具体实施方式

以下，参照附图对本发明的几个实施方式进行说明。但是，作为实施方式记载的或附图所示的构成部件的尺寸、材质、形状、其相对配置等并不是将本发明的范围限定于此的意思，只不过是说明例。

例如，表示在“某一方向上”、“沿着某一方向”、“平行”、“正交”、“中心”、“同心”或“同轴”等相对或绝对的配置的表达不仅严密地表示这样的配置，还表示带有公差、或者能够获得相同功能的程度的角度或距离而相对地位移的状态。

例如，表示“相同”、“相等”以及“均质”等事物为相等的状态的表达不仅表示严格相等的状态，还表示存在公差、或者能够获得相同功能的程度的差的状态。

例如，表示四边形状或圆筒形状等形状的表达不仅表示几何学上严格意义上的四边形状或圆筒形状等形状，在能够获得相同效果的范围内，还表示包含凹凸部或倒角部等的形状。

另一方面，“具备”、“设置”、“具有”、“包括”或“有”一个结构要素这样的表达并不是排除其他结构要素的存在的排他性的表达。

如图1所示，本发明的至少一个实施方式的可变容量型排气涡轮增压器10具备：涡轮部12，其由从内燃机(未图示)导入的废气驱动；压缩机部14，其与涡轮部12连动而将外部气体压送到所述内燃机；可变喷嘴机构20，其设置在涡轮部12中供废气导入的涡轮壳体16上。

涡轮壳体16在外周部形成有形成为涡旋状的涡旋腔22。涡旋腔22与所述内燃机的排气口(未图示)连通。在涡旋腔22的中心部配置有涡轮转子24。涡轮转子24固定在涡轮轴26的一端，能够与涡轮轴26一起以涡轮轴26的轴心O为中心旋转。在涡轮壳体16的中央，设置有沿着轴心O的方向开口，并供排气管(未图示)连接的废气出口28。

压缩机部14具备压缩机壳体18，压缩机壳体18在外周部形成有涡旋状的供气通路30。该供气通路30与所述内燃机的供气口(未图示)连通。在供气通路30的中心部设置有压缩机32，压缩机32固定在涡轮轴26的另一端，能够与涡轮轴26一起围绕轴心O旋转。在压缩机壳体18的中央，设置有沿着轴心O的方向开口，并与供气管(未图示)连接的供气入口34。

在涡轮部12和压缩机部14之间设置有轴承壳体36，涡轮轴26由设置在轴承壳体36的内部的轴承38支承为转动自如。

如图1以及图2所示，几个实施方式的可变喷嘴机构20具备：圆环状的喷嘴安装部42；多个喷嘴叶片44，其沿着喷嘴安装部42的周向在多个部位分别可转动地被支承；驱动环46，其构成为使多个喷嘴叶片44转动。驱动环46能够相对于喷嘴安装部42转动地设置，能够对喷嘴叶片44施加驱动力而使其转动，使其叶片角可变。

喷嘴安装部42在涡轮机壳体16的内部通过轴承壳体36以使圆环状的中心与轴线O一致的方式固定在涡轮机壳体16上。

喷嘴叶片44配置在喷嘴安装部42的涡轮部12侧且涡旋腔22内。喷嘴叶片44一体地形成有喷嘴轴44a，喷嘴轴44a插入贯通在形成于喷嘴安装部42的贯通孔中，并被支承为能够以喷嘴轴44a为中心转动。

驱动环46形成为圆环状，在喷嘴安装部42的轴承壳体36侧，以使圆环状的中心与轴心O一致的方式支承于喷嘴安装部42。

在图1所示的示例性实施方式中，驱动环46经由连杆50与固定在压缩机壳体18上的致动器48的工作部连接。

另外，杆板52设置在驱动环46的轴承壳体36侧。在驱动环46的外周缘沿周向形成有多个槽部47，设置在杆板52的一端侧的连结销部54与槽部47卡合，杆板52的另一端侧与喷嘴叶片44的喷嘴轴44a连结。杆板52沿着驱动环46的圆周方向与喷嘴叶片44同数配置。

