, blow-by of exhaust gas on the exhaust passage side can be prevented, and furthermore, restraint of the exhaust control valve shaft due to sleeve deformation when external force is applied due to thermal expansion of the exhaust passage wall can be suppressed to a minimum. Therefore, a normal exhaust control mechanism of the exhaust control valve can be maintained.

（実施例） 以下、先ず第１図ないし第８図を参照して本考
案の第１の実施例を説明する。(Embodiment) First, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 8.

先ず第２図ないし第８図には、本考案の第１実
施例に係る排気制御バルブのシヤフト軸受装置を
適用した排気ターボ過給装置が示されており、先
ず第２図において、符号１はエンジン本体、２は
排気ターボ過給機であり、該排気ターボ過給機２
はガスケツト３（第４図参照）を介して排気管４
に固定されている。 First of all, FIGS. 2 to 8 show an exhaust turbo supercharging device to which the shaft bearing device of the exhaust control valve according to the first embodiment of the present invention is applied. First, in FIG. The engine main body, 2 is an exhaust turbo supercharger, and the exhaust turbo supercharger 2
is connected to the exhaust pipe 4 via the gasket 3 (see Figure 4).
is fixed.

上記排気ターボ過給機２は、第２図に示す如く
タービンホイール（図示省略）を内蔵したタービ
ンケーシング２１と、コンプレツサホイール（図
示省略）を内蔵したコンプレツサケーシング２２
とをセンターケーシング２３を介して連結して構
成されている。 As shown in FIG. 2, the exhaust turbo supercharger 2 includes a turbine casing 21 having a built-in turbine wheel (not shown), and a compressor casing 22 having a built-in compressor wheel (not shown).
are connected to each other via a center casing 23.

また上記タービンケーシング２１は、第２図並
びに第４図ないし第６図に示す如くその内部に形
成されたスクロール状の排気ガス通路を、スクロ
ール方向に延設された隔壁２６によつて当該ター
ビンケーシング２１の軸方向に並ぶ２つの排気ガ
ス通路即ち、該隔壁２６の一方側に位置する断面
略長円状の第１の排気ガス通路２７と、該隔壁２
６の他方側に位置し且つ上記第１の排気ガス通路
２７より通路面積の小さい断面略長円状の第２の
排気ガス通路２８との左右２つの排気ガス通路に
分割している。そして、上記２つの排気ガス通路
２７，２８は、ともにその排気ガス上流側の開口
端で形成される第１、第２の排気ガス導入口２
９，３０を、上記排気管４側への衝合せ面として
作用するタービンケーシング２１の排気ガス上流
側の端面２１ａ上に開口させている。尚、この２
つの排気ガス導入口２９，３０のうち、上記第１
の排気ガス導入口２９はエンジンの全運転領域を
通して常開とされる一方、第２の排気ガス導入口
３０の方は、後述する排気制御バルブ６によつて
排気ガスの流量の少ないエンジンの低速運転時に
は閉塞され、他方排気ガス流量の多いエンジンの
高速運転時には開口されるようになつている。従
つて、エンジンの低速運転時には第１の排気ガス
導入口２９のみが開口して排気ガスは第１の排気
ガス通路２７を通つて上記タービンケーシング２
１のスクロール部２１ｂ側にのみ導入される。こ
れに対してエンジンの高速運転時には第１の排気
ガス導入口２９と第２の排気ガス導入口３０の両
方が開口し、排気ガスは第１の排気ガス通路２７
と第２の排気ガス通路２８の両方からタービンケ
ーシング２１のスクロール部２１ｂ側に導入され
ることとなる。 Further, as shown in FIG. 2 and FIGS. 4 to 6, the turbine casing 21 has a scroll-shaped exhaust gas passage formed therein by a partition wall 26 extending in the direction of the scroll. There are two exhaust gas passages lined up in the axial direction of the partition wall 21, that is, a first exhaust gas passage 27 with a substantially oval cross section located on one side of the partition wall 26;
The second exhaust gas passage 28 is located on the other side of the exhaust gas passage 6 and has a substantially oval cross section and has a smaller passage area than the first exhaust gas passage 27. The two exhaust gas passages 27 and 28 have first and second exhaust gas introduction ports 2 formed at the open ends on the upstream side of the exhaust gas.
9 and 30 are opened on the end face 21a of the turbine casing 21 on the exhaust gas upstream side, which acts as an abutment surface toward the exhaust pipe 4 side. Furthermore, these two
Of the two exhaust gas inlet ports 29 and 30, the first
The second exhaust gas inlet 29 is kept open throughout the entire operating range of the engine, while the second exhaust gas inlet 30 is controlled by the exhaust control valve 6, which will be described later, when the engine runs at low speeds with a low flow rate of exhaust gas. It is closed during operation, and opened during high-speed operation of the engine with a large exhaust gas flow rate. Therefore, when the engine is operated at low speed, only the first exhaust gas inlet 29 is opened and the exhaust gas passes through the first exhaust gas passage 27 to the turbine casing 2.
It is introduced only to the scroll portion 21b side of No. 1. On the other hand, when the engine is operating at high speed, both the first exhaust gas inlet 29 and the second exhaust gas inlet 30 are open, and the exhaust gas is passed through the first exhaust gas passage 27.
and the second exhaust gas passage 28 into the scroll portion 21b side of the turbine casing 21.

