JP2009228549A - Centrifugal compressor - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To significantly improve a pressure ratio and efficiency of a centrifugal compressor 1. <P>SOLUTION: A plurality of blade groups 9 comprising three kinds of blades 11, 13, 15 with different shaft lengths are arranged on an outer circumference of a hub 5 along a circumferential direction, and three kinds of the blades 11, 13, 15 constituting each blade group 9 are the full-blade 11, a first splitter blade 13 following the full-blade 11 seen from a rotary direction of the hub 5, and a second splitter blade 15 following the first splitter blade 13. The shaft length of the first splitter blade 13 is shorter than that of the second splitter blade 15. When an outlet blade angle of the full-blade 11 is designated as βf, the outlet blade angle of the first splitter blade 13 is as βs1, and the outlet blade angle of the second splitter blade 15 is as βs2, a relationship of βs1≥βf>βs2 is satisfied. <P>COPYRIGHT: (C)2010,JPO&INPIT

Description

本発明は、車両用過給機、船舶用過給機、ガスタービン等に用いられかつ空気等のガスを遠心力を利用して圧縮する遠心圧縮機に関する。   The present invention relates to a centrifugal compressor that is used in a vehicle supercharger, a marine supercharger, a gas turbine, and the like and compresses a gas such as air using centrifugal force.

遠心圧縮機について種々の開発がなされており、一般的な遠心圧縮機の構成は、次のようになる。   Various developments have been made on centrifugal compressors, and the configuration of a general centrifugal compressor is as follows.

即ち、一般的な遠心圧縮機は、ケーシングを備えており、このケーシングは、内側に、空気（ガスの一例）を圧縮するための圧縮領域を有している。また、ケーシングの圧縮領域には、ハブが配設されており、このハブは、軸心（ハブの軸心）を中心として回転可能である。そして、ハブの外周面には、複数のブレードが周方向に沿って配設されている。更に、ケーシングの圧縮領域の上流側周縁部には、空気をブレード側へ給気する給気口が形成されており、ケーシングの圧縮領域の下流側周縁部には、圧縮した空気を排気する環状の排気流路が形成されている。   That is, a general centrifugal compressor is provided with a casing, and this casing has a compression area for compressing air (an example of gas) inside. Further, a hub is disposed in the compression region of the casing, and the hub can rotate around an axis (a hub axis). A plurality of blades are arranged along the circumferential direction on the outer peripheral surface of the hub. Furthermore, an air supply port for supplying air to the blade side is formed in the upstream peripheral portion of the compression region of the casing, and an annular shape for discharging the compressed air is formed in the downstream peripheral portion of the compression region of the casing. The exhaust flow path is formed.

従って、遠心圧縮機を運転する場合には、例えばタービンホイール（図示省略）の回転等によりハブを回転させて、全てのブレードを一体的に回転させる。これにより、給気口からブレード側に給気した空気を遠心力を利用して圧縮することができ、圧縮した空気を排気流路から排気することができる。   Therefore, when operating the centrifugal compressor, for example, the hub is rotated by rotating a turbine wheel (not shown) or the like, and all the blades are rotated integrally. Thereby, the air supplied to the blade side from the air supply port can be compressed using centrifugal force, and the compressed air can be exhausted from the exhaust passage.

ところで、遠心圧縮機の圧力比を高く設定すると、遠心圧縮機の回転体としてのブレードは高周速化の傾向にある。一方、ブレードの周速が高くなると、圧縮領域の入口部における空気流の入口相対マッハ数が増加して、遠心圧縮機の効率（圧縮機効率）が低下すると共に、ブレードの共振を回避することが困難になる。つまり、一般的な遠心圧縮機にあっては、遠心圧縮機の高圧力比化を図りつつ、遠心圧縮機の効率の向上させつかつブレードの共振を回避することことは困難である。   By the way, when the pressure ratio of the centrifugal compressor is set high, the blade as the rotating body of the centrifugal compressor tends to have a higher peripheral speed. On the other hand, when the peripheral speed of the blade increases, the inlet relative Mach number of the air flow at the inlet of the compression region increases, reducing the efficiency of the centrifugal compressor (compressor efficiency) and avoiding blade resonance. Becomes difficult. That is, in a general centrifugal compressor, it is difficult to improve the efficiency of the centrifugal compressor and avoid blade resonance while increasing the pressure ratio of the centrifugal compressor.

そこで、前述の問題を解決することができる遠心圧縮機器も開発されており（特許文献１及び特許文献２参照）、先行技術に係る遠心圧縮機の特徴等は、次のようになる。   Therefore, a centrifugal compression device that can solve the above-mentioned problems has been developed (see Patent Document 1 and Patent Document 2), and features of the centrifugal compressor according to the prior art are as follows.