在该结构中，从内燃机排出的废气被导入到涡轮部12的涡旋腔22，一边沿着涡旋腔22的涡旋旋转一边到达可变喷嘴机构20的喷嘴叶片44的位置。进而，废气一边通过各喷嘴叶片44的叶片间一边使涡轮转子24旋转，从废气出口28向机外送出。

另一方面，在压缩机部14中，压缩机32经由涡轮轴26与涡轮转子24的旋转一起旋转。与压缩机32的旋转一起，将供气从供气入口34导入到压缩机壳体18。被导入的供气一边被供气通路30压缩一边被增压到内燃机的供气口(未图示)。

在可变喷嘴机构20中，通过驱动致动器48使驱动环46旋转，与槽部47卡合的连结销部54被驱动。由此，各杆板52摆动，使各喷嘴叶片44围绕喷嘴轴44a的轴心(中心)A转动，调整各喷嘴叶片44的叶片角。由此，调整各喷嘴叶片44之间的废气流路的面积，控制到达涡轮转子24的废气的容量。

在示例性实施方式中，在驱动环46的外周边缘，形成有凹部46b，该凹部46b与连接到致动器48的工作部的连杆50卡合。

图3是几个实施方式的一个杆板52及其周边的放大图。图4是用于说明因驱动环46的转动而在驱动环46的槽部47与连结销部54之间产生的相对滑动的示意图。需要说明的是，在图3中，示出通过作为驱动环46的旋转中心的轴心O以及作为喷嘴叶片44的旋转中心的喷嘴轴44a的轴心A的线段与连结销部54的中心位置P和喷嘴叶片44的旋转中心(轴心A)的线段所成的角度θ为0度的情况。

在几个实施方式中，作为驱动环46的旋转中心的轴心O与作为杆板52的旋转中心的喷嘴轴44a的轴心A不同，因此当驱动环46旋转而使连结销部54移动时，驱动环46的槽部47与连结销部54之间产生相对滑动。

例如，如图4所示，考虑驱动环46以轴心O为中心向图4中的逆时针方向旋转，杆板52以喷嘴轴44a的轴心A为中心向逆时针方向旋转角度θ的情况。通过该杆板52的旋转，连结销部54从图4中利用双点划线所示的位置移动到利用实线所示的位置。

作为槽部47与连结销部54的接触点T，将该接触点T中的槽部47侧的接触点T称为环侧接触点Td，将连结销部54侧的接触点T称为销侧接触点Tp。另外，关于各接触点T、Td、Tp，对连结销部54移动前的接触点TT、Td、Tp标注下标“0”，对连结销部54移动后的接触点T、Td、Tp标注下标“1”。

需要说明的是，在以下的说明中，假设当驱动环46以轴心O为中心向图4中的逆时针方向旋转时，喷嘴叶片44的开度变大。

当连结销部54从利用双点划线所示的位置移动到利用实线所示的位置时，槽部47与连结销部54的接触点T从接触点T0移动到接触点T1。此时，环侧接触点Td在壁面47a上从环侧接触点Td0移动到环侧接触点Td1。另外，销侧接触点Tp在连结销部54外周面54a上从销侧接触点Tp0移动到销侧接触点Tp1。这样，当驱动环46旋转而使连结销部54移动时，驱动环46的槽部47和连结销部54彼此相对于对方侧的部件的接触点移动，产生上述的相对滑动。

为了抑制由上述的相对滑动引起的磨损，也考虑追加部件等来抑制由相对滑动引起的滑动量，但如果对仅存在喷嘴板的数量的驱动环46的槽部47与连结销部54的嵌合部分分别追加部件，则部件数量大幅增加，除了结构复杂之外，还导致成本增加。因此，希望在不追加部件等的情况下抑制由上述的相对滑动引起的磨损。

