JP2021095882A - Centrifugal compressor - Google Patents

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Abstract

To provide a centrifugal compressor capable of efficiently increasing a circulation flow rate while suppressing the deterioration of compression efficiency and expanding an operation area on a low flow rate side of the centrifugal compressor.SOLUTION: A centrifugal compressor 2 is equipped with a housing 21 that has an inlet channel 23, an impeller storage portion 24, a diffuser 25, and an outlet channel 26, and an impeller 22 rotatably supported in the impeller storage portion 24. In the housing 21, a circulation channel 30 is formed, which has a suction channel portion 33 extending outward in a diametrical direction from a suction port 31 communicating with the impeller storage portion 24, a coupling channel portion 34 extending from a downstream end of the suction channel portion 33 toward the upstream side of the inlet channel 23 in an axial direction X, and a jetting channel portion 35 extending inward in the diametrical direction from the downstream end of the coupling channel portion 34 and reaching a jetting port 32 communicating with the inlet channel 23. The upstream end of the circulation channel 30 is expanded toward the suction port 31.SELECTED DRAWING: Figure 3

Description

本開示は、循環流路を備えた遠心圧縮機に関する。 The present disclosure relates to a centrifugal compressor provided with a circulation flow path.

車両用エンジンに用いられるターボ過給機の圧縮機として遠心圧縮機が広く用いられている。車両用エンジンのターボ過給機には、低流量域から作動することが求められるが、遠心圧縮機においては、空気流量が減少してくると、インペラとハウジングとの隙間から圧縮空気が逆流する現象が発生し、この逆流空気が入口通路を通ってインペラに吸い込まれる主流を乱し、サージを引き起こす一因になっている。サージの発生を抑制し、遠心圧縮機の作動領域を拡げるため、インペラに吸い込まれた空気の一部をインペラよりも上流側の入口通路に戻すための循環通路をハウジングに形成することが知られている（例えば、特許文献１〜３参照）。 Centrifugal compressors are widely used as compressors for turbochargers used in vehicle engines. A turbocharger for a vehicle engine is required to operate from a low flow rate range, but in a centrifugal compressor, when the air flow rate decreases, compressed air flows back from the gap between the impeller and the housing. A phenomenon occurs, and this backflow air disturbs the mainstream that is sucked into the impeller through the inlet passage, which is one of the causes of the surge. It is known that a circulation passage is formed in the housing to return a part of the air sucked into the impeller to the inlet passage on the upstream side of the impeller in order to suppress the occurrence of surge and expand the operating area of the centrifugal compressor. (See, for example, Patent Documents 1 to 3).

ハウジングに循環流路が形成されることにより、インペラに吸い込まれる空気量が入口通路に吸い込まれる空気量よりも増えるため、サージ発生の限界域が低流量側へ移動し、遠心圧縮機の低流量側の作動領域が拡大される。 Since the circulation flow path is formed in the housing, the amount of air sucked into the impeller increases more than the amount of air sucked into the inlet passage, so that the limit region of surge generation moves to the low flow rate side, and the low flow rate of the centrifugal compressor. The working area on the side is expanded.

特開平５−６００９７号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 5-60007 特開２００３−３１４４９６号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2003-314496 特開２０１５−６３９２０号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 2015-63920

しかしながら、従来の遠心圧縮機では、循環流路の上流端をなす吸込流路部がインペラに対峙する部分に開口するようにスリット状に形成されている。そのため、循環流路の圧力損失が大きく、循環流量を効率的に増加させることができない。 However, in the conventional centrifugal compressor, the suction flow path portion forming the upstream end of the circulation flow path is formed in a slit shape so as to open in the portion facing the impeller. Therefore, the pressure loss in the circulation flow path is large, and the circulation flow rate cannot be increased efficiently.

ここで、循環流量を増加させるために、吸込流路部の流路面積を拡大することや、循環流路の下流端をなす噴出流路部の流路面積を拡大することが考えられる。しかしながら、吸込流路部の流路面積を拡大した場合、インペラに対峙する部分の開口が大きくなり、入口通路を通ってインペラに吸い込まれる空気の圧縮効率の低下を招く。また、噴出流路部の流路面積を拡大したした場合、循環流量の流路面積が噴出流路部で拡大することによって循環流量の圧力損失が増大するため、効率的に循環流量を増加させることができない。 Here, in order to increase the circulation flow rate, it is conceivable to expand the flow path area of the suction flow path portion or to increase the flow path area of the ejection flow path portion forming the downstream end of the circulation flow path. However, when the flow path area of the suction flow path portion is expanded, the opening of the portion facing the impeller becomes large, which causes a decrease in the compression efficiency of the air sucked into the impeller through the inlet passage. Further, when the flow path area of the ejection flow path portion is expanded, the pressure loss of the circulation flow rate increases due to the expansion of the flow path area of the circulation flow rate in the ejection flow path portion, so that the circulation flow rate is efficiently increased. Can't.

本発明は、このような背景に鑑み、圧縮効率の低下を抑制しつつ効率的に循環流量を増加させ、遠心圧縮機の低流量側の作動領域を拡大できる遠心圧縮機を提供することを課題とする。 In view of such a background, it is an object of the present invention to provide a centrifugal compressor capable of efficiently increasing the circulating flow rate while suppressing a decrease in compression efficiency and expanding the operating region on the low flow rate side of the centrifugal compressor. And.

このような課題を解決するために、本発明のある実施形態は、軸線方向（Ｘ）に沿って延びる入口流路（２３）、前記入口流路に連通するインペラ収容部（２４）、前記インペラ収容部の外周部に設けられたディフューザ（２５）及び、前記ディフューザの下流側にて、軸線回りに渦巻状に延びる出口流路（２６）を有するハウジング（２１）と、前記インペラ収容部内で、前記軸線方向に沿って延びる回転軸（４）を介して回転可能に支持されたインペラ（２２）とを備える遠心圧縮機（２）であって、前記インペラ収容部に連通する吸込口（３１）から径方向外方へ延びる吸込流路部（３３）と、前記吸込流路部の下流端から前記軸線方向に前記入口流路の上流側に向けて延びる連結流路部（３４）と、前記連結流路部の下流端から径方向内方に向けて延び、前記入口流路に連通する噴出口（３２）に至る噴出流路部（３５）とを有する循環流路（３０）が前記ハウジングに形成され、前記循環流路の上流端が、前記吸込口に向けて拡開されている。 In order to solve such a problem, an embodiment of the present invention includes an inlet flow path (23) extending along the axial direction (X), an impeller accommodating portion (24) communicating with the inlet flow path, and the impeller. A diffuser (25) provided on the outer peripheral portion of the accommodating portion, a housing (21) having an outlet flow path (26) extending in a spiral shape around the axis on the downstream side of the diffuser, and the inside of the impeller accommodating portion. A centrifugal compressor (2) including an impeller (22) rotatably supported via a rotation shaft (4) extending along the axial direction, and a suction port (31) communicating with the impeller accommodating portion. A suction flow path portion (33) extending radially outward from the suction flow path portion, a connecting flow path portion (34) extending from the downstream end of the suction flow path portion toward the upstream side of the inlet flow path in the axial direction, and the above. The housing includes a circulation flow path (30) having an ejection flow path portion (35) extending inward in the radial direction from the downstream end of the connecting flow path portion and reaching an ejection port (32) communicating with the inlet flow path. The upstream end of the circulation flow path is widened toward the suction port.