なお、この実施例においては上記タービンケー
シング２１の端面２１ａのうち、上記隔壁２６の
端面２６ａを含めた上記第２の排気ガス導入口３
０の口縁部に位置する略長円環状部分を後述する
排気制御バルブ６に対する弁座面３３としてい
る。 In this embodiment, the second exhaust gas inlet 3 including the end surface 26a of the partition wall 26 out of the end surface 21a of the turbine casing 21
A substantially elongated annular portion located at the edge of the valve 0 serves as a valve seat surface 33 for an exhaust control valve 6, which will be described later.

また、第２図において符号３１は、上記タービ
ンケーシング２１の側部に設けられた周知の構造
をもつウエストゲートバルブであり、該ウエスト
ゲートバルブ３１はエンジンのブースト圧（過給
圧）を受けて作動する第１アクチユエータ８によ
り開閉制御されるようになつている。 Further, in FIG. 2, reference numeral 31 is a waste gate valve having a well-known structure provided on the side of the turbine casing 21, and the waste gate valve 31 receives boost pressure (supercharging pressure) of the engine. Opening/closing is controlled by the first actuator 8.

一方、上記排気管４は、第２図ないし第４図に
示す如くエンジン本体１の各気筒の排気ポート
（図示省略）に対して略水平方向に向けて接続さ
れる４本の分岐管４１Ａ，４１Ｂ……よりなる分
岐管部４１と、該各分岐管４１Ａ，４１Ｂ……を
その排気ガス下流側端部において集合させながら
当該分岐管部４１から当該分岐管部４１に対して
略直交する方向に延出する集合管部４２とを一体
成形して構成されており、その分岐管側の端面４
ａをエンジン本体１側に衝合わせた状態で該エン
ジン本体１の側部に締着固定されるとともに、上
記集合管部４２側の端面４ｂ（即ち、集合管部４
２の上端面４２ａ）には、第４図及び第５図に示
す如く上記排気ターボ過給機２のタービンケーシ
ング２１がガスケツト３を介して衝合せ状態で固
定されている。 On the other hand, the exhaust pipe 4 includes four branch pipes 41A, which are connected in a substantially horizontal direction to the exhaust ports (not shown) of each cylinder of the engine body 1, as shown in FIGS. 2 to 4. 41B... and a direction substantially orthogonal to the branch pipe part 41 from the branch pipe part 41 while gathering the branch pipes 41A, 41B... at the downstream end of the exhaust gas. It is constructed by integrally molding a collecting pipe section 42 extending from
a is fastened and fixed to the side of the engine main body 1 with the end face 4b on the side of the collecting pipe 42 (i.e., the collecting pipe 4
As shown in FIGS. 4 and 5, the turbine casing 21 of the exhaust turbo supercharger 2 is fixed to the upper end surface 42a) of the exhaust turbo supercharger 2 through a gasket 3 in an abutting state.

上記排気管４の上記集合管部４２の排気ガス上
流側端部に位置して上記分岐管部４１に連続する
連続部４６は、上記第５図において投影線l₁で及
び第６図において想像線l₂でそれぞれ示すように
当該排気管４の端面４ｂに対して上記タービンケ
ーシング２１を締着固定した状態において、上下
方向に（即ち、排気ガスの流通方向に）上記ター
ビンケーシング２１の上記第１の排気ガス導入口
２９と第２の排気ガス導入口３０とを同時に、し
かも当該各排気ガス導入口２９，３０の開口方向
に沿う方向において臨み得るような開口面積と開
口方向をそれぞれもつ断面略正方形状の開口とさ
れている。従つて、上記集合管部４２内の排気ガ
ス集合通路４３と、上記第１の排気ガス通路２７
および第２の排気ガス通路２８よりなる上記ター
ビンケーシング２１側の排気ガス通路とが略同軸
状に連続することになり、上記排気管４内をその
分岐管部４１側から集合管部４２側に流通する排
気ガスＧは、第５図に示すように先ず上記連続部
４６に案内され、さらに該集合管部４２内をその
軸心方向に沿つて直線状に流通し、次に上記ター
ビンケーシング２１の第１の排気ガス導入口２９
と第２の排気ガス導入口３０側に全体としてほと
んど流通抵抗を生じることなくスムーズに導入せ
しめられるようになる。 A continuous portion 46 located at the exhaust gas upstream end of the collecting pipe portion 42 of the exhaust pipe 4 and continuing to the branch pipe portion 41 is located along the projection line l ₁ in FIG. 5 and as imagined in FIG. With the turbine casing 21 fastened and fixed to the end surface 4b of the exhaust pipe 4, as shown by lines _l2 , the first and second parts of the turbine casing 21 are A cross section having an opening area and an opening direction such that the first exhaust gas inlet 29 and the second exhaust gas inlet 30 can be viewed simultaneously and in a direction along the opening direction of each of the exhaust gas inlets 29 and 30. The opening is approximately square in shape. Therefore, the exhaust gas collecting passage 43 in the collecting pipe section 42 and the first exhaust gas passage 27
The second exhaust gas passage 28 and the exhaust gas passage on the turbine casing 21 side are substantially coaxially continuous, and the inside of the exhaust pipe 4 is extended from the branch pipe section 41 side to the collecting pipe section 42 side. As shown in FIG. 5, the circulating exhaust gas G is first guided to the continuous portion 46, further flows linearly within the collecting pipe portion 42 along its axial direction, and then passes through the turbine casing 21. The first exhaust gas inlet 29 of
Thus, the exhaust gas can be smoothly introduced to the second exhaust gas introduction port 30 side with almost no flow resistance as a whole.