如果将各喷嘴叶片44间的废气流路的面积最小时的喷嘴叶片44的开度设为0％，将各喷嘴叶片44间的废气流路的面积最大时的喷嘴叶片44的开度设为100％，则在可变容量型排气涡轮增压器10中使用频度以及运用负荷高的开度一般为60％至100％的范围。因此，如果能够在该范围内抑制如上所述的相对滑动，则能够有效地抑制驱动环46的槽部47与连结销部54之间的磨损。

发明人等进行了深入研究，结果发现，通过适当调节后述的L、r、r_p、Ψ，能够抑制喷嘴叶片44在任意的开度下因上述的相对滑动而产生的滑动量。具体而言，判明了通过将由以下的式(A)表示的连结销部54和槽部47的无因次滑动量S的值设为0.0016以下，即使不追加部件等，也能够有效地抑制连结销部54与槽部47的滑动量。另外，判明了通过将由以下的式(A)表示的无因次滑动量S的值设为0.0012以下，能够进一步有效地抑制连结销部54与槽部47的滑动量。

S＝{(L+r_p+r)cos(Φ_mx+Ψ)}^－1[rsinθ_mx－(L+r)sinΦ_mx×dΦ/dθ+{(L+r)

cosΦ_mx－L－rcosθ_mx}tan(Φ_mx+Ψ)dΦ/dθ]+r_p(1－dΦ/dθ)/(L+r_p+r)···(A)在此，上述式(A)中的dΦ/dθ由以下的式(B)表示。

dΦ/dθ＝{rcosθ_mx+rsinθ_mxtan(Φ_mx+Ψ)}/[(L+rcosθ_mx){1+tan²(Φ

_mx+Ψ)}－(L+r)tan(Φ_mx+Ψ){cosΦ_mxtan(Φ_mx+Ψ)－sinΦ_mx}]···(B)

关于上述式(A)、(B)，在后文详细地说明。

需要说明的是，在上述式(A)、(B)中，可变容量型排气涡轮增压器10中的各部分的尺寸、角度等如下所示。

将连结销部54的中心位置P与喷嘴叶片44的旋转中心(喷嘴轴44a的轴心A)的距离设为r。

将连结销部54的半径设为r_p。

将驱动环46的旋转中心(轴心O)与喷嘴叶片44的旋转中心(轴心A)的距离设为L。

将形成为能够与连结销部54接触的槽部47的壁面47a相对于驱动环46的径向所成的角度(以下，也称为壁面角度)设为Ψ。

将通过驱动环46的旋转中心(轴心O)以及喷嘴叶片44的旋转中心(轴心A)的线段与连结销部54的中心位置P和喷嘴叶片44的旋转中心(轴心A)的线段所成的角度(以下，也称为杆角度)设为θ。

将杆角度θ能够采用的最大值设为θ_mx，也称为最大杆角度。

将以杆角度θ为0度时的驱动环46的角度位置为基准的驱动环46的转动角度(以下，也称为驱动环角度)设为Φ。

将杆角度θ为最大杆角度θ_mx时的驱动环角度Φ设为Φ_mx，也称为最大驱动环角度。

另外，当将壁面角度Ψ设为0°时，上述式(A)由以下的式(C)表示。

S＝L(r_pcosΦ_mx+rsinθ_mx)/{(L+r_p+r)(L²+r²+2Lrcosθ_mx)^1/2}···(C)

通过将由以上式(C)表示的连结销部54和槽部47的无因次滑动量S的值设为0.0016以下，即使不追加部件等，也能够有效地抑制连结销部54与槽部47的滑动量。另外，通过将由以上式(C)表示的无因次滑动量S的值设为0.0012以下，能够进一步有效地抑制连结销部54与槽部47的滑动量。