この構成によれば、循環流路の入口損失が小さくなり、循環流路の圧力損失が低減することから、循環流路を流通する流体の流量（以下、循環流量という）が増加する。一方、循環流路の全体の流路面積が大きくなってないので、インペラに対峙する部分の開口が大きくなっても、入口通路を通ってインペラに吸い込まれる流体の圧縮効率の低下は抑制される。したがって、圧縮効率の低下を抑制しつつ効率的に循環流量を増加させ、遠心圧縮機の低流量側の作動領域を拡大することができる。 According to this configuration, the inlet loss of the circulation flow path is reduced and the pressure loss of the circulation flow path is reduced, so that the flow rate of the fluid flowing through the circulation flow path (hereinafter referred to as the circulation flow rate) is increased. On the other hand, since the entire flow path area of the circulation flow path is not large, even if the opening of the portion facing the impeller is large, the decrease in the compression efficiency of the fluid sucked into the impeller through the inlet passage is suppressed. .. Therefore, it is possible to efficiently increase the circulation flow rate while suppressing a decrease in compression efficiency and expand the operating region on the low flow rate side of the centrifugal compressor.

好ましくは、前記吸込流路部（３３）が、下流側に向けて漸増する流路面積を有し、前記吸込流路部の最小流路面積部（４２）が、前記吸込口（３１）の流路面積に対して１０％〜４０％小さい流路面積を有する。 Preferably, the suction flow path portion (33) has a flow path area that gradually increases toward the downstream side, and the minimum flow path area portion (42) of the suction flow path portion is the suction port (31). It has a flow path area that is 10% to 40% smaller than the flow path area.

この構成によれば、より効果的に、圧縮効率の低下を抑制しつつ循環流量を増加させることができる。 According to this configuration, it is possible to increase the circulation flow rate more effectively while suppressing the decrease in compression efficiency.

好ましくは、前記吸込流路部（３３）と前記連結流路部（３４）とが、湾曲する第１湾曲部（３６）を介して滑らかに接続され、前記連結流路部と前記噴出流路部（３５）とが、湾曲する第２湾曲部（３７）を介して滑らかに接続されている。 Preferably, the suction flow path portion (33) and the connection flow path portion (34) are smoothly connected via the curved first curved section (36), and the connecting flow path portion and the ejection flow path are connected. The portion (35) is smoothly connected via a curved second curved portion (37).

この構成によれば、循環流路の圧力損失を効果的に低減して循環流量を増加させることができる。 According to this configuration, the pressure loss in the circulation flow path can be effectively reduced and the circulation flow rate can be increased.

好ましくは、前記吸込流路部（３３）が、前記吸込口（３１）から前記第１湾曲部（３６）にかけて、前記噴出流路部（３５）から離反する向きに傾斜している。 Preferably, the suction flow path portion (33) is inclined in a direction away from the ejection flow path portion (35) from the suction port (31) to the first curved portion (36).

この構成によれば、吸込流路部の傾斜の向きが入口通路を通ってインペラに吸い込まれる流体の流れ（以下、主流という）の向きと一致することから、循環流路の入口損失を小さくして循環流路の圧力損失を効果的に低減できるとともに、インペラに吸い込まれる流体の圧縮効率の低下を抑制することもできる。 According to this configuration, the direction of inclination of the suction flow path portion matches the direction of the flow of the fluid sucked into the impeller through the inlet passage (hereinafter referred to as the main flow), so that the inlet loss of the circulation flow path is reduced. Therefore, the pressure loss in the circulation flow path can be effectively reduced, and the decrease in the compression efficiency of the fluid sucked into the impeller can be suppressed.

好ましくは、前記噴出流路部（３５）が、前記第２湾曲部（３７）から前記噴出口（３２）にかけて、前記吸込流路部（３３）に近接する向きに傾斜している。 Preferably, the ejection flow path portion (35) is inclined in a direction close to the suction flow path portion (33) from the second curved portion (37) to the ejection port (32).

この構成によれば、インペラに向かう主流を乱すことなく循環流量を増加させることができる。したがって、遠心圧縮機の低流量側の作動領域を効果的に拡大することができる。 According to this configuration, the circulation flow rate can be increased without disturbing the mainstream toward the impeller. Therefore, the operating region on the low flow rate side of the centrifugal compressor can be effectively expanded.

好ましくは、前記連結流路部（３４）が筒状をなしており、前記連結流路部の下流部に複数の整流ベーン（３８）が周方向に間隔を空けて設けられている。 Preferably, the connecting flow path portion (34) has a tubular shape, and a plurality of rectifying vanes (38) are provided downstream of the connecting flow path portion at intervals in the circumferential direction.

この構成によれば、循環流路を流れる流体の旋回流を抑制し、インペラに向かう主流の乱れを抑制することができる。また、旋回流が弱くなる連結流路部の下流部に整流ベーンが設けられるため、整流による循環流路の圧力損失の増大を抑制することができる。 According to this configuration, the swirling flow of the fluid flowing through the circulation flow path can be suppressed, and the turbulence of the main flow toward the impeller can be suppressed. Further, since the rectifying vane is provided in the downstream portion of the connecting flow path portion where the swirling flow becomes weak, it is possible to suppress an increase in pressure loss in the circulation flow path due to rectification.

好ましくは、前記循環流路（３０）の流路面積が、前記吸込流路部（３３）の最小流路面積部（４２）から前記整流ベーン（３８）に至るまで連続的に増大している。 Preferably, the flow path area of the circulation flow path (30) is continuously increased from the minimum flow path area portion (42) of the suction flow path portion (33) to the rectifying vane (38). ..

この構成によれば、循環流路の拡大損失の増大を抑制しつつ、整流ベーンが設けられた連結流路部の下流部における循環流の流速を低減して整流による循環流路の圧力損失の増大を効果的に抑制することができる。 According to this configuration, while suppressing an increase in the expansion loss of the circulation flow path, the flow velocity of the circulation flow flow in the downstream portion of the connecting flow path portion provided with the rectifying vane is reduced to reduce the pressure loss of the circulation flow path due to rectification. The increase can be effectively suppressed.

好ましくは、前記連結流路部（３４）の前記整流ベーン（３８）の上流側（Ｃ位置）の流路面積をＡ１とし、前記吸込流路部（３３）の前記最小流路面積部（４２）の流路面積をＡ２としたときに、Ａ１／Ａ２で表される流路面積比が１．５超且つ３未満である。 Preferably, the flow path area on the upstream side (C position) of the rectifying vane (38) of the connecting flow path portion (34) is A1, and the minimum flow path area portion (42) of the suction flow path portion (33). ), The flow path area ratio represented by A1 / A2 is more than 1.5 and less than 3.