さらに、この排気管４は、その集合管部４２の
側壁のうち、上記タービンケーシング２１の上記
第２の排気ガス導入口３０に対向する側の側壁４
８を、上記連続部４６より上記端面４ｂ側寄り位
置において外方に適宜量だけ膨出させ、その内部
に、上記排気ガス集合通路４３に連続し且つその
側方に位置してさらにその一端が上記端面４ｂ上
に開口する適宜大きさの拡張スペース４５をもつ
拡張部４４を形成している。この拡張部４４は、
次に述べる排気制御バルブ６の取付け及び収納用
のスペースとして機能する。 Further, this exhaust pipe 4 has a side wall 4 of the side wall of the collecting pipe portion 42 on the side facing the second exhaust gas inlet 30 of the turbine casing 21.
8 is bulged outward by an appropriate amount from the continuous portion 46 at a position closer to the end surface 4b, and inside thereof is connected to the exhaust gas collection passage 43 and located on the side thereof, and further has one end thereof. An expanded portion 44 having an appropriately sized expanded space 45 is formed on the end surface 4b. This extension part 44 is
It functions as a space for mounting and storing an exhaust control valve 6, which will be described next.

排気制御バルブ６は、第５図ないし第８図に示
すように、上記排気管４の上記拡張部４４に取付
けられていて上記タービンケーシング２１の上記
第２の排気ガス導入口３０を開閉制御するもので
あつて、この実施例においては後述するように揺
動型の弁装置として構成されている。すなわち、
排気制御バルブ６は、第５図および第６図に詳細
に示すように上記排気管４の拡張部４４における
上記タービンケーシング２１の第２の排気ガス導
入口３０の長軸方向において対向する一対の側壁
のうち反エンジン本体１側に位置する側壁（実用
新案登録請求の範囲中の排気通路壁に該当する）
４７を内外方向（換言すれば、上記第２の排気ガ
ス導入口３０の長軸方向に平行な方向）に貫通し
て設けられた軸受用のスリーブ６６にその作動シ
ヤフト６５を回転自在に支承せしめて形成した弁
支持体６２と、該弁支持体６２の揺動端６２ａに
形成した弁押えプレート６３に対して一対の連結
ピン６７，６８を介して浮動自在に支持された弁
体６１とを有して構成されている。上記弁体６１
は、第５図および第６図に示す如く上記タービン
ケーシング２１の端面２１ａの第２の排気ガス導
入口３０の口縁部に形成される上記弁座面３３に
衝合せられた状態において、少なくとも上記第２
の排気ガス導入口３０を閉塞し且つ上記タービン
ケーシング２１の隔壁２６の端面２６ａを覆うこ
とのできるような大きさをもつ長円形プレートと
されており、しかもその長軸方向中央部には当該
弁体６１をその厚さ方向に貫通する適宜口径の通
気孔７１が形成されている。 As shown in FIGS. 5 to 8, the exhaust control valve 6 is attached to the expanded portion 44 of the exhaust pipe 4 and controls opening and closing of the second exhaust gas inlet 30 of the turbine casing 21. In this embodiment, as will be described later, it is constructed as a swing type valve device. That is,
As shown in detail in FIGS. 5 and 6, the exhaust control valve 6 includes a pair of valves that face each other in the longitudinal direction of the second exhaust gas inlet 30 of the turbine casing 21 in the expanded portion 44 of the exhaust pipe 4. Among the side walls, the side wall located on the side opposite to the engine body 1 (corresponds to the exhaust passage wall within the scope of the utility model registration claim)
47 in the inner and outer directions (in other words, in the direction parallel to the longitudinal direction of the second exhaust gas inlet 30), the operating shaft 65 is rotatably supported by a bearing sleeve 66. The valve body 61 is supported in a freely floating manner via a pair of connecting pins 67 and 68 with respect to a valve holding plate 63 formed at a swinging end 62a of the valve support body 62. It is configured with The above valve body 61
As shown in FIGS. 5 and 6, in a state where the end surface 21a of the turbine casing 21 is abutted against the valve seat surface 33 formed at the mouth edge of the second exhaust gas inlet 30, at least 2nd above
It is an oval plate having a size that can close the exhaust gas inlet 30 of the turbine casing 21 and cover the end face 26a of the partition wall 26 of the turbine casing 21, and the valve is located in the central part in the longitudinal direction of the plate. A ventilation hole 71 of an appropriate diameter is formed to penetrate the body 61 in its thickness direction.

そして、上記において上記側壁４７に軸受用の
スリーブ６６を介して嵌挿支持された上記作動シ
ヤフト６５の当該嵌挿部は、より詳細に示すと第
１図のように構成されている。 The fitting portion of the actuating shaft 65, which is fitted into and supported by the side wall 47 through the bearing sleeve 66, is configured as shown in FIG. 1 in more detail.