即ち、先行技術に係る遠心圧縮機にあっては、ハブの外周面に、軸長（ハブの軸方向に平行な方向の長さ）の異なる２種類のブレードが周方向に沿って交互に配設されている。ここで、軸長の異なる２種類のブレードは、圧縮領域の入口部から圧縮領域の出口部にかけて延びたフルブレードと、圧縮領域の入口部の下流側から圧縮領域の出口部にかけて延びたスプリッタブレードである。   That is, in the centrifugal compressor according to the prior art, two types of blades having different axial lengths (lengths parallel to the axial direction of the hub) are alternately arranged along the circumferential direction on the outer peripheral surface of the hub. It is installed. Here, the two types of blades having different axial lengths are a full blade extending from the inlet portion of the compression region to the outlet portion of the compression region, and a splitter blade extending from the downstream side of the inlet portion of the compression region to the outlet portion of the compression region. It is.

ここで、フルブレード及びスプリッタブレードが圧縮領域の出口部まで延びているため、圧縮領域の出口部に存するブレードの枚数を十分に確保できる。また、スプリッタブレードが圧縮領域の入口部の下流側から延びてあるため、圧縮領域の入口部に存するブレードを枚数を減らして、その分だけ圧縮領域の入口径を小さくすることができ、圧縮領域の入口部（フルブレードの前縁近傍部）における空気流の入口相対マッハ数を低減することができる。これにより、遠心圧縮機の高圧力比化を図りつつ、遠心圧縮機の効率を向上させかつブレードの共振を抑制することができる。
特開２００２−３３２９９３号公報 特開２００２−２１５７４号公報 Here, since the full blade and the splitter blade extend to the outlet portion of the compression region, it is possible to sufficiently secure the number of blades existing at the outlet portion of the compression region. In addition, since the splitter blade extends from the downstream side of the inlet portion of the compression region, the number of blades existing at the inlet portion of the compression region can be reduced, and the inlet diameter of the compression region can be reduced accordingly. The inlet relative Mach number of the air flow at the inlet portion (near the front edge of the full blade) can be reduced. Thereby, the efficiency of the centrifugal compressor can be improved and the resonance of the blade can be suppressed while increasing the pressure ratio of the centrifugal compressor.
JP 2002-332993 A JP 2002-21574 A

しかしながら、先行技術に係る遠心圧縮機においても、近年における遠心圧縮機の高圧力比化及び高効率化の要求を十分に満足させるものでなく、遠心圧縮機の圧力比及び効率の更なる向上が望まれている。   However, even the centrifugal compressor according to the prior art does not sufficiently satisfy the recent demand for higher pressure ratio and higher efficiency of the centrifugal compressor, and further improvement in the pressure ratio and efficiency of the centrifugal compressor. It is desired.

そこで、本発明は、前述の課題を解決することができる、新規な構成の遠心圧縮機を提供することを目的とする。   Then, an object of this invention is to provide the centrifugal compressor of a novel structure which can solve the above-mentioned subject.

本発明の特徴は、ガスを遠心力を利用して圧縮する遠心圧縮機において、内側にガスを圧縮するための圧縮領域を有したケーシングと、前記ケーシングの前記圧縮領域に設けられ、軸心（前記ハブの軸心）を中心として回転可能なハブと、前記ハブの外周面に周方向に沿って配設され、軸長（前記ハブの軸方向に平行な方向の長さ）の異なる３数種のブレードからなる複数のブレードグループと、を備え、前記ケーシングの前記圧縮領域の上流側周縁部にガスを前記ブレード側へ給気する給気口が形成され、前記ケーシングの前記圧縮領域の下流側周縁部に圧縮したガスを排気する環状の排気流路が形成され、各ブレードグループを構成する３数種の前記ブレードは、前記圧縮領域の入口部から前記圧縮領域の出口部にかけて延びたフルブレードと、前記圧縮領域の入口部の下流側から前記圧縮領域の出口部にかけて延びかつ前記ハブの回転方向から見て前記フルブレードに後続する第１スプリッタブレードと、前記圧縮領域の入口部の下流側から前記圧縮領域の出口部にかけて延びかつ前記ハブの回転方向から見て前記第１スプリッタブレードに後続する第２スプリッタブレードであって、前記第１スプリッタブレードの軸長が前記第２スプリッタブレードの軸長よりも短くなっており、前記フルブレードの出口羽根角をβf、前記第１スプリッタブレードの出口羽根角をβs1、前記第２スプリッタブレードの出口羽根角をβs2とした場合に、βs1≧βf＞βs2の関係が成立するようになっていることを要旨とする。   A feature of the present invention is that in a centrifugal compressor that compresses gas using centrifugal force, a casing having a compression region for compressing gas inside, a compression center provided in the compression region of the casing, A hub that is rotatable about the hub's axial center) and three hubs that are arranged along the circumferential direction on the outer peripheral surface of the hub and that have different axial lengths (lengths parallel to the axial direction of the hub). A plurality of blade groups comprising seed blades, wherein an air supply port for supplying gas to the blade side is formed at an upstream peripheral portion of the compression region of the casing, and downstream of the compression region of the casing An annular exhaust passage for exhausting compressed gas is formed at the side peripheral edge, and the three kinds of blades constituting each blade group are full-blown extending from the inlet portion of the compression region to the outlet portion of the compression region. A first splitter blade extending from the downstream side of the inlet portion of the compression region to the outlet portion of the compression region and following the full blade as viewed from the direction of rotation of the hub, and downstream of the inlet portion of the compression region A second splitter blade extending from the side toward the outlet of the compression region and following the first splitter blade as viewed from the direction of rotation of the hub, wherein the axial length of the first splitter blade is When the outlet blade angle of the full blade is βf, the outlet blade angle of the first splitter blade is βs1, and the outlet blade angle of the second splitter blade is βs2, it is βs1 ≧ βf. The gist is that the relation of> βs2 is established.