この構成によれば、最小流路面積部から整流ベーンの上流側部分までに、循環流路を流通する流体の流速が低下し、整流ベーンの上流側での動圧が小さくなることから、整流ベーンを通る際の流体の圧力損失を低減することができる。 According to this configuration, the flow velocity of the fluid flowing through the circulation flow path decreases from the minimum flow path area to the upstream side of the rectifying vane, and the dynamic pressure on the upstream side of the rectifying vane decreases. The pressure loss of the fluid as it passes through the vane can be reduced.

好ましくは、前記流路面積比が２超である。 Preferably, the flow path area ratio is more than 2.

この構成によれば、最小流路面積部から整流ベーンの上流側部分までに、循環流路を流通する流体の流速が確実に低下し、整流ベーンを通る際の流体の圧力損失を確実に低減することができる。 According to this configuration, the flow velocity of the fluid flowing through the circulation flow path is surely reduced from the minimum flow path area to the upstream part of the rectifying vane, and the pressure loss of the fluid when passing through the rectifying vane is surely reduced. can do.

好ましくは、前記循環流路（３０）が同一流路面積の円形断面を有すると仮定したときに、この仮想の前記循環流路（３０'）の、前記吸込流路部（３３）の前記最小流路面積部（４２）に対応する位置から前記整流ベーン（３８）の上流側（Ｃ位置）に対応する位置までの区間の広がり角（２θ）が、３０°以下である。 Preferably, assuming that the circulation flow path (30) has a circular cross section having the same flow path area, the minimum of the suction flow path portion (33) of the virtual circulation flow path (30'). The spread angle (2θ) of the section from the position corresponding to the flow path area portion (42) to the position corresponding to the upstream side (C position) of the rectifying vane (38) is 30 ° or less.

この構成によれば、仮想の前記循環流路の上記区間の圧力損失が小さくなることで、整流ベーンの上流側での静圧が効果的に回復し、整流ベーンを通る際の流体の圧力損失を効果的に低減することができる。 According to this configuration, the pressure loss in the section of the virtual circulation flow path is reduced, so that the static pressure on the upstream side of the rectifying vane is effectively restored, and the pressure loss of the fluid when passing through the rectifying vane. Can be effectively reduced.

好ましくは、前記整流ベーン（３８）が、上流端及び下流端にＲ面（３９）を有し、前記軸線方向（Ｘ）に沿って延びる平板状をなしている。 Preferably, the rectifying vane (38) has R-planes (39) at the upstream and downstream ends and has a flat plate shape extending along the axial direction (X).

この構成によれば、構成が簡単で製造が容易な整流ベーンにより、循環流路の圧力損失の増大を抑制しつつ、循環流路を流れる流体の旋回流を低減して主流の乱れを抑制することができる。 According to this configuration, the rectifying vane, which is simple in configuration and easy to manufacture, suppresses the increase in pressure loss in the circulation flow path, and reduces the swirling flow of the fluid flowing through the circulation flow path to suppress the turbulence of the main flow. be able to.

このように本発明によれば、圧縮効率の低下を抑制しつつ効率的に循環流量を増加させ、遠心圧縮機の低流量側の作動領域を拡大できる遠心圧縮機を提供することができる。 As described above, according to the present invention, it is possible to provide a centrifugal compressor capable of efficiently increasing the circulating flow rate while suppressing a decrease in compression efficiency and expanding the operating region on the low flow rate side of the centrifugal compressor.

一部を破断して示すターボチャージャの斜視図A perspective view of a turbocharger shown by breaking a part 図１に示される遠心圧縮機の断面図Sectional view of the centrifugal compressor shown in FIG. 図２に示される循環流路の拡大図Enlarged view of the circulation flow path shown in FIG. 一部の壁を透視して示す遠心圧縮機の斜視図Perspective view of a centrifugal compressor showing a part of the wall through 図４中の要部拡大図Enlarged view of the main part in FIG. 仮想循環流路の説明図Explanatory drawing of virtual circulation flow path （Ａ）実施形態、（Ｂ）比較例１、（Ｃ）比較例２に係る整流ベーンにおける循環流の流れの説明図Explanatory drawing of circulation flow in rectifying vane according to (A) embodiment, (B) comparative example 1, (C) comparative example 2. 図７に示される実施形態、比較例１、比較例２に係る循環流路における各位置の全圧を示すグラフA graph showing the total pressure at each position in the circulation flow path according to the embodiment shown in FIG. 7, Comparative Example 1 and Comparative Example 2. 図７に示される実施形態、比較例１、比較例２に係る循環流路における各位置の循環流のマッハ数を示すグラフA graph showing the Mach number of the circulating flow at each position in the circulation flow path according to the embodiment shown in FIG. 7, Comparative Example 1 and Comparative Example 2.

以下、図面を参照して、本発明の実施形態について詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.

図１は一部を破断して示すターボチャージャ１の斜視図である。図１に示されるように、本実施形態では、車両用エンジンの過給機であるターボチャージャ１に遠心圧縮機２が適用されている。ターボチャージャ１は、排気エネルギを回転エネルギに変換するタービン３と、タービン３の回転力を出力する回転軸４と、回転軸４により伝達されたタービン３の回転力により駆動されて空気を圧縮する遠心圧縮機２（コンプレッサ）とを備えている。回転軸４は、タービン３と遠心圧縮機２とを連結するセンタハウジング５によりベアリングを介して回転可能に支持されている。以下、回転軸４を基準にして軸線方向Ｘ及び径方向を規定する。 FIG. 1 is a perspective view of the turbocharger 1 shown by breaking a part of the turbocharger 1. As shown in FIG. 1, in the present embodiment, the centrifugal compressor 2 is applied to the turbocharger 1 which is the supercharger of the vehicle engine. The turbocharger 1 is driven by the turbine 3 that converts exhaust energy into rotational energy, the rotating shaft 4 that outputs the rotational force of the turbine 3, and the rotational force of the turbine 3 transmitted by the rotating shaft 4 to compress air. It is equipped with a centrifugal compressor 2 (compressor). The rotating shaft 4 is rotatably supported via bearings by a center housing 5 that connects the turbine 3 and the centrifugal compressor 2. Hereinafter, the axial direction X and the radial direction are defined with reference to the rotating shaft 4.