すなわち、上記スリーブ６６は、その側壁４７
に対する嵌挿部の略中央部全周のみがその両端部
分よりも所定量肉厚の肉厚部６６ａに形成される
ことによつて該嵌挿状態では上記肉薄の両端部分
に側壁４７との間で第１の間〓９０，９０を形成
するとともに、他方、該スリーブ６６に嵌挿され
た上記作動シヤフト６５はその略中央部、すなわ
ち上記スリーブ６６の肉厚部６６ａに位置して小
径部９３を形成することによつて上記スリーブ６
６との間に上記第１の間〓９０，９０とは軸方向
の位置を異にする第２の間〓９５を形成してい
る。 That is, the sleeve 66 has its side wall 47
Since only the entire circumference of the substantially central portion of the insertion portion is formed as a thick portion 66a that is thicker by a predetermined amount than both end portions, in the insertion state, there is a gap between the thin end portions and the side wall 47. On the other hand, the actuating shaft 65 fitted into the sleeve 66 is located approximately in the center thereof, that is, in the thick part 66a of the sleeve 66, and forms a small diameter part 93. said sleeve 6 by forming
6, a second space 95 is formed at a different axial position from the first space 90, 90.

従つて、今熱間状態において、上記スリーブ６
６よりも熱膨張係数の大きい排気管側の側壁４７
が熱膨張により、より大きく変形したとすると、
該変形力は先ず上記スリーブ６６の肉厚部６６ａ
にのみ作用してスリーブ６６は当該肉厚部６６ａ
部分で外力付加による内側への変形を生じる。と
ころが、当該内側への変形を生じる上記肉厚部分
の内側には上記作動シヤフト６５を小径としたこ
とによる第２の間〓９５が存在する。従つて、当
該部分での内側への変形量は上記第２の間〓によ
つて適宜吸収され作動シヤフト６５の拘束（通称
かじり付きと呼ばれる）が最小限に緩和される。
また、スリーブ６６の肉厚部６６ａ両端の熱膨張
による変形力は、上記第１の間〓９０，９０によ
つて充分に吸収緩和されるので作動シヤフト６５
への拘束力は殆んど生じない。 Therefore, in the hot state, the sleeve 6
Exhaust pipe side wall 47 having a larger coefficient of thermal expansion than 6
If it deforms more greatly due to thermal expansion, then
The deforming force first applies to the thick portion 66a of the sleeve 66.
The sleeve 66 acts only on the thick portion 66a.
Inward deformation occurs due to the application of external force. However, inside the thick portion where the inward deformation occurs, a second space 95 exists due to the actuation shaft 65 having a small diameter. Therefore, the amount of inward deformation at this portion is appropriately absorbed by the second gap, and the restraint (commonly called galling) of the actuating shaft 65 is alleviated to a minimum.
Further, the deformation force due to thermal expansion of both ends of the thick portion 66a of the sleeve 66 is sufficiently absorbed and alleviated by the first spacers 90, 90, so that the actuating shaft 65
There is almost no binding force.

しかも、上記第１の間〓９０，９０と第２の間
〓９５とは、相互に軸方向の位置を異にして形成
されているから、排気ガスの吹き抜けを生じない
だけでなく、上記スリーブ６６の外端側の間〓に
よりスリーブ６６および作動シヤフト６５部冷却
の作用をも生じ得るメリツトが生じる。 Moreover, since the first space 90, 90 and the second space 95 are formed at different positions in the axial direction, not only does the blow-by of exhaust gas not occur, but also the sleeve The space between the outer ends of the sleeve 66 has the advantage of cooling the sleeve 66 and the working shaft 65.

一方、上記弁体６１と上記弁支持体６２の弁押
えプレート６３とを連結する上記一対の連結ピン
６７，６８は第７図及び第８図に示す如く上記弁
体６１に対して該弁体６１の長軸方向に適宜離間
して固着されており、その上面６１ａ側に突出し
た嵌合軸部６７ａ，６８ａをそれぞれ上記弁支持
体６２の弁押えプレート６３に形成したピン受孔
７２，７２に遊動自在に嵌入せしめている。又、
この一対の連結ピン６７，６８の上記嵌合軸部６
７ａ，６８ａの長さ寸法は、上記弁体６１と弁押
えプレート６３とを相互に浮動自在に支持できる
ように、上記弁押えプレート６３の厚さ寸法より
適宜寸法だけ長寸とされている。このため、上記
排気制御バルブ６をその閉弁状態（第７図に図示
する状態）から開弁させる場合には、その開弁作
動初期において第８図に示す如く上記弁体６１と
弁押えプレート６３の間に、上記通気孔７１に連
通する平行な〓間７４が形成され、上記タービン
ケーシング２１の第２の排気ガス通路２８と排気
管４の排気ガス集合通路４３とが上記通気孔７１
及び〓間７４を介して相互に連通せしめられるこ
ととなる。 On the other hand, the pair of connecting pins 67 and 68 connecting the valve body 61 and the valve holding plate 63 of the valve support body 62 are connected to the valve body 61 as shown in FIGS. 7 and 8. Pin receiving holes 72, 72 are formed in the valve holding plate 63 of the valve support body 62, respectively, and have fitting shaft portions 67a, 68a which are fixed at appropriate intervals in the longitudinal axis direction of the valve support 61 and protrude toward the upper surface 61a. It is fitted in freely to allow free movement. or,
The above-mentioned fitting shaft portion 6 of this pair of connecting pins 67 and 68
The lengths of 7a and 68a are set to be longer than the thickness of the valve holding plate 63 by an appropriate length so that the valve body 61 and the valve holding plate 63 can be supported so as to be able to float relative to each other. Therefore, when opening the exhaust control valve 6 from its closed state (the state shown in FIG. 7), at the beginning of the valve opening operation, the valve body 61 and the valve retaining plate are connected to each other as shown in FIG. A parallel gap 74 communicating with the vent hole 71 is formed between the vent hole 71 and the second exhaust gas passage 28 of the turbine casing 21 and the exhaust gas collecting passage 43 of the exhaust pipe 4.
They are made to communicate with each other via the space 74.