需要说明的是，最大杆角度θ_mx例如设为20°。另外，最大杆角度θ_mx设为喷嘴叶片44的开度为最大开度(100％)时的杆角度θ。

以下，关于式(A)的导出，按顺序进行说明。

需要说明的是，在以下的说明中，各角度在各图中以逆时针方向为正。

最初，计算槽部47与连结销部54的接触点T中的销侧接触点Tp的位置。

首先，考虑杆角度θ为0度的情况。图5是示出杆角度为0度时的、连结销部54与槽部47的几何学关系的示意图。

在图5中，P0是连结销部54的中心位置，T0如上所述是槽部47与连结销部54的接触点。A如上所述是作为喷嘴叶片44的旋转中心的喷嘴轴44a的轴心，O如上所述是驱动环46的旋转中心。

y_L是连结P0和A的直线，是以从P0朝向A的方向为正、固定在杆板52上的坐标轴。y_g是连结P0和O的直线，是以从P0朝向O的方向为正、固定在空间中的坐标轴。θ是y_L和y_g所成的角，因此θ＝0时，两者为同一直线。x_L是与y_L正交的坐标轴。E是x_L与连结销部54的外周面54a的交点。x’_D0是连结P0和T0的直线。J是延长了槽部47的壁面47a的直线。Ψ如上所述，为驱动环46的径向、更具体而言为通过槽部47的中心的驱动环46的经线与槽部47所成的角。因此，Ψ为J与y_L所成的角。

连结销部54的外周面54a的滑动量是接触点T的微小位移，因此求出接触点T(销侧接触点Tp)的坐标，通过对其进行微分来表示。

(销侧接触点Tp0的坐标)

x_L以及y_L是固定在杆板52上的坐标轴，因此点E也是在连结销部54的外周面54a上不动的点。因此，以点E为基准来表现销侧接触点Tp0的位置。

角T0P0A＝π/2－Ψ，角EP0A＝π/2，因此角EP0T0＝Ψ。因此，弧ET0为r_pΨ。需要说明的是，如上所述，r_p是连结销部54的半径，是P0T0。

弧ET0＝r_pΨ···(式1)

接着，考虑杆角度θ为0度以外的情况。图6是示出杆角度为0度以外时的、连结销部54与槽部47的几何学关系的示意图。

在图6中，P1是连结销部54的中心位置，T1如上所述是槽部47与连结销部54的接触点。

x’_D1是连结P1和T1的直线。y’_g是与y_g平行的直线，为了便于图示而设置。γ是x’_D1和x_L所成的角。x_g是与y_g正交的直线。

在此，J和y’_g所成的角可以表示为Φ+Ψ。需要说明的是，如上所述，Φ是以杆角度θ为0度时的驱动环46的角度位置为基准的驱动环角度。

(销侧接触点Tp1的坐标)

与θ＝0时同样，以点E为基准来表现销侧接触点Tp1的位置。弧ETp1可以表示为r_pγ。在此，γ等于从x_g与x_L所成的角(假设称为第一角度)减去x_g与x’_D1所成的角(假设称为第二角度)而得到的角。

由于x_g⊥y_g且x_L⊥y_L，因此上述第一角度为－θ。

由于x_g⊥y_g且x’_D1⊥J，因此上述第二角度为－(Φ+Ψ)。

需要说明的是，对于上述第一角度以及上述第二角度，也将从点E开始逆时针旋转表示为正。即γ是Φ+Ψ－θ。因此，弧ETp1可以表示为r_p(Φ+Ψ－θ)(式2)。这与θ＝0、Φ＝0、上述(式1)一致。

弧ETp1＝r_p(Φ+Ψ－θ)···(式2)

(销侧滑动量ds_L)

如上所述，在滑动量中，作为连接销部54的外周面54a的滑动量的销侧滑量ds_L为dr_p(Φ+Ψ－θ)。

ds_L＝dr_p(Φ+Ψ－θ)···(式3)