タービン３は、センタハウジング５の一端に結合されたタービンハウジング１１と、回転軸４の一端に結合されたタービンインペラ１２（タービン３ホイール）とを備えている。タービンハウジング１１は、タービンインペラ１２を収容するタービン室１３、タービン室１３に接線方向に連通する排気導入通路１４、タービン室１３から軸線方向Ｘに沿って延出するタービン出口通路１５、タービン出口通路１５の出口側に設けられ、ウェイストゲートバルブ１６を収容するウェイストゲート収容部１７、及び、排気導入通路１４とウェイストゲート収容部１７とを連通するバイパス通路１８を画定している。 The turbine 3 includes a turbine housing 11 coupled to one end of the center housing 5 and a turbine impeller 12 (turbine 3 wheel) coupled to one end of the rotating shaft 4. The turbine housing 11 includes a turbine chamber 13 accommodating the turbine impeller 12, an exhaust introduction passage 14 communicating with the turbine chamber 13 in the tangential direction, a turbine outlet passage 15 extending from the turbine chamber 13 along the axial direction X, and a turbine outlet passage. A wastegate accommodating portion 17 provided on the outlet side of the 15 and accommodating the wastegate valve 16 and a bypass passage 18 communicating the exhaust introduction passage 14 and the wastegate accommodating portion 17 are defined.

タービンハウジング１１の排気導入通路１４の入口部分には入口フランジ１９が一体形成されている。入口フランジ１９は、図示しない排気マニホールドの下流端にボルトにより結合される。ウェイストゲート収容部１７は、タービン出口通路１５とバイパス通路１８とを合流させる排気合流室をなし、軸線方向Ｘに向けて開口する略半球形をしている。ウェイストゲート収容部１７の出口部分には出口フランジ２０が一体形成されている。出口フランジ２０には、排気管や三元触媒、ＤＰＦなどの排気系が接続される。ウェイストゲートバルブ１６は、バイパス通路１８を選択的に開閉させるものであり、タービンハウジング１１に回動可能に支持されてウェイストゲート収容部１７内にて開閉作動する。 An inlet flange 19 is integrally formed at the inlet portion of the exhaust introduction passage 14 of the turbine housing 11. The inlet flange 19 is bolted to the downstream end of an exhaust manifold (not shown). The wastegate accommodating portion 17 has an exhaust merging chamber for merging the turbine outlet passage 15 and the bypass passage 18, and has a substantially hemispherical shape that opens in the axial direction X. An outlet flange 20 is integrally formed at the outlet portion of the wastegate accommodating portion 17. An exhaust system such as an exhaust pipe, a three-way catalyst, and a DPF is connected to the outlet flange 20. The wastegate valve 16 selectively opens and closes the bypass passage 18, and is rotatably supported by the turbine housing 11 to open and close in the wastegate accommodating portion 17.

タービン３に排ガスが流通すると、タービンインペラ１２が排ガスによって回転駆動され、回転力が回転軸４を介して遠心圧縮機２に伝達される。 When the exhaust gas flows through the turbine 3, the turbine impeller 12 is rotationally driven by the exhaust gas, and the rotational force is transmitted to the centrifugal compressor 2 via the rotating shaft 4.

図２は、図１に示される遠心圧縮機２の断面図である。図１及び図２に示されるように、遠心圧縮機２は、センタハウジング５の他端に結合されたハウジング２１と、回転軸４の他端に結合されたインペラ２２（コンプレッサホイール）とを備えている。ハウジング２１は、軸線方向Ｘに沿って延びる入口流路２３、入口流路２３に連通するインペラ収容部２４、インペラ収容部２４の外周部に設けられたディフューザ２５及び、ディフューザ２５の下流側にて、軸線回りに渦巻状に延びる出口流路２６（スクロール流路）を画定している。インペラ２２は、インペラ収容部２４内で、軸線方向Ｘに沿って延びる回転軸４を介して回転可能に支持されている。 FIG. 2 is a cross-sectional view of the centrifugal compressor 2 shown in FIG. As shown in FIGS. 1 and 2, the centrifugal compressor 2 includes a housing 21 coupled to the other end of the center housing 5 and an impeller 22 (compressor wheel) coupled to the other end of the rotating shaft 4. ing. The housing 21 includes an inlet flow path 23 extending along the axial direction X, an impeller accommodating portion 24 communicating with the inlet flow path 23, a diffuser 25 provided on the outer peripheral portion of the impeller accommodating portion 24, and a downstream side of the diffuser 25. , An outlet flow path 26 (scroll flow path) extending spirally around the axis is defined. The impeller 22 is rotatably supported in the impeller accommodating portion 24 via a rotating shaft 4 extending along the axial direction X.

遠心圧縮機２は、エンジンの吸気系の途中に設けられ、圧縮した空気をエンジンに供給する。具体的には、回転軸４がタービン３によって回転駆動されると、遠心圧縮機２のインペラ２２が回転する。このインペラ２２の回転により、インペラ収容部２４の空気が遠心力によって高速且つ低圧の空気としてディフューザ２５に送られる。この空気の流れはディフューザ２５において低速且つ高圧の流れに変換され、更に渦巻状の出口流路２６においてより低速且つより高圧の流れに変換される。出口流路２６から送られる正圧の空気は吸気系の下流側部分を介してエンジンの燃料室に供給される。一方、インペラ２２の回転により、インペラ収容部２４の入口側は負圧になる。そのため、インペラ収容部２４には、吸気系の上流側部分から入口流路２３を介して負圧の空気が供給される。このようにして、空気は遠心圧縮機２において圧縮されてエンジンに供給される。 The centrifugal compressor 2 is provided in the middle of the intake system of the engine and supplies compressed air to the engine. Specifically, when the rotary shaft 4 is rotationally driven by the turbine 3, the impeller 22 of the centrifugal compressor 2 rotates. Due to the rotation of the impeller 22, the air in the impeller accommodating portion 24 is sent to the diffuser 25 as high-speed and low-pressure air by centrifugal force. This air flow is converted into a slower and higher pressure flow in the diffuser 25 and further into a slower and higher pressure flow in the spiral outlet flow path 26. The positive pressure air sent from the outlet flow path 26 is supplied to the fuel chamber of the engine via the downstream portion of the intake system. On the other hand, due to the rotation of the impeller 22, the inlet side of the impeller accommodating portion 24 becomes negative pressure. Therefore, negative pressure air is supplied to the impeller accommodating portion 24 from the upstream side portion of the intake system via the inlet flow path 23. In this way, the air is compressed in the centrifugal compressor 2 and supplied to the engine.

ハウジング２１は、センタハウジング５の他端に結合される平板状のバックプレート２７と、バックプレート２７のセンタハウジング５と相反する側に接合されるハウジング主部材２８とを含んでいる。ハウジング主部材２８は、入口流路２３を画定する入口管部２９を備えており、バックプレート２７との間にインペラ収容部２４、ディフューザ２５及び出口流路２６を画定する。入口管部２９の内面は漏斗形状をしており、入口流路２３を下流に向けて縮径させている。入口管部２９の外面は、入口側が細い段付きの円筒形状をしている。 The housing 21 includes a flat plate-shaped back plate 27 joined to the other end of the center housing 5 and a housing main member 28 joined to the side of the back plate 27 opposite to the center housing 5. The housing main member 28 includes an inlet pipe portion 29 that defines the inlet flow path 23, and defines an impeller accommodating portion 24, a diffuser 25, and an outlet flow path 26 between the housing main member 28 and the back plate 27. The inner surface of the inlet pipe portion 29 has a funnel shape, and the diameter of the inlet flow path 23 is reduced toward the downstream. The outer surface of the inlet pipe portion 29 has a cylindrical shape with a step on the inlet side.