従つて、第７図に示す如く排気制御バルブ６を
その閉弁状態から矢印Ａ方向（第５図参照）に回
動させて開弁させる場合、その開弁操作開始時に
おいては排気ガスの静圧及び動圧が上記弁体６１
の上面６１ａ側に負荷されているため、該弁体６
１をこの排気ガスの圧力に抗して開作動させるた
めには大きな作動力が必要となるが、この実施例
のものにおいては上記弁体６１が弁支持体６２に
対して浮動自在に支持され且つ該弁体６１に通気
孔７１が形成されているために、第８図に示す如
く排気制御バルブ６の開弁初期においては上記弁
体６１と弁押えプレート６３とが離間して高圧の
排気ガス集合通路４３と低圧の第２の排気ガス通
路２８とが相互に連通される。従つて、排気ガス
の一部が通気孔７１を通つて第２の排気ガス通路
２８側に流入し、両者間の圧力差が可及的に減少
せしめられ（換言すれば、弁体６１に対する開弁
方向規制力が減少せしめられ）、該排気制御バル
ブ６をより小さい作動力でスムーズ且つ迅速に開
弁させることが可能となる。 Therefore, when opening the exhaust control valve 6 from its closed state by rotating it in the direction of arrow A (see FIG. 5) as shown in FIG. pressure and dynamic pressure are applied to the valve body 61.
Since the load is applied to the upper surface 61a of the valve body 6,
A large operating force is required to open the valve 1 against the pressure of the exhaust gas, but in this embodiment, the valve body 61 is supported so as to be able to float freely on the valve support 62. In addition, since the vent hole 71 is formed in the valve body 61, the valve body 61 and the valve holding plate 63 are separated from each other at the beginning of opening of the exhaust control valve 6, as shown in FIG. The gas collection passage 43 and the low pressure second exhaust gas passage 28 are communicated with each other. Therefore, part of the exhaust gas flows into the second exhaust gas passage 28 side through the vent hole 71, and the pressure difference between the two is reduced as much as possible (in other words, the opening to the valve body 61 is reduced). (The valve direction regulating force is reduced), and the exhaust control valve 6 can be opened smoothly and quickly with a smaller operating force.

一方排気制御バルブ作動装置７は、上記排気制
御バルブ６をエンジンの運転状態に応じて開閉作
動させるものであつて、エンジンの運転状態に応
じて適宜に供給制御されるブーストエア圧力を受
けてその作動子１０を進退変位させるようにした
ダイヤフラム式の圧力応動機構を有する第２アク
チユエータ９で構成されており、第２図ないし第
４図に示す如く上記排気管４の集合管部４２の側
方に略断熱的に取付けられている。すなわち、上
記排気管４の集合管部４２には、略コ字状に折曲
形成された板材よりなる排気管用インシユレータ
１２が、上記集合管部４２の上記エンジン本体１
側に対向する側面を除く他の三つの側面の外側を
包囲する如く該集合管部４２の外側から嵌合され
且つ該集合管部４２の一側部に膨出形成したイン
シユレータ取付部４２ｂと該インシユレータ取付
部４２ｂに対向する該アクチユエータ用インシユ
レータ１１の一側面１２ａとを一対の取付ボルト
１５，１５によつて締結することによつて固定さ
れている。さらに、この排気管用インシユレータ
１２の取付けの際、該排気管用インシユレータ１
２とともに平板状のブラケツト１３が、その先端
部１３ａを該排気管用インシユレータ１２の反エ
ンジン本体１寄りの外端部よりも外方に突出させ
た状態で上記取付ボルト１５，１５によつて共締
め固定されている。さらに、このブラケツト１３
の先端部１３ａには、その外周を略密閉容器状の
アクチユエータ用インシユレータ１１によつて被
包された上記第２アクチユエータ９が、当該アク
チユエータ用インシユレータ１１の上記作動子１
０側の一側面１１ａを上記ブラケツト１３の先端
部１３ａと第２アクチユエータ９の前端面９ａと
の間に挟んだ状態で一対の取付ボルト１６，１６
によつて締結固定されている。従つて、第２アク
チユエータ９は、上記排気管４の集合管部４２に
対して上記アクチユエータ用インシユレータ１１
と排気管用インシユレータ１２の２部材を介して
略断熱的に固定されることとなる。このようにし
て排気管４側に取付けられた第２アクチユエータ
９の作動子１０には、リンクレバー６９，７０を
介して上記排気制御バルブ６の作動シヤフト６５
が連結されており、上記作動子１０が矢印ａ方向
（第２図参照）に突出することにより上記排気制
御バルブ６が矢印Ａ方向（第５図参照）に回動し
て上記第２の排気ガス導入口３０が開口され、こ
れに対して該作動子１０が矢印ｂ方向に後退する
ことにより上記排気制御バルブ６が矢印Ｂ方向に
回動して上記第２の排気ガス導入口３０が閉塞さ
れるようになつている。 On the other hand, the exhaust control valve operating device 7 opens and closes the exhaust control valve 6 according to the operating state of the engine, and operates in response to boost air pressure that is appropriately controlled to be supplied depending on the operating state of the engine. It is composed of a second actuator 9 having a diaphragm-type pressure responsive mechanism that moves the actuator 10 forward and backward, and as shown in FIGS. It is installed almost adiabatically. That is, the exhaust pipe insulator 12 made of a plate bent into a substantially U-shape is attached to the engine main body 1 of the exhaust pipe 4 in the collecting pipe part 42 of the exhaust pipe 4.
An insulator mounting portion 42b is fitted from the outside of the collecting pipe portion 42 so as to surround the outside of the other three side surfaces excluding the side facing the side, and is bulged on one side of the collecting pipe portion 42. It is fixed by fastening one side surface 12a of the actuator insulator 11 facing the insulator mounting portion 42b with a pair of mounting bolts 15, 15. Furthermore, when installing this exhaust pipe insulator 12, the exhaust pipe insulator 1
2 and the flat plate-shaped bracket 13 are tightened together with the mounting bolts 15, 15 with the tip 13a of the bracket 13 protruding outward from the outer end of the exhaust pipe insulator 12 opposite to the engine body 1. Fixed. Furthermore, this bracket 13
The second actuator 9, whose outer periphery is enclosed by an actuator insulator 11 having a substantially airtight container shape, is attached to the tip portion 13a of the actuator 1 of the actuator insulator 11.
A pair of mounting bolts 16, 16 are inserted with one side surface 11a on the zero side sandwiched between the tip 13a of the bracket 13 and the front end surface 9a of the second actuator 9.
It is fastened and fixed by. Therefore, the second actuator 9 is connected to the actuator insulator 11 with respect to the collecting pipe portion 42 of the exhaust pipe 4.
The exhaust pipe insulator 12 and the exhaust pipe insulator 12 are connected to each other in a substantially adiabatic manner. The operating shaft 65 of the exhaust control valve 6 is connected to the actuator 10 of the second actuator 9 mounted on the exhaust pipe 4 side through link levers 69 and 70.
are connected to each other, and when the actuator 10 projects in the direction of arrow a (see Fig. 2), the exhaust control valve 6 rotates in the direction of arrow A (see Fig. 5), and the second exhaust The gas inlet 30 is opened, and the actuator 10 moves back in the direction of arrow b, causing the exhaust control valve 6 to rotate in the direction of arrow B, closing the second exhaust gas inlet 30. It is becoming more and more common.