なお、特許請求の範囲及び明細書において、「上流側」とは、主流のガスの流れ方向から見て上流側のことであって、「下流側」とは、主流のガスの流れ方向から見て下流側のことである。   In the claims and the description, the “upstream side” refers to the upstream side when viewed from the flow direction of the mainstream gas, and the “downstream side” refers to the flow direction of the mainstream gas. This is the downstream side.

そして、前記第１スプリッタブレードの軸長が前記第２スプリッタブレードの軸長よりも短くし、βs1≧βf＞βs2の関係が成立するようにしたのは、これらの条件を満たすときに、前述の先行技術に係る遠心圧縮機を模擬した遠心圧縮機に比べて、圧力比及び効率（圧縮機効率）を飛躍的に向上させることができるという、新規な知見に基づくものである。この新規な知見は、前記第１スプリッタブレードの軸長が前記第２スプリッタブレードの軸長よりも短くすることより、前記フルブレードの翼面に立つ衝撃波が前記第１スプリッタブレードの前縁周りのポテンシャル流れ場と干渉することを回避して、エネルギー損失を低減したこと、及び、βs1≧βf＞βs2の関係が成立するようにしたことにより、各ブレードグループにおける３種類の前記ブレードの負荷バランスが良くなったことによるものと考えられる。   The axial length of the first splitter blade is made shorter than the axial length of the second splitter blade so that the relationship βs1 ≧ βf> βs2 is established when these conditions are satisfied. This is based on a novel finding that the pressure ratio and efficiency (compressor efficiency) can be drastically improved as compared with the centrifugal compressor simulating the centrifugal compressor according to the prior art. The novel finding is that the axial length of the first splitter blade is shorter than the axial length of the second splitter blade, so that the shock wave standing on the blade surface of the full blade is around the front edge of the first splitter blade. By avoiding interference with the potential flow field and reducing energy loss, and the relationship βs1 ≧ βf> βs2 is established, the load balance of the three types of blades in each blade group is This is thought to be due to the improvement.

本発明の特徴によると、前記ハブを回転させて、全ての前記ブレードを一体的に回転させる。これにより、前記給気口から前記ブレード側に給気したガスを遠心力を利用して圧縮することができ、圧縮した空気を前記排気流路から排気することができる。   According to a feature of the invention, the hub is rotated to rotate all the blades together. Thereby, the gas supplied to the blade side from the air supply port can be compressed using centrifugal force, and the compressed air can be exhausted from the exhaust passage.

ここで、前記フルブレード、前記第１スプリッタブレード、及び前記第２スプリッタブレードが前記圧縮領域の出口部まで延びているため、前記圧縮領域の出口部に存する前記ブレードの枚数を十分に確保できる。また、前記第１スプリッタブレード及び前記第２スプリッタブレードが前記圧縮領域の入口部の下流側から延びてあるため、前記圧縮領域の入口部に存する前記ブレードを枚数を減らして、その分だけ前記圧縮領域の入口径を小さくすることができ、前記圧縮領域の入口部（前記フルブレードの前縁近傍部）におけるガス流の入口相対マッハ数を低減することができる。   Here, since the full blade, the first splitter blade, and the second splitter blade extend to the outlet portion of the compression region, it is possible to sufficiently secure the number of blades existing at the outlet portion of the compression region. Further, since the first splitter blade and the second splitter blade extend from the downstream side of the inlet portion of the compression region, the number of the blades existing at the inlet portion of the compression region is reduced, and the compression is correspondingly performed. The inlet diameter of the region can be reduced, and the inlet relative Mach number of the gas flow at the inlet portion of the compression region (near the front edge of the full blade) can be reduced.