ハウジング２１には、入口管部２９からハウジング主部材２８のインペラ収容部２４を画定する部分にかけて、インペラ収容部２４の圧縮空気を入口流路２３に循環させるための循環流路３０が形成されている。循環流路３０は、インペラ収容部２４に連通する吸込口３１及び、入口流路２３に連通する噴出口３２を有している。また循環流路３０は、吸込口３１から径方向外方へ延びる吸込流路部３３と、吸込流路部３３の下流端から軸線方向Ｘに入口流路２３の上流側に向けて延びる連結流路部３４と、連結流路部３４の下流端から径方向内方に向けて延び、噴出口３２に至る噴出流路部３５とを有している。 The housing 21 is formed with a circulation flow path 30 for circulating the compressed air of the impeller housing portion 24 to the inlet flow path 23 from the inlet pipe portion 29 to the portion defining the impeller accommodating portion 24 of the housing main member 28. There is. The circulation flow path 30 has a suction port 31 communicating with the impeller accommodating portion 24 and a spout 32 communicating with the inlet flow path 23. Further, the circulation flow path 30 has a suction flow path portion 33 extending radially outward from the suction port 31 and a connecting flow extending from the downstream end of the suction flow path portion 33 toward the upstream side of the inlet flow path 23 in the axial direction X. It has a road portion 34 and a ejection flow path portion 35 extending inward in the radial direction from the downstream end of the connecting flow path portion 34 and reaching the ejection port 32.

このようにハウジング２１に循環流路３０が形成されていることにより、空気流量が減少してきたときに、空気が循環流路３０を流れることで、インペラ２２に吸い込まれる空気量が入口通路に吸い込まれる空気量よりも増える。したがって、インペラ２２とハウジング２１との隙間から圧縮空気が逆流する現象やサージの発生が抑制される。これにより、サージ発生の限界域が低流量側へ移動し、遠心圧縮機２の低流量側の作動領域が拡大される。 Since the circulation flow path 30 is formed in the housing 21 in this way, when the air flow rate decreases, the air flows through the circulation flow path 30 and the amount of air sucked into the impeller 22 is sucked into the inlet passage. More than the amount of air. Therefore, the phenomenon that the compressed air flows back from the gap between the impeller 22 and the housing 21 and the occurrence of a surge are suppressed. As a result, the limit region for surge generation moves to the low flow rate side, and the operating region on the low flow rate side of the centrifugal compressor 2 is expanded.

図３は、図２に示される循環流路３０の拡大図である。図３に示されるように、吸込流路部３３と連結流路部３４とは、湾曲する第１湾曲部３６を介して滑らかに接続されている。連結流路部３４と噴出流路部３５とは、湾曲する第２湾曲部３７を介して滑らかに接続されている。これらの構成により、循環流路３０の圧力損失が効果的に低減され、循環流路３０を流通する空気の流量（以下、循環流量という）が増加する。 FIG. 3 is an enlarged view of the circulation flow path 30 shown in FIG. As shown in FIG. 3, the suction flow path portion 33 and the connecting flow path portion 34 are smoothly connected to each other via a curved first curved portion 36. The connecting flow path portion 34 and the ejection flow path portion 35 are smoothly connected via a curved second curved portion 37. With these configurations, the pressure loss of the circulation flow path 30 is effectively reduced, and the flow rate of air flowing through the circulation flow path 30 (hereinafter referred to as the circulation flow rate) is increased.

吸込流路部３３は、吸込口３１から第１湾曲部３６にかけて、噴出流路部３５から離反する向きに傾斜している。つまり、吸込流路部３３の傾斜の向きが入口通路を通ってインペラ２２に吸い込まれる空気の流れ（以下、主流という）の向きと一致している。そのため、循環流路３０の入口損失が小さくなり、循環流路３０の圧力損失が効果的に低減されるとともに、インペラ２２に吸い込まれる空気の圧縮効率の低下が抑制される。 The suction flow path portion 33 is inclined from the suction port 31 to the first curved portion 36 in a direction away from the ejection flow path portion 35. That is, the direction of inclination of the suction flow path portion 33 coincides with the direction of the flow of air sucked into the impeller 22 through the inlet passage (hereinafter referred to as mainstream). Therefore, the inlet loss of the circulation flow path 30 is reduced, the pressure loss of the circulation flow path 30 is effectively reduced, and the decrease in the compression efficiency of the air sucked into the impeller 22 is suppressed.

噴出流路部３５は、第２湾曲部３７から噴出口３２にかけて、吸込流路部３３に近接する向きに傾斜している。吸込流路部３３のハウジング２１の内面に対する傾斜角度は、噴出流路部３５のハウジング２１の内面に対する傾斜角度よりも小さく設定されている。このように噴出流路部３５が傾斜していることにより、インペラ２２に向かう主流を乱すことなく循環流量を増加させることが可能になる。したがって、遠心圧縮機２の低流量側の作動領域が効果的に拡大する。 The ejection flow path portion 35 is inclined from the second curved portion 37 to the ejection port 32 in a direction close to the suction flow path portion 33. The inclination angle of the suction flow path portion 33 with respect to the inner surface of the housing 21 is set to be smaller than the inclination angle of the ejection flow path portion 35 with respect to the inner surface of the housing 21. Since the ejection flow path portion 35 is inclined in this way, it is possible to increase the circulation flow rate without disturbing the main flow toward the impeller 22. Therefore, the working region on the low flow rate side of the centrifugal compressor 2 is effectively expanded.

図４は、一部の壁を透視して示す遠心圧縮機２の斜視図である。図３及び図４に示されるように、吸込口３１はハウジング２１のインペラ収容部２４を画定する部分の内周面に円環状に形成されている。すなわち、吸込流路部３３はインペラ収容部２４から径方向外方に拡がる略円錐台形のスリットにより形成されている。同様に、噴出口３２はハウジング２１の入口管部２９の内周面に円環状に形成されている。すなわち、噴出流路部３５は入口流路２３から径方向外方に拡がる略円錐台形のスリットにより形成されている。連結流路部３４は、吸込流路部３３の下流端である外縁部と噴出流路部３５の上流端である外縁部とを連結する円筒状のスリットにより形成されている。 FIG. 4 is a perspective view of the centrifugal compressor 2 showing through a part of the wall. As shown in FIGS. 3 and 4, the suction port 31 is formed in an annular shape on the inner peripheral surface of the portion of the housing 21 that defines the impeller accommodating portion 24. That is, the suction flow path portion 33 is formed by a substantially conical trapezium-shaped slit extending outward in the radial direction from the impeller accommodating portion 24. Similarly, the spout 32 is formed in an annular shape on the inner peripheral surface of the inlet pipe portion 29 of the housing 21. That is, the ejection flow path portion 35 is formed by a substantially conical trapezium-shaped slit extending radially outward from the inlet flow path 23. The connecting flow path portion 34 is formed by a cylindrical slit that connects the outer edge portion that is the downstream end of the suction flow path portion 33 and the outer edge portion that is the upstream end of the ejection flow path portion 35.