次に、上記排気ターボ過給装置の動作並びにそ
の作用を説明する。 Next, the operation and effects of the exhaust turbocharging device will be explained.

先ずエンジンが運転されると、当該エンジン本
体１側の各気筒から排出される排気ガスＧは、排
気管４の各分岐管４１Ａ，４１Ｂ……を介して集
合管部４２に集められたのち、該集合管部４２の
排気ガス集合通路４３から排気ターボ過給機２の
タービンケーシング２１内の排気ガス通路即ち、
第１の排気ガス通路２７及び第２の排気ガス通路
２８内に導入され、その排気エネルギーでもつて
タービンホイールを駆動し、コンプレツサホイー
ルによる吸入空気の予圧作用（吸気過給）を行な
わしめる。この際、エンジンの運転状態に応じて
上記排気制御バルブ６が開閉作動し、排気ガスの
導入状態が選択される。即ち、エンジンの運転状
態が排気ガスの流量の少ない低速運転領域にある
場合には第２アクチユエータ９により上記排気制
御バルブ６が開弁位置（第５図に実線図示位置）
に設定され、逆にエンジンの運転状態が排気ガス
の流量の多い高速運転領域にある場合には第２ア
クチユエータ９により上記排気制御バルブ６が開
弁位置（第５図の鎖線図示位置）に設定される。
従つて、排気ガスの排出量が少ないエンジンの低
速運転領域においては、第１の排気ガス通路２７
のみから排気ガスがタービンケーシング２１内に
導入され、タービンホイールの回転は高回転側に
維持されてより低速域から排気ターボ過給機２に
よる過給効果を得ることが可能となり、低速時の
過給性能のよいものとなる。さらに、この場合、
排気ガス通路の通路面積が第１の排気ガス通路２
７と第２の排気ガス通路２８の両方が有効とされ
ている場合よりも絞られるため、タービンケーシ
ング２１の排気入口側での排気ガス圧力とスクロ
ール部出口での排気ガス圧力の差をより大きくと
ることができ（即ち、排気ガスの膨張比が上昇
し）、より高水準の過給性能が得られることとな
る。 First, when the engine is operated, the exhaust gas G discharged from each cylinder on the side of the engine main body 1 is collected in the collecting pipe section 42 via each branch pipe 41A, 41B, etc. of the exhaust pipe 4. From the exhaust gas collection passage 43 of the collection pipe section 42 to the exhaust gas passage inside the turbine casing 21 of the exhaust turbo supercharger 2, that is,
The exhaust gas is introduced into the first exhaust gas passage 27 and the second exhaust gas passage 28, and the exhaust energy drives the turbine wheel, and the compressor wheel prepresses the intake air (intake supercharging). At this time, the exhaust control valve 6 is opened and closed depending on the operating state of the engine, and the introduction state of the exhaust gas is selected. That is, when the operating state of the engine is in a low-speed operating region where the flow rate of exhaust gas is low, the second actuator 9 moves the exhaust control valve 6 to the open position (the position shown by the solid line in FIG. 5).
On the other hand, when the engine operating state is in a high-speed operating region with a large flow rate of exhaust gas, the second actuator 9 sets the exhaust control valve 6 to the open position (the position shown by the chain line in FIG. 5). be done.
Therefore, in the low-speed operating range of the engine where the amount of exhaust gas discharged is small, the first exhaust gas passage 27
Exhaust gas is introduced into the turbine casing 21 from only the turbine wheel, and the rotation of the turbine wheel is maintained on the high rotation side, making it possible to obtain the supercharging effect by the exhaust turbo supercharger 2 from a lower speed range, and reducing overload at low speeds. This results in good feeding performance. Furthermore, in this case,
The passage area of the exhaust gas passage is the first exhaust gas passage 2
Since both the exhaust gas passage 7 and the second exhaust gas passage 28 are narrowed down more than when they are enabled, the difference between the exhaust gas pressure at the exhaust inlet side of the turbine casing 21 and the exhaust gas pressure at the scroll section exit is made larger. (that is, the expansion ratio of the exhaust gas increases), and a higher level of supercharging performance can be obtained.