本発明によれば、前記圧縮領域の出口部に存する前記ブレードの枚数を十分に確保すると共に、前記圧縮領域の入口部におけるガス流の入口相対マッハ数を低減することができるため、前記遠心圧縮機の高圧力比化を図りつつ、前記遠心圧縮機の効率を向上させかつ前記ブレードの共振を抑制することができる。そして、前記第１スプリッタブレードの軸長が前記第２スプリッタブレードの軸長よりも短くし、βs1≧βf＞βs2の関係が成立するようになっているため、前述の新規な知見を考慮すると、前述の先行技術に係る遠心圧縮機に比べて、前記遠心圧縮機の圧力比及び効率を飛躍的に向上させることができる。   According to the present invention, since the number of the blades existing at the outlet portion of the compression region can be sufficiently secured, and the relative Mach number of the gas flow at the inlet portion of the compression region can be reduced, the centrifugal compression can be performed. It is possible to improve the efficiency of the centrifugal compressor and suppress the resonance of the blade while increasing the pressure ratio of the machine. And since the axial length of the first splitter blade is made shorter than the axial length of the second splitter blade and the relationship βs1 ≧ βf> βs2 is established, considering the above-mentioned new knowledge, Compared with the centrifugal compressor according to the above-mentioned prior art, the pressure ratio and efficiency of the centrifugal compressor can be dramatically improved.

本発明の実施形態について図１から図６を参照して説明する。   An embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.

ここで、図１は、本発明の実施形態に係る遠心圧縮機の模式的な側断面図、図２は、本発明の実施形態に係る遠心圧縮機の回転体の斜視図、図３は、本発明の実施形態に係る遠心圧縮機の回転体の側面図、図４は、本発明の実施形態に係る遠心圧縮機の回転体の正面図、図５は、実施例、比較例、及び従来例について空気の流量と圧力比の関係を示す図、図６は、実施例、比較例、及び従来例について空気の流量と効率の関係を示す図である。なお、図面中、「Ｆ」は、前方向を指し、「Ｒ」は、後方向を指してある。   Here, FIG. 1 is a schematic sectional side view of a centrifugal compressor according to an embodiment of the present invention, FIG. 2 is a perspective view of a rotating body of the centrifugal compressor according to an embodiment of the present invention, and FIG. 4 is a side view of a rotating body of a centrifugal compressor according to an embodiment of the present invention, FIG. 4 is a front view of the rotating body of the centrifugal compressor according to the embodiment of the present invention, and FIG. FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the air flow rate and the efficiency of the example, the comparative example, and the conventional example. In the drawings, “F” indicates the forward direction, and “R” indicates the backward direction.

図１及び図２に示すように、本発明の実施形態に係る遠心圧縮機１は、車両用過給機又は船舶用過給機に用いられ、空気（ガスの一例）を遠心力を利用して圧縮するものである。そして、本発明の実施形態に係る遠心圧縮機１の具体的な構成は、以下のようになる。   As shown in FIGS. 1 and 2, a centrifugal compressor 1 according to an embodiment of the present invention is used for a vehicle supercharger or a marine supercharger, and uses air (an example of gas) using centrifugal force. To compress. And the specific structure of the centrifugal compressor 1 which concerns on embodiment of this invention is as follows.

遠心圧縮機１は、ケーシング３を備えており、このケーシング３は、内側に、空気を圧縮するための圧縮領域３Ｆを有している。なお、ケーシング３は、車両用過給機又は船舶用過給機の別のケーシング（図示省略）に一体的に連結してある。   The centrifugal compressor 1 includes a casing 3, and the casing 3 has a compression region 3F for compressing air inside. The casing 3 is integrally connected to another casing (not shown) of the vehicle supercharger or the marine supercharger.

ケーシング３の圧縮領域３Ｆ内には、ハブ５が配設されており、このハブ５は、外周面（外周部）が下流方向に向かって拡径するように円錐台状に構成されている。また、ハブ５は、別のケーシングに回転可能に設けられたタービン軸７の一端部に一体的に連結されてあって、軸心（ハブ５の軸心５Ｓ、換言すれば、タービン軸７の軸心７Ｓ）を中心として回転可能である。なお、タービン軸７の他端部には、タービンホイール（図示省略）が一体的に連結されている。   A hub 5 is disposed in the compression region 3F of the casing 3, and the hub 5 is configured in a truncated cone shape so that the outer peripheral surface (outer peripheral portion) increases in diameter toward the downstream direction. Further, the hub 5 is integrally connected to one end portion of a turbine shaft 7 rotatably provided in another casing, and has a shaft center (the shaft center 5S of the hub 5, in other words, the turbine shaft 7). It can rotate around the axis 7S). A turbine wheel (not shown) is integrally connected to the other end of the turbine shaft 7.