連結流路部３４の下流部には、複数の整流ベーン３８が周方向に間隔を空けて設けられている。整流ベーン３８は同一形状の平板状の部材からなり、連結流路部３４において均等間隔に配置されて放射状に延在している。各整流ベーン３８は、下流側の端部において上流側の端部よりも大きな高さを有している。このように筒状をなす連結流路部３４の下流部に複数の整流ベーン３８が周方向に間隔を空けて設けられることにより、循環流路３０を流れる空気の旋回流が抑制され、インペラ２２に向かう主流に乱れが生じることが抑制される。また、旋回流が弱くなる連結流路部３４の下流部に整流ベーン３８が設けられるため、整流による循環流路３０の圧力損失の増大が抑制される。 A plurality of rectifying vanes 38 are provided at intervals in the circumferential direction in the downstream portion of the connecting flow path portion 34. The rectifying vanes 38 are made of flat plate-shaped members having the same shape, are arranged at equal intervals in the connecting flow path portion 34, and extend radially. Each rectifying vane 38 has a higher height at the downstream end than at the upstream end. By providing a plurality of rectifying vanes 38 at intervals in the circumferential direction in the downstream portion of the connecting flow path portion 34 having a tubular shape in this way, the swirling flow of air flowing through the circulation flow path 30 is suppressed, and the impeller 22 is suppressed. Disturbances in the mainstream toward the road are suppressed. Further, since the rectifying vane 38 is provided in the downstream portion of the connecting flow path portion 34 where the swirling flow becomes weak, an increase in pressure loss in the circulation flow path 30 due to rectification is suppressed.

図５は図４中の要部拡大図である。図５に示されるように、各整流ベーン３８は、軸線方向Ｘに沿って延びる平板状をなしており、連結流路部３４に沿う断面（径方向に直交する断面）において上流端及び下流端にＲ面３９を有している。 FIG. 5 is an enlarged view of a main part in FIG. As shown in FIG. 5, each rectifying vane 38 has a flat plate shape extending along the axial direction X, and has an upstream end and a downstream end in a cross section (a cross section orthogonal to the radial direction) along the connecting flow path portion 34. Has an R surface 39.

図３に示されるように、吸込流路部３３は下流側に向けて漸増する流路面積を有しており、吸込口３１に向けて拡開するファンネル部４１（漏斗状断面形状部）を上流端に有している。ファンネル部４１は上流端（吸込口３１）から下流端に向けて流路面積を縮小させており、ファンネル部４１の下流端は吸込流路部３３において最も流路面積が狭い最小流路面積部４２をなしている。 As shown in FIG. 3, the suction flow path portion 33 has a flow path area that gradually increases toward the downstream side, and has a funnel portion 41 (funnel-shaped cross-sectional shape portion) that expands toward the suction port 31. It has at the upstream end. The funnel portion 41 reduces the flow path area from the upstream end (suction port 31) to the downstream end, and the downstream end of the funnel portion 41 is the minimum flow path area portion having the narrowest flow path area in the suction flow path portion 33. It is 42.

このように循環流路３０の上流端が吸込口３１に向けて拡開されていることにより、循環流路３０の入口損失が小さくなり、循環流路３０の圧力損失が低減されるため、循環流量が増加する。一方、循環流路３０の全体の流路面積が大きくなってないので、インペラ２２に対峙する部分の開口が大きくなっても、入口通路を通ってインペラ２２に吸い込まれる空気の圧縮効率の低下は抑制される。したがって、圧縮効率の低下を抑制しつつ効率的に循環流量を増加させ、遠心圧縮機２の低流量側の作動領域を拡大することができる。 Since the upstream end of the circulation flow path 30 is expanded toward the suction port 31 in this way, the inlet loss of the circulation flow path 30 is reduced and the pressure loss of the circulation flow path 30 is reduced, so that the circulation flow path 30 is circulated. The flow rate increases. On the other hand, since the entire flow path area of the circulation flow path 30 is not large, even if the opening of the portion facing the impeller 22 is large, the compression efficiency of the air sucked into the impeller 22 through the inlet passage is reduced. It is suppressed. Therefore, it is possible to efficiently increase the circulation flow rate while suppressing a decrease in compression efficiency and expand the operating region on the low flow rate side of the centrifugal compressor 2.

吸込流路部３３の最小流路面積部４２は、吸込口３１の流路面積に対して１０％〜４０％小さい流路面積を有するとよい。このような構成により、より効果的に、圧縮効率の低下を抑制しつつ循環流量を増加させることができる。 The minimum flow path area 42 of the suction flow path 33 may have a flow path area that is 10% to 40% smaller than the flow path area of the suction port 31. With such a configuration, it is possible to more effectively increase the circulation flow rate while suppressing a decrease in compression efficiency.

図３の断面において、循環流路３０の幅或いは高さは吸込流路部３３の最小流路面積部４２から連結流路部３４の下流端まで連続的に増大している。したがって、循環流路３０の流路面積は吸込流路部３３の最小流路面積部４２から整流ベーン３８に至るまで連続的に増大している。また、整流ベーン３８が設けられた部分においても、上流端のＲ部を除く領域では吸込流路部３３の流路面積は下流に向けて連続的に増大している。図３の断面において、噴出流路部３５の幅或いは高さは下流に向けて連続的に減少している。したがって、循環流路３０の流路面積は噴出流路部３５において連続的に減少している。 In the cross section of FIG. 3, the width or height of the circulation flow path 30 continuously increases from the minimum flow path area 42 of the suction flow path 33 to the downstream end of the connecting flow path 34. Therefore, the flow path area of the circulation flow path 30 continuously increases from the minimum flow path area portion 42 of the suction flow path portion 33 to the rectifying vane 38. Further, even in the portion where the rectifying vane 38 is provided, the flow path area of the suction flow path portion 33 continuously increases toward the downstream in the region excluding the R portion at the upstream end. In the cross section of FIG. 3, the width or height of the ejection flow path portion 35 continuously decreases toward the downstream side. Therefore, the flow path area of the circulation flow path 30 is continuously reduced in the ejection flow path portion 35.