一方、排気ガスの排出量が多いエンジンの高速
運転領域においては、第１の排気ガス通路２７と
第２の排気ガス通路２８の両方が開通されるた
め、この両者から同時に多量の排気ガスがタービ
ンケーシング２１内に大きな流通抵抗を生じるこ
となくスムーズに導入される。従つて、多量の排
気ガスの排気エネルギーがタービンホイールの駆
動力として有効に活用されて過給性能が向上する
とともに、エンジン側においてはその排圧が低下
せしめられるところからその燃焼性が良好とな
り、エンジンの高出力化が実現されることにな
る。 On the other hand, in the high-speed operating range of the engine where a large amount of exhaust gas is emitted, both the first exhaust gas passage 27 and the second exhaust gas passage 28 are opened, so a large amount of exhaust gas is simultaneously transmitted to the turbine from both of them. It can be smoothly introduced into the casing 21 without causing large flow resistance. Therefore, the exhaust energy of a large amount of exhaust gas is effectively used as driving force for the turbine wheel, improving supercharging performance, and since the exhaust pressure on the engine side is reduced, its combustibility is improved, This will result in higher engine output.

次に、第９図は、上記第１図に示した本考案の
第１実施例に係る排気制御バルブ６の作動シヤフ
ト軸受部の特に間〓部の構造を変更した本考案の
第２実施例に係る排気制御バルブのシヤフト軸受
装置を示すものである。 Next, FIG. 9 shows a second embodiment of the present invention in which the structure of the operating shaft bearing part of the exhaust control valve 6 according to the first embodiment of the present invention shown in FIG. 1 shows a shaft bearing device for an exhaust control valve according to the present invention.

この実施例では、先ず軸受用スリーブ６６がそ
の略中央部から排気通路側先端部にかけて次第に
小径となるテーパ部９６に形成され、このテーパ
部９６によつて排気管４の側壁４７との間に第１
の間〓９７を形成する一方、当該スリーブ６６の
内側に略中央部から外端側にかけて全周に亘る凹
溝面９８を形成することによつてスリーブ６６と
作動シヤフト６５との間に上記第１の間〓９７と
は相互に軸方向の位置を異にする第２の間〓９９
を形成してなるものである。 In this embodiment, first, the bearing sleeve 66 is formed into a tapered part 96 whose diameter gradually decreases from its approximate center to the distal end on the exhaust passage side. 1st
97 between the sleeve 66 and the actuating shaft 65, and by forming a concave groove surface 98 on the inside of the sleeve 66 over the entire circumference from approximately the center to the outer end. The second space has a different axial position from the first space = 97 and the second space = 99
It is formed by forming.

このような構成を採用した場合には、上記第１
の実施例の場合と同様に第１および第２の間〓９
９により側壁４７変形時のスリーブ６６の内側へ
の変形をその両端部で吸収緩和できるとともに、
さらに次のようなメリツトが生じる。 If such a configuration is adopted, the first
As in the case of the embodiment, between the first and second 〓9
9 allows the inward deformation of the sleeve 66 when the side wall 47 deforms to be absorbed and alleviated at both ends thereof, and
Furthermore, the following advantages arise.

(1) スリーブ先端がテーパ部となつているので側
壁４７に対するスリーブ６６の嵌挿が容易にな
る。(1) Since the tip of the sleeve is tapered, the sleeve 66 can be easily inserted into the side wall 47.

(2) 一般に、排気通路側に近い程側壁４７および
スリーブ６６並びに作動シヤフト６５の各温度
も高く熱膨張による変形量も大きい。上記テー
パ９６は、これらの温度傾斜に対応して間〓量
を設定できる。(2) Generally, the closer to the exhaust passage side the higher the temperatures of the side wall 47, sleeve 66, and operating shaft 65 are, and the greater the amount of deformation due to thermal expansion. The distance of the taper 96 can be set in accordance with these temperature gradients.

(3) 第２の間〓９９がスリーブ６６と作動シヤフ
ト６５との間に形成されるから直接作動シヤフ
ト６５自体の冷却が可能になる。(3) Since the second gap 99 is formed between the sleeve 66 and the working shaft 65, the working shaft 65 itself can be directly cooled.