ハブ５の外周面には、複数のブレードグループ９が周方向に沿って配設されており、各ブレードグループ９は、軸長（ハブ５の軸方向に平行な方向の長さ）の異なる３数種のブレード１１，１３，１５からなるものである。なお、３数種のブレード１１，１３，１５の詳細については後述する。   A plurality of blade groups 9 are arranged on the outer peripheral surface of the hub 5 along the circumferential direction. Each blade group 9 has a different axial length (length in a direction parallel to the axial direction of the hub 5) 3. It consists of several types of blades 11, 13, 15. Details of the three types of blades 11, 13, and 15 will be described later.

ケーシング３の圧縮領域３Ｆの上流側周縁部（前側周縁部）には、空気をブレード１１，１３，１５側へ給気する給気口１７が形成されている。また、ケーシング３の圧縮領域３Ｆの下流側周縁部（後側周縁部）には、圧縮した空気を昇圧して排気する環状のディフューザ流路（排気流路）１９が形成されている。なお、ディフューザ流路１９の周縁部には、スクロール流路（図示省略）が形成されており、このスクロール流路は、内燃機関の吸気マニホールド（図示省略）に接続されている。   An air supply port 17 that supplies air to the blades 11, 13, and 15 is formed in the upstream peripheral portion (front peripheral portion) of the compression region 3 </ b> F of the casing 3. An annular diffuser flow path (exhaust flow path) 19 is formed on the downstream peripheral edge (rear peripheral edge) of the compression region 3F of the casing 3 to pressurize and exhaust the compressed air. A scroll channel (not shown) is formed at the peripheral edge of the diffuser channel 19, and this scroll channel is connected to an intake manifold (not shown) of the internal combustion engine.

続いて、本発明の実施形態の要部について説明する。   Then, the principal part of embodiment of this invention is demonstrated.

各ブレードグループ９を構成する３数種のブレード１１，１３，１５は、フルブレード１１と、ハブ５の回転方向Ｄから見てフルブレード１１に後続する第１スプリッタブレード１３と、ハブ５の回転方向Ｄから見て第１スプリッタブレード１３に後続する第２スプリッタブレード１５である。また、フルブレード１１は、圧縮領域３Ｆの入口部３Ｆｉから圧縮領域３Ｆの出口部３Ｆｏにかけて延びてあって、第１スプリッタブレード１３及び第２スプリッタブレード１５は、圧縮領域３Ｆの入口部３Ｆｉの下流側（後側）から圧縮領域３Ｆの出口部３Ｆｏにかけて延びている。なお、フルブレード１１の外縁、第１スプリッタブレード１３の外縁、及び第２スプリッタブレード１５の外縁は、ケーシング３の壁面にそれぞれ近接してあって、フルブレード１１の後縁、第１スプリッタブレード１３の後縁、及び第２スプリッタブレード１５の後縁は、径方向（ハブ５の径方向）の同じ位置に位置している。   The three types of blades 11, 13, and 15 constituting each blade group 9 include the full blade 11, the first splitter blade 13 that follows the full blade 11 when viewed from the rotation direction D of the hub 5, and the rotation of the hub 5. The second splitter blade 15 follows the first splitter blade 13 as viewed from the direction D. The full blade 11 extends from the inlet 3Fi of the compression region 3F to the outlet 3Fo of the compression region 3F, and the first splitter blade 13 and the second splitter blade 15 are downstream of the inlet 3Fi of the compression region 3F. It extends from the side (rear side) to the outlet 3Fo of the compression region 3F. The outer edge of the full blade 11, the outer edge of the first splitter blade 13, and the outer edge of the second splitter blade 15 are close to the wall surface of the casing 3, respectively. The rear edge and the rear edge of the second splitter blade 15 are located at the same position in the radial direction (the radial direction of the hub 5).

また、図３に示すように、第１スプリッタブレード１３の軸長は、第２スプリッタブレード１５の軸長よりも短くなっている。換言すれば、第１スプリッタブレード１３の軸長をＬs1、第２スプリッタブレードの軸長をＬs2とした場合に、Ｌs2＞Ｌs1の関係が成立するようになっている。また、フルブレード１１の軸長（Ｌf）は、第１スプリッタブレード１３の軸長（Ｌs1）及び第２スプリッタブレード１５の軸長（Ｌs2）よりも当然長くなっている。具体的には、本発明の実施形態にあっては、Ｌs1＝０．５Ｌf、Ｌs2＝０．７Ｌfの関係になっている。   As shown in FIG. 3, the axial length of the first splitter blade 13 is shorter than the axial length of the second splitter blade 15. In other words, when the axial length of the first splitter blade 13 is Ls1 and the axial length of the second splitter blade is Ls2, the relationship of Ls2> Ls1 is established. The axial length (Lf) of the full blade 11 is naturally longer than the axial length (Ls1) of the first splitter blade 13 and the axial length (Ls2) of the second splitter blade 15. Specifically, in the embodiment of the present invention, the relationship is Ls1 = 0.5Lf and Ls2 = 0.7Lf.