接着，计算槽部47与连结销部54的接触点T中的环侧接触点Td的位置。

首先，考虑杆角度θ为0度的情况。图7是示出杆角度为0度时的、连结销部54与槽部47的几何学关系的示意图。

在图7中，y_D是连结P0和O的直线，是以从P0朝向O的方向为正、固定在驱动杆46上的坐标轴。Φ是y_D和y_g所成的角，因此Φ＝0时，两者为同一直线。x_D是与y_D正交的坐标轴。点F是x_D与槽部47的壁面47a的交点。

作为槽部47的壁面47a的滑动量的槽壁面侧滑动量与销侧滑动量同样是接触点T的微小位移，因此求出接触点T(环侧接触点Td)的坐标，通过对其进行微分来表示。

(环侧接触点Td0的坐标)

x_D以及y_D是固定在驱动环46上的坐标，因此点F也是在壁面47a上不动的点。因此，以点F为基准来表现环侧接触点Td0的位置。

角Td0P0A＝π/2－Ψ，角FP0A＝π/2，因此角FP0Td0＝Ψ。P0T0＝r_p，角FTd0＝π/2，因此FTd0是tanΨ(式4)。

FTd0＝tanΨ···(式4)

接着，考虑杆角度θ为0度以外的情况。图8是示出杆角度为0度以外时的、连结销部54与槽部47的几何学关系的示意图。

在图8中，P’0是在θ＝0、Φ＝0时位于P0的位置的、x_Dy_D坐标系上的点。J’是通过P’0和P1的直线。连结销部54沿着壁面47a移动，由于位置固定，因此J’//J。

(环侧接触点Td1的坐标)

与θ＝0时同样，以点F为基准来表现环侧接触点Td1的位置。根据上述式4，由于FTd0＝tanΨ，因此求出Td0Td1即可。

在此，J⊥x’_D0且J⊥x’_D1，J’//J。因此，Td0Td1＝P’0P1。

因此，求出P’0P1。

设P’0P1的长度为k。图9是表示在图8中k的导出所需的位置关系的图。通过将从O看到的P1的坐标(x_gy_g坐标系上)用P’0经由以及A经由这2种方式用矢量表现，求出k。

矢量OP’0在θ＝0时OP0＝L+r，因此利用OP’0＝L+r，

矢量OP’0＝(L+r)sinΦ，－(L+r)cosΦ

来表示。

另外，以下的各矢量可以如下表示。

矢量P’0P1＝－ksin(Φ+Ψ)，kcos(Φ+Ψ)

矢量OA＝O，－L

矢量AP1＝rsinθ，－rcosθ

若将它们联立，则得到以下的(式5)以及(式6)。

(L+r)sinΦ+ksin(Φ+Ψ)＝rsinθ··(式5)

(L+r)cosΦ+kcos(Φ+Ψ)＝L+rcosθ··(式6)

如果对(式6)进行变形，则得到以下的(式7)。

K＝{(L+r)cosΦ－L－rcosθ}/cos(Φ+Ψ)···(式7)

因此，FTd1为FTd0+Td0Td1，FTd0+P’0P1即FTd0+k，因此FTd1＝tanΨ+{(L+r)cosΦ－L－rcosθ}/cos(Φ+Ψ)。这与θ＝0、Φ＝0、上述(式4)一致。

(槽壁面侧滑动量ds_D)

如上所述，在滑动量中，作为槽部47的壁面47a的滑动量的槽壁面侧滑量ds_D由以下的(式8)表示。

ds_D＝dtanΨ+d[{(L+r)cosΦ－L－rcosθ}/cos(Φ+Ψ)]···(式8)

(滑动量ds/dθ的计算)

如下计算每杆角度θ的微小变化dθ的滑动量ds/dθ。

接触点T在连结销部54的外周面54a上的移动量、即销侧接触点Tp的销侧滑动量ds_L与接触点T在壁面47a上的移动量、即环侧接触点Td的槽壁面侧滑动量ds_D之差为实际的滑动量ds。