このように循環流路３０の流路面積は吸込流路部３３の最小流路面積部４２から整流ベーン３８に至るまで連続的に増大している。これにより、循環流路３０の拡大損失の増大を抑制しつつ、整流ベーン３８が設けられた連結流路部３４の下流部における循環流の流速を低減して、整流による循環流路３０の圧力損失の増大を効果的に抑制することができる。 In this way, the flow path area of the circulation flow path 30 continuously increases from the minimum flow path area portion 42 of the suction flow path portion 33 to the rectifying vane 38. As a result, while suppressing an increase in the expansion loss of the circulation flow path 30, the flow velocity of the circulation flow in the downstream part of the connection flow path portion 34 provided with the rectifying vane 38 is reduced, and the pressure of the circulation flow path 30 due to rectification is reduced. The increase in loss can be effectively suppressed.

具体的には、循環流路３０の流路面積は以下のように設定されるとよい。すなわち、連結流路部３４の整流ベーン３８の上流側（整流ベーン３８の手前の位置であり、図３中のＣ位置）の流路面積をＡ１とし、吸込流路部３３の最小流路面積部４２（図３中のＡ位置）の流路面積をＡ２とすると、下式（１）が満たされるとよい。
１．５＜Ａ１／Ａ２＜３ ・・・（１）
このようにＡ１／Ａ２で表される両部分の流路面積比が１．５超且つ３未満に設定されることにより、最小流路面積部４２から整流ベーン３８の上流側部分までに、循環流路３０を流通する空気の流速が低下し、整流ベーン３８の上流側での動圧が小さくなることから、整流ベーン３８を通る際の空気の圧力損失が低減される。 Specifically, the flow path area of the circulation flow path 30 may be set as follows. That is, the flow path area on the upstream side of the rectifying vane 38 of the connecting flow path portion 34 (the position in front of the rectifying vane 38, the C position in FIG. 3) is set to A1, and the minimum flow path area of the suction flow path portion 33. Assuming that the flow path area of the portion 42 (position A in FIG. 3) is A2, it is preferable that the following equation (1) is satisfied.
1.5 <A1 / A2 <3 ... (1)
By setting the flow velocity area ratio of both portions represented by A1 / A2 to more than 1.5 and less than 3, the circulation is performed from the minimum flow path area portion 42 to the upstream portion of the rectifying vane 38. Since the flow velocity of the air flowing through the flow path 30 is reduced and the dynamic pressure on the upstream side of the rectifying vane 38 is reduced, the pressure loss of the air when passing through the rectifying vane 38 is reduced.

また循環流路３０の流路面積は、下式（２）を満たすことがより好ましい。
２．０＜Ａ１／Ａ２ ・・・（２）
このようにＡ１／Ａ２で表される両部分の流路面積比が２超に設定されることにより、最小流路面積部４２から整流ベーン３８の上流側部分までに空気の流速が確実に低下する。具体的には、連結流路部３４の整流ベーン３８の上流側における空気のマッハ数が、最小流路面積部４２における空気のマッハ数の１／２以下（例えば、最小流路面積部４２におけるマッハ数が０．６以下の場合、整流ベーン３８の上流側におけるマッハ数は０．３以下）に低下する。これにより、整流ベーン３８の上流側での動圧が十分に小さくなり、整流ベーン３８を通る際の空気の圧力損失が確実に低減される。 Further, it is more preferable that the flow path area of the circulation flow path 30 satisfies the following equation (2).
2.0 <A1 / A2 ... (2)
By setting the flow path area ratio of both portions represented by A1 / A2 to more than 2, the air flow velocity is surely reduced from the minimum flow path area portion 42 to the upstream portion of the rectifying vane 38. To do. Specifically, the Mach number of air on the upstream side of the rectifying vane 38 of the connecting flow path portion 34 is 1/2 or less of the Mach number of air in the minimum flow path area portion 42 (for example, in the minimum flow path area portion 42). When the Mach number is 0.6 or less, the Mach number on the upstream side of the rectifying vane 38 is reduced to 0.3 or less). As a result, the dynamic pressure on the upstream side of the rectifying vane 38 is sufficiently reduced, and the pressure loss of air when passing through the rectifying vane 38 is surely reduced.

ここで、流路面積とマッハ数との関係について説明する。下式（３）により表されるように、圧力損失を入口動圧で除して定まる圧力損失係数ωは、翼要素（整流ベーン３８の要素）によってその値が略定まり、その他の要素が大きく変化してもその値は大きく変化しない（値が一定である）。
ω＝（Ｐｔｏｕｔ−Ｐｔｉｎ）／（Ｐｔｉｎ−Ｐｓｉｎ） ・・・（３）
ここで、Ｐｔｏｕｔ：出口（下流側）全圧、Ｐｔｉｎ：入口（上流側）全圧、Ｐｓｉｎ：入口（上流側）の静圧であり、Ｐｔｏｕｔ−Ｐｔｉｎ：圧力損失、入口（上流側）動圧、である。したがって、入口動圧が小さければ、圧力損失は小さくなる。つまり、入口圧力すなわち、整流ベーン３８の上流側での動圧が十分に小さくなることにより、整流ベーン３８を通る際の空気の圧力損失が確実に低減される。 Here, the relationship between the flow path area and the Mach number will be described. As expressed by the following equation (3), the value of the pressure loss coefficient ω, which is determined by dividing the pressure loss by the inlet dynamic pressure, is roughly determined by the blade element (element of the rectifying vane 38), and other elements are large. Even if it changes, the value does not change significantly (the value is constant).
ω = (Ptout-Ptin) / (Ptin-Psin) ... (3)
Here, Ptout: total pressure at the outlet (downstream side), Ptin: total pressure at the inlet (upstream side), Psin: static pressure at the inlet (upstream side), Ptout-Ptin: pressure loss, dynamic pressure at the inlet (upstream side). ,. Therefore, the smaller the inlet dynamic pressure, the smaller the pressure loss. That is, the inlet pressure, that is, the dynamic pressure on the upstream side of the rectifying vane 38 is sufficiently reduced, so that the pressure loss of air when passing through the rectifying vane 38 is surely reduced.