（考案の効果） 本考案は、以上に説明したように、排気ガスが
流れる排気通路壁に、該排気通路壁を形成する部
材よりも熱膨張係数が小さい部材によつて形成さ
れるスリーブを嵌挿し、該スリーブにより排気制
御バルブのシヤフトを回動可能に軸支した排気制
御バルブのシヤフト軸受装置において、上記排気
通路壁と上記スリーブとの間および上記スリーブ
と上記排気制御バルブシヤフトとの間にそれぞれ
軸方向の相互に異なる位置に少なくとも全体に跨
がらない範囲の所定の間〓を形成したことを特徴
とするものである。(Effects of the invention) As explained above, the present invention has a sleeve formed of a member having a smaller coefficient of thermal expansion than the member forming the exhaust passage wall, which is fitted onto the exhaust passage wall through which exhaust gas flows. In a shaft bearing device for an exhaust control valve in which the shaft of the exhaust control valve is rotatably supported by the sleeve, between the exhaust passage wall and the sleeve and between the sleeve and the exhaust control valve shaft. It is characterized in that a predetermined gap is formed at a different position in the axial direction, at least within a range that does not span the entire length.

従つて、本考案によると、スリーブを介して相
互に嵌合関係にある排気通路壁と排気制御バルブ
シヤフト間に相互に軸方向の位置と異にして所定
の間〓が形成されているために、排気通路側排気
ガスの吹き抜けを防止して、しかも排気通路壁の
熱膨張による外力付加時のスリーブ変形による排
気制御バルブシヤフトの拘束を最小限に抑制する
ことができる。そのため、排気制御バルブの正常
な排気制御機能を維持することができる。 Therefore, according to the present invention, a predetermined gap is formed between the exhaust passage wall and the exhaust control valve shaft, which are in a fitting relationship with each other via the sleeve, and are different from each other in the axial direction. It is possible to prevent blow-by of exhaust gas on the exhaust passage side, and to minimize restraint of the exhaust control valve shaft due to sleeve deformation when external force is applied due to thermal expansion of the exhaust passage wall. Therefore, the normal exhaust control function of the exhaust control valve can be maintained.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図は、本考案の第１実施例に係る排気制御
バルブのシヤフト軸受装置の断面図、第２図は、
同実施例装置を適用した排気ターボ過給装置全体
の構成を示す正面図、第３図は、第２図の−
線矢視図、第４図は第２図の−線矢視図、第
５図は第４図の−線断面図、第６図は第５図
の−線断面図、第７図は第６図の−線断
面図、第８図は第７図に示した排気制御バルブの
状態変化図、第９図は本考案の第２の実施例に係
る排気制御バルブのシヤフト軸受装置の断面図、
第１０図は従来例の断面図、第１１図は同従来例
の作用説明図である。 １……エンジン本体、２……ターボ過給機、４
……排気管、６……排気制御バルブ、７……排気
制御バルブ作動装置、４７……側壁、６５……作
動シヤフト、６６……スリーブ、６６ａ……肉厚
部、９０……第１の間〓、９３……小径部、９５
……第２の間〓、９６……テーパ部、９７……第
１の間〓、９８……凹溝面、９９……第２の間
〓。 FIG. 1 is a sectional view of a shaft bearing device of an exhaust control valve according to a first embodiment of the present invention, and FIG.
FIG. 3 is a front view showing the overall configuration of the exhaust turbocharging device to which the device of the embodiment is applied.
4 is a view taken along the - line in FIG. 2, FIG. 5 is a sectional view taken along the - line in FIG. 4, FIG. 6 is a sectional view taken along the - line in FIG. 5, and FIG. 6 is a sectional view taken along the - line in FIG. 6, FIG. 8 is a state change diagram of the exhaust control valve shown in FIG. 7, and FIG. 9 is a sectional view of the shaft bearing device of the exhaust control valve according to the second embodiment of the present invention. ,
FIG. 10 is a sectional view of the conventional example, and FIG. 11 is an explanatory diagram of the operation of the conventional example. 1...Engine body, 2...Turbo supercharger, 4
...exhaust pipe, 6...exhaust control valve, 7...exhaust control valve actuating device, 47...side wall, 65...actuating shaft, 66...sleeve, 66a...thick part, 90...first Between, 93...Small diameter part, 95
...Second space, 96...Tapered portion, 97...First space, 98...Concave groove surface, 99...Second space.

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】[Scope of utility model registration request] 排気ガスが流れる排気通路壁に、該排気通路壁
を形成する部材よりも熱膨張係数が小さい部材に
よつて形成されるスリーブを嵌挿し、該スリーブ
により排気制御バルブのシヤフトを回動可能に軸
支した排気制御バルブのシヤフト軸受装置におい
て、上記排気通路壁と上記スリーブとの間および
上記スリーブと上記排気制御バルブシヤフトとの
間にそれぞれ軸方向の相互に異なる位置に少なく
とも全体に跨がらない範囲の所定の間〓を形成し
てなることを特徴とする排気制御バルブのシヤフ
ト軸受装置。 A sleeve formed of a material having a smaller coefficient of thermal expansion than the member forming the exhaust passage wall is fitted onto the exhaust passage wall through which exhaust gas flows, and the shaft of the exhaust control valve is rotatably rotated by the sleeve. In the shaft bearing device of the supported exhaust control valve, at least a range that does not extend entirely between the exhaust passage wall and the sleeve and between the sleeve and the exhaust control valve shaft at mutually different positions in the axial direction. 1. A shaft bearing device for an exhaust control valve, characterized in that the shaft bearing device is formed by forming a gap for a predetermined period of time.