当将连结销部54相对于壁面47a沿着J方向移动并滑动的情况、以及沿逆时针方向旋转并滑动的情况设为ds的正方向时，则ds＝ds_D－ds_L。

因此，每杆角度θ的微小变化dθ的滑动量ds/dθ由以下的(式9)表示。

ds/dθ＝ds_D/dθ－ds_L/dθ

＝dtanΨ/dθ+d[{(L+r)cosΦ－L－rcosθ}/cos(Φ+Ψ)]/dθ－dr_p(Φ+Ψ－θ)/dθ

＝d[{(L+r)cosΦ－L－rcosθ}/cos(Φ+Ψ)]/dθ－r_p{(dΦ/dθ)－1}

＝[rsinθ－{(L+r)sinΦ}dΦ/dθ+{(L+r)cosΦ－L－rcosθ}tan(Φ+Ψ)(dΦ/dθ)]/cos(Φ+Ψ)+r{1－(dΦ/dθ)}···(式9)

(dΦ/dθ的导出)

为了计算(式9)，需要求出dΦ/dθ。

如果将(式5)代入(式7)，则得到以下的(式10)。

(L+r)cosΦtan(Φ+Ψ)+rsinθ－(L+r)sinΦ＝Ltan(Φ+Ψ)+rcosθtan(Φ+Ψ)···(式10)

如果对(式10)的两边进行微分并整理，则得到以下的(式11)。

dΦ/dθ＝{rcosθ+rsinθtan(Φ+Ψ)}/[(L+rcosθ){1+tan²(Φ+Ψ)}－(L+r)tan(Φ+Ψ){cosΦtan(Φ+Ψ)－sinΦ}]···(式11)

需要说明的是，上述的式(B)是在(式11)中设θ＝θ_mx、Φ＝Φ_mx的情况的式子。

(滑动量ds/dθ的无因次化)

在由上述(式9)表示的滑动量ds/dθ的值小的情况下，相对于杆角度θ的变化的滑动量变小。但是，在上述的(式9)中，由于分子中存在L、r_p、r的各尺寸值，因此如果装置规模变小，则滑动量当然变小。因此，作为不依存于与滑动量相关的装置规模的指标，得到将上述的(式9)中的两边除以作为各尺寸值L、r_p、r之和的(L+r_p+r)而无因次化的以下的(式12)。

无因次滑动量S＝{(L+r_p+r)cos(Φ+Ψ)}^－1[rsinθ－(L+r)sinΦ×dΦ/dθ+{(L+r)cosΦ－L－rcosθ}tan(Φ+Ψ)dΦ/dθ]+r_p(1－dΦ/dθ)/(L+r_p+r)···(式12)

需要说明的是，上述的式(A)是在(式12)中设θ＝θ_mx、Φ＝Φ_mx的情况的式子。

(壁面角度Ψ为0°的情况)

在壁面角度Ψ为0°的情况下，上述(式8)以及(式11)可分别如以下(式13)以及(式14)那样简单化。

ds_D＝d[{(L+r)cosΦ－L－rcosθ}/cosΦ]

＝d[L+r－{(L+rcosθ}/cosΦ}]···(式13)

dΦ/dθ＝(rcosθ+rsinθtanΦ)/{(L+rcosθ)(1+tan²Φ)－(L+r)tanΦ(cosΦtanΦ－sinΦ)}

＝(rcosθ+rsinθtanΦ)/{(L+rcosθ)(1+tan²Φ)－(L+r)tanΦ(sinΦ－sinΦ)}

＝(rcosθ+rsinθtanΦ)/{(L+rcosθ)(1+tan²Φ)}···(式14)