更に、図４に示すように、フルブレード１１の出口羽根角をβf、第１スプリッタブレード１３の出口羽根角をβs1、第２スプリッタブレード１５の出口羽根角をβs2とした場合に、βs1≧βf＞βs2の関係が成立するようになっている。具体的には、本発明の実施形態にあっては、βs1＝１．２βf、βs2 ＝０．７βfの関係になっている。   Further, as shown in FIG. 4, when the outlet blade angle of the full blade 11 is βf, the outlet blade angle of the first splitter blade 13 is βs1, and the outlet blade angle of the second splitter blade 15 is βs2, βs1 ≧ βf The relationship> βs2 is established. Specifically, in the embodiment of the present invention, βs1 = 1.2βf and βs2 = 0.7βf.

そして、Ｌs2＞Ｌs1の関係、及びβs1≧βf＞βs2の関係が成立するようにしたのは、これらの関係が成立するときに、図５及び図６に示すように、前述の先行技術に係る遠心圧縮機を模擬した遠心圧縮機（図示省略）に比べて、圧力比及び効率を飛躍的に向上させると共に、比較例に係る遠心圧縮機（図示省略）に比べて、圧力比を更に向上させることができるという、新規な知見に基づくものである。この新規な知見は、Ｌs2＞Ｌs1の関係が成立するようにしたことにより、フルブレード１１の翼面に立つ衝撃波が第１スプリッタブレード１３の前縁周りのポテンシャル流れ場と干渉することを回避して、エネルギー損失を低減したこと、及び、βs1≧βf＞βs2の関係が成立するようにしたことにより、各ブレードグループ９における３種類のブレード１１，１３，１５の負荷バランスが良くなったことによるものと考えられる。   The relationship of Ls2> Ls1 and the relationship of βs1 ≧ βf> βs2 are established when these relationships are established, as shown in FIGS. 5 and 6, according to the above-described prior art. Compared with a centrifugal compressor (not shown) simulating a centrifugal compressor, the pressure ratio and efficiency are dramatically improved, and the pressure ratio is further improved compared to a centrifugal compressor according to a comparative example (not shown). It is based on the new knowledge that it can. This new finding prevents the shock wave standing on the blade surface of the full blade 11 from interfering with the potential flow field around the front edge of the first splitter blade 13 by establishing the relationship of Ls2> Ls1. Because the energy loss is reduced and the relationship of βs1 ≧ βf> βs2 is established, the load balance of the three types of blades 11, 13, 15 in each blade group 9 is improved. It is considered a thing.

ここで、図５中における実施例は、本発明の実施形態に係る遠心圧縮機１の圧力比、図５中における比較例は、比較例に係る遠心圧縮機の圧力比、図５中における従来例は、先行技術に係る遠心圧縮機を模擬した遠心圧縮機の圧力比、図６中における実施例は、本発明の実施形態に係る遠心圧縮機１の効率、図６中における比較例は、比較例に係る遠心圧縮機の効率、図６中における従来例は、先行技術に係る遠心圧縮機を模擬した遠心圧縮機の効率を示している。また、本発明の実施形態に係る遠心圧縮機１等の圧力比及び効率は、ＣＦＤ（Computational Fluid Dynamics）解析によって求めたものである。   Here, the example in FIG. 5 is the pressure ratio of the centrifugal compressor 1 according to the embodiment of the present invention, the comparative example in FIG. 5 is the pressure ratio of the centrifugal compressor according to the comparative example, and the conventional in FIG. An example is the pressure ratio of a centrifugal compressor simulating a centrifugal compressor according to the prior art, the example in FIG. 6 is the efficiency of the centrifugal compressor 1 according to the embodiment of the present invention, and the comparative example in FIG. The efficiency of the centrifugal compressor according to the comparative example, the conventional example in FIG. 6, shows the efficiency of the centrifugal compressor simulating the centrifugal compressor according to the prior art. Moreover, the pressure ratio and efficiency of the centrifugal compressor 1 and the like according to the embodiment of the present invention are obtained by CFD (Computational Fluid Dynamics) analysis.