或いは、循環流路３０の流路面積は以下のように設定されるとよい。ここでは、循環流路３０が同一流路面積の円形断面を有するものと仮定する。以下、この仮定の循環流路３０を仮想循環流路３０'と称する。仮想循環流路３０'は、各位置で循環流路３０の対応する位置の流路断面積と同一の流路面積を有する。図６は、仮想循環流路３０'の説明図である。図６に示されるように、仮想循環流路３０'は、吸込流路部３３の最小流路面積部４２に対応する位置にて、第１半径ｒ１を有する第１仮想円をなし、連結流路部３４の整流ベーン３８の上流側に対応する位置にて、第２半径ｒ２を有する第２仮想円をなす。仮想循環流路３０'は、最小流路面積部４２から整流ベーン３８までに循環流路３０の対応する部分間の長さと同じ流路長さＬを有する。このとき、仮想循環流路３０'は、下式（４）を満たす。
ｔａｎθ＝（ｒ２−ｒ１）／Ｌ ・・・（４）
仮想循環流路３０'の、吸込流路部３３の最小流路面積部４２に対応する位置から整流ベーン３８の上流側に対応する位置までの区間の広がり角は、２θ（＝２・ｔａｎ−１｛（ｒ２−ｒ１）／Ｌ｝）で表される。この仮想循環流路３０'の当該区間の広がり角、すなわち循環流路３０の当該区間の仮想の広がり角が３０°以下（２θ＜３０°）であるとよい。 Alternatively, the flow path area of the circulation flow path 30 may be set as follows. Here, it is assumed that the circulation flow path 30 has a circular cross section having the same flow path area. Hereinafter, this hypothetical circulation flow path 30 will be referred to as a virtual circulation flow path 30'. The virtual circulation flow path 30'has the same flow path area as the flow path cross-sectional area at each position of the circulation flow path 30 at the corresponding position. FIG. 6 is an explanatory diagram of the virtual circulation flow path 30'. As shown in FIG. 6, the virtual circulation flow path 30'forms a first virtual circle having a first radius r1 at a position corresponding to the minimum flow path area portion 42 of the suction flow path portion 33, and is a connected flow. A second virtual circle having a second radius r2 is formed at a position corresponding to the upstream side of the rectifying vane 38 of the road portion 34. The virtual circulation flow path 30'has the same flow path length L as the length between the corresponding portions of the circulation flow path 30 from the minimum flow path area portion 42 to the rectifying vane 38. At this time, the virtual circulation flow path 30'satisfy the following equation (4).
tanθ = (r2-r1) / L ... (4)
The spread angle of the section of the virtual circulation flow path 30'from the position corresponding to the minimum flow path area 42 of the suction flow path 33 to the position corresponding to the upstream side of the rectifying vane 38 is 2θ (= 2 · tan − It is represented by 1 {(r2-r1) / L}). It is preferable that the spread angle of the section of the virtual circulation flow path 30', that is, the virtual spread angle of the section of the circulation flow path 30 is 30 ° or less (2θ <30 °).

このように循環流路３０の仮想の広がり角が３０°以下であることにより、吸込流路部３３の最小流路面積部４２から整流ベーン３８の上流側までの循環流路３０の連続的面積変化が制限され、この区間の圧力損失が小さくなることで、整流ベーン３８の上流側での静圧（Ｐｓｉｎ）が効果的に回復する。ここで、効果的にとは、仮想循環流路３０'の広がり角の制限値である３０°が、流体に剥離を発生させない限界であり、広がり角が３０°以上になると剥離の発生によって静圧が効果的に回復しないことを意味する。このように整流ベーン３８の上流側での静圧（Ｐｓｉｎ）が効果的に回復することで、Ｐｔｉｎ−Ｐｓｉｎで表される整流ベーン３８の上流側での動圧が効果的に小さくなり、整流ベーン３８を通る際の空気の圧力損失が効果的に低減される。 Since the virtual spread angle of the circulation flow path 30 is 30 ° or less in this way, the continuous area of the circulation flow path 30 from the minimum flow path area 42 of the suction flow path 33 to the upstream side of the rectifying vane 38. By limiting the change and reducing the pressure loss in this section, the static pressure (Psin) on the upstream side of the rectifying vane 38 is effectively restored. Here, "effectively" means that the limit value of the spread angle of the virtual circulation flow path 30'is 30 °, which is the limit at which the fluid does not peel off, and when the spread angle becomes 30 ° or more, the spread angle is static due to the occurrence of peeling. It means that the pressure does not recover effectively. By effectively recovering the static pressure (Psin) on the upstream side of the rectifying vane 38 in this way, the dynamic pressure on the upstream side of the rectifying vane 38 represented by Ptin-Psin is effectively reduced, and the rectifying vane 38 is rectified. The pressure loss of air as it passes through the vane 38 is effectively reduced.

図７は、（Ａ）実施形態、（Ｂ）比較例１、（Ｃ）比較例２に係る整流ベーン３８、１３８、２３８における循環流の流れの説明図である。図７（Ａ）の実施形態に係る整流ベーン３８は、上記のように上流端及び下流端にＲ面３９を有し、軸線方向Ｘに沿って延びる平板状をなしている。図７（Ｂ）の比較例１に係る整流ベーン１３８は、上流端及び下流端にＲ面３９を有さず、軸線方向Ｘに沿って延びる平板状をなしている。図７（Ｃ）の比較例２に係る整流ベーン２３８は、上流端及び下流端にＲ面３９を有し、下流部分が軸線方向Ｘに沿って延びる一方、上流部分が軸線方向Ｘに対して循環流の旋回方向に向けて傾斜するように湾曲している。循環流路３０を流れる空気は旋回流を伴って下流へ向けて流れており、整流ベーン３８、１３８、２３８によって整流される。 FIG. 7 is an explanatory diagram of the flow of the circulating flow in the rectifying vanes 38, 138, and 238 according to the embodiment (A), (B) Comparative Example 1, and (C) Comparative Example 2. The rectifying vane 38 according to the embodiment of FIG. 7A has R surfaces 39 at the upstream end and the downstream end as described above, and has a flat plate shape extending along the axial direction X. The rectifying vane 138 according to Comparative Example 1 of FIG. 7B does not have an R surface 39 at the upstream end and the downstream end, and has a flat plate shape extending along the axial direction X. The rectifying vane 238 according to Comparative Example 2 of FIG. 7C has R surfaces 39 at the upstream end and the downstream end, and the downstream portion extends along the axial direction X, while the upstream portion extends with respect to the axial direction X. It is curved so as to incline toward the turning direction of the circulating flow. The air flowing through the circulation flow path 30 flows downstream with a swirling flow, and is rectified by the rectifying vanes 38, 138, and 238.

図７（Ａ）に示されるように、実施形態に係る整流ベーン３８では、整流ベーン３８の上流端がＲ面３９を有することにより、旋回流を伴って整流ベーン３８の上流端に衝突する空気が矢印で示すようにＲ面３９に沿って緩やかに偏向する。また、整流ベーン３８の上流端及び下流端がＲ面３９を有することにより、整流ベーン３８に沿って流れる空気は緩やかに偏向する。そのため、流速の低下は小さい。 As shown in FIG. 7A, in the rectifying vane 38 according to the embodiment, since the upstream end of the rectifying vane 38 has the R surface 39, the air that collides with the upstream end of the rectifying vane 38 with a swirling flow. Is gently deflected along the R surface 39 as indicated by the arrow. Further, since the upstream end and the downstream end of the rectifying vane 38 have the R surface 39, the air flowing along the rectifying vane 38 is gently deflected. Therefore, the decrease in flow velocity is small.

一方、図７（Ｂ）に示されるように、比較例１に係る整流ベーン１３８では、整流ベーン１３８の上流端がＲ面３９を有しないため、旋回流を伴って整流ベーン１３８の上流端に衝突する空気が矢印で示すように大きく偏向する。また、循環流路３０の流路面積が急激に縮小するため、