另外，如果对(式10)进行变形，

0＝(L+r)cosΦtanΦ+rsinθ－(L+r)sinΦ－LtanΦ－rcosθtanΦ

＝(L+r)sinΦ+rsinθ－(L+r)sinΦ－(L+rcosθ)tanΦ

＝rsinθ－(L+rcosθ)tanΦ

，则得到以下的(式15)。

tanΦ＝rsinθ/(L+rcosθ)···(式15)

如果将(式15)代入(式14)，则得到以下的(式16)。

dΦ/dθ＝r(r+Lcosθ)/(r²+2rLcosθ+L²)

···(式16)

由(式9)以及(式13)得到以下的(式17)。

ds/dθ＝ds_D/dθ－ds_L/dθ

＝d/dθ)[L+r－{(L+rcosθ)/cosΦ}]+r_p{1－(dΦ/dθ)}

＝(d/dθ)[－(L+rcosθ)/cosΦ}]+r_p{1－(dΦ/dθ)}

＝(1/cosΦ){rsinθ－(L+rcosθ)tanΦ(dΦ/dθ)}+r_p{1－(dΦ/dθ)}···(式17)

如果对(式17)使用(式15)、(式16)以及1/cosΦ＝(1+tan²Φ)^1/2的关系进行整理，则得到以下的(式18)。

ds/dθ＝(1/cosΦ)rsinθ{1－(dΦ/dθ)}+r_p{1－(dΦ/dθ)}

＝(rsinθ/cosΦ+r_p)L(L+rcosθ)/(r²+2rLcosθ+L²)

＝(rsinθ/cosΦ+r_p)LcosΦ/(r²+2rLcosθ+L²)^1/2

＝{L/(L²+r²+2Lrcosθ)^1/2}(r_pcosΦ+rsinθ)···(式18)

需要说明的是，上述的式(C)是在(式18)中，设θ＝θ_mx，Φ＝Φ_mx，除以(L+r_p+r)而无因次化的情况的式子。

(关于壁面角度Ψ)

在上述的几个实施方式中，壁面角度Ψ不是0°，具体而言，在上述的几个实施方式中，槽部47的壁面47a也可以以随着朝向驱动环46的径向外侧而朝向驱动环46的转动方向中喷嘴叶片44的开度打开的方向、即逆时针方向的方式相对于驱动环46的径向倾斜。

发明人们进行了深入研究，结果判明，通过使槽部47的壁面47a相对于驱动环46的径向如上述那样地倾斜，与不使槽部47的壁面47a相对于驱动环46的径向倾斜的情况相比，能够减小上述的无因次滑动量S。因此，也可以通过使槽部47的壁面47a相对于驱动环46的径向如上所述地倾斜，来抑制槽部47与连结销部54的滑动量。

(关于实施例)

图10是示出几个实施例和几个比较例中的各部分的尺寸的表。图11是关于具有图10中的表所示的各部分的尺寸的可变容量型排气涡轮增压器的、上述的无因次滑动量S的曲线图。在图11中，横轴为杆角度θ，纵轴为上述的无因次滑动量S的值。

如图11所示，在实施例1的可变容量型排气涡轮增压器10中，无因次滑动量S的值为0.0016以下。另外，在实施例2的可变容量型排气涡轮增压器10中，无因次滑动量S的值为0.0012以下。与此相对，在比较例1、比较例2以及比较例3的可变容量型排气涡轮增压器10中，无因次滑动量S的值均超过0.0016。

因此，在实施例1以及实施例2的可变容量型排气涡轮增压器10中，与比较例1、比较例2以及比较例3的可变容量型排气涡轮增压器相比，能够有效地抑制连结销部54与槽部47的滑动量。

本发明不限定于上述的实施方式，还包括对上述实施方式施加了变形的方式、和将这些方式适当组合的方式。

附图标记说明

10 可变容量型排气涡轮增压器

20 可变喷嘴机构

42 喷嘴安装部

44 喷嘴叶片

44a 喷嘴轴

46 驱动环

47 槽部

47a 壁面

52 杆板

54 连结销部

54a 外周面