なお、比較例に係る遠心圧縮機は、Ｌs2＞Ｌs1の関係（具体的には、Ｌs1＝０．５Ｌf、Ｌs2＝０．７Ｌfの関係）、及びβs1＝βf＝βs2の関係が成立してあって、それらの点を除き、本発明の実施形態に係る遠心圧縮機１と同様の構成を有している。また、先行技術に係る遠心圧縮機を模擬した遠心圧縮機は、第２スプリッタブレード１５が省略され、Ｌs1＝０．７Ｌfの関係、及びβs1＝βfが成立してあって、それらの点を除き、本発明の実施形態に係る遠心圧縮機１と同様の構成を有している。   In the centrifugal compressor according to the comparative example, the relationship of Ls2> Ls1 (specifically, the relationship of Ls1 = 0.5Lf, Ls2 = 0.7Lf) and the relationship of βs1 = βf = βs2 were established. Except for these points, the centrifugal compressor 1 has the same configuration as that of the embodiment of the present invention. Further, in the centrifugal compressor simulating the centrifugal compressor according to the prior art, the second splitter blade 15 is omitted, and the relationship of Ls1 = 0.7Lf and βs1 = βf are established, except for those points. It has the same configuration as the centrifugal compressor 1 according to the embodiment of the present invention.

続いて、本発明の実施形態の作用及び効果について説明する。   Then, the effect | action and effect of embodiment of this invention are demonstrated.

遠心圧縮機１を運転する場合には、タービンホイールの回転によってハブ５を回転させて、全てのブレード１１，１３，１５を一体的に回転させる。これにより、給気口１７からブレード１１，１３，１５側に給気した空気を遠心力を利用して圧縮することができ、圧縮した空気を昇圧してディフューザ流路１９から排気することができる。なお、ディフューザ流路１９から排気された空気は、スクロール流路を経由して内燃機関の吸気マニホールドに送られる。   When the centrifugal compressor 1 is operated, the hub 5 is rotated by the rotation of the turbine wheel, and all the blades 11, 13, 15 are rotated integrally. Thereby, the air supplied from the air supply port 17 to the blades 11, 13, and 15 can be compressed using the centrifugal force, and the compressed air can be pressurized and exhausted from the diffuser flow path 19. . Note that the air exhausted from the diffuser passage 19 is sent to the intake manifold of the internal combustion engine via the scroll passage.

ここで、フルブレード１１、第１スプリッタブレード１３、及び第２スプリッタブレード１５が圧縮領域３Ｆの出口部３Ｆｏまで延びているため、圧縮領域３Ｆの出口部３Ｆｏに存するブレードの枚数を十分に確保できる。また、第１スプリッタブレード１３及び第２スプリッタブレード１５が圧縮領域３Ｆの入口部３Ｆｉの下流側から延びてあるため、圧縮領域３Ｆの入口部３Ｆｉに存するブレードを枚数を減らして、その分だけ圧縮領域３Ｆの入口径を小さくすることができ、圧縮領域３Ｆの入口部３Ｆｉ（フルブレード１１の前縁近傍部）における空気流（ガス流の一例）の入口相対マッハ数を低減することができる。   Here, since the full blade 11, the first splitter blade 13, and the second splitter blade 15 extend to the outlet portion 3Fo of the compression region 3F, it is possible to sufficiently secure the number of blades existing at the outlet portion 3Fo of the compression region 3F. . Further, since the first splitter blade 13 and the second splitter blade 15 extend from the downstream side of the inlet portion 3Fi of the compression region 3F, the number of blades existing at the inlet portion 3Fi of the compression region 3F is reduced, and the compression is performed accordingly. The inlet diameter of the region 3F can be reduced, and the inlet relative Mach number of the air flow (an example of the gas flow) in the inlet portion 3Fi (the vicinity of the front edge of the full blade 11) of the compression region 3F can be reduced.

以上の如き、本発明の実施形態によれば、圧縮領域３Ｆの出口部３Ｆoに存するブレードの枚数を十分に確保すると共に、圧縮領域３Ｆの入口部３Ｆｉにおける空気流の入口相対マッハ数を低減することができるため、遠心圧縮機１の高圧力比化を図りつつ、遠心圧縮機１の効率を向上させかつフルブレード１１の共振を抑制することができる。そして、Ｌs2＞Ｌs1の関係、及びβs1≧βf＞βs2の関係が成立するようになっているため、前述の新規な知見を考慮すると、前述の先行技術に係る遠心圧縮機に比べて、遠心圧縮機１の圧力比及び効率を飛躍的に向上させることができる。   As described above, according to the embodiment of the present invention, the number of blades existing at the outlet portion 3Fo of the compression region 3F is sufficiently ensured, and the inlet relative Mach number of the air flow at the inlet portion 3Fi of the compression region 3F is reduced. Therefore, the efficiency of the centrifugal compressor 1 can be improved and the resonance of the full blade 11 can be suppressed while increasing the pressure ratio of the centrifugal compressor 1. Then, since the relationship of Ls2> Ls1 and the relationship of βs1 ≧ βf> βs2 are established, considering the above-mentioned new knowledge, the centrifugal compression is compared with the centrifugal compressor according to the above-mentioned prior art. The pressure ratio and efficiency of the machine 1 can be dramatically improved.

なお、本発明は、前述の実施形態の説明に限られるものではなく、その他、種々の態様で実施可能である。また、本発明に包含される権利範囲は、これらの実施形態に限定されないものである。   In addition, this invention is not restricted to description of the above-mentioned embodiment, In addition, it can implement in a various aspect. Further, the scope of rights encompassed by the present invention is not limited to these embodiments.

本発明の実施形態に係る遠心圧縮機の模式的な側断面図である。It is a typical sectional side view of the centrifugal compressor which concerns on embodiment of this invention. 本発明の実施形態に係る遠心圧縮機の回転体の斜視図である。It is a perspective view of the rotary body of the centrifugal compressor which concerns on embodiment of this invention. 本発明の実施形態に係る遠心圧縮機の回転体の側面図である。It is a side view of the rotary body of the centrifugal compressor which concerns on embodiment of this invention. 本発明の実施形態に係る遠心圧縮機の回転体の正面図である。It is a front view of the rotary body of the centrifugal compressor which concerns on embodiment of this invention. 実施例、比較例、及び従来例について空気の流量と圧力比の関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the flow volume of air, and a pressure ratio about an Example, a comparative example, and a prior art example. 実施例、比較例、及び従来例について空気の流量と効率の関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the flow volume of air, and efficiency about an Example, a comparative example, and a prior art example.

符号の説明Explanation of symbols

１ 遠心圧縮機
３ ケーシング
３Ｆ 圧縮領域
３Ｆｉ 入口部
３Ｆｏ 出口部
５ ハブ
９ ブレードグループ
１１ フルブレード
１３ 第１スプリッタブレード
１５ 第２スプリッタブレード
１７ 給気口
１９ ディフューザ流路 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Centrifugal compressor 3 Casing 3F Compression area | region 3Fi Inlet part 3Fo Outlet part 5 Hub 9 Blade group 11 Full blade 13 1st splitter blade 15 2nd splitter blade 17 Supply port 19 Diffuser flow path

Claims (1)

ガスを遠心力を利用して圧縮する遠心圧縮機において、
内側にガスを圧縮するための圧縮領域を有したケーシングと、
前記ケーシングの前記圧縮領域に配設され、軸心を中心として回転可能なハブと、
前記ハブの外周面に周方向に沿って配設され、軸長の異なる３数種のブレードからなる複数のブレードグループと、を備え、
前記ケーシングの前記圧縮領域の上流側周縁部にガスを前記ブレード側へ給気する給気口が形成され、前記ケーシングの前記圧縮領域の下流側周縁部に圧縮したガスを排気する環状の排気流路が形成され、
各ブレードグループを構成する３数種の前記ブレードは、前記圧縮領域の入口部から前記圧縮領域の出口部にかけて延びたフルブレードと、前記圧縮領域の入口部の下流側から前記圧縮領域の出口部にかけて延びかつ前記ハブの回転方向から見て前記フルブレードに後続する第１スプリッタブレードと、前記圧縮領域の入口部の下流側から前記圧縮領域の出口部にかけて延びかつ前記ハブの回転方向から見て前記第１スプリッタブレードに後続する第２スプリッタブレードであって、
前記第１スプリッタブレードの軸長が前記第２スプリッタブレードの軸長よりも短くなっており、
前記フルブレードの出口羽根角をβf、前記第１スプリッタブレードの出口羽根角をβs1、前記第２スプリッタブレードの出口羽根角をβs2とした場合に、
βs1≧βf＞βs2の関係が成立するようになっていることを特徴とする遠心圧縮機。 In a centrifugal compressor that compresses gas using centrifugal force,
A casing having a compression region for compressing gas inside,
A hub disposed in the compression region of the casing and rotatable about an axis;
A plurality of blade groups that are arranged along the circumferential direction on the outer peripheral surface of the hub and are composed of three or more kinds of blades having different axial lengths;
An air supply port for supplying gas to the blade side on the upstream peripheral portion of the compression region of the casing is formed, and an annular exhaust flow for exhausting compressed gas to the downstream peripheral portion of the compression region of the casing A road is formed,
Three or more kinds of blades constituting each blade group include a full blade extending from an inlet portion of the compression region to an outlet portion of the compression region, and an outlet portion of the compression region from a downstream side of the inlet portion of the compression region. And a first splitter blade that follows the full blade as viewed from the direction of rotation of the hub, and extends from a downstream side of the inlet portion of the compression region to an outlet portion of the compression region and as viewed from the direction of rotation of the hub. A second splitter blade following the first splitter blade,
The axial length of the first splitter blade is shorter than the axial length of the second splitter blade,
When the outlet blade angle of the full blade is βf, the outlet blade angle of the first splitter blade is βs1, and the outlet blade angle of the second splitter blade is βs2.
A centrifugal compressor characterized in that a relationship of βs1 ≧ βf> βs2 is established.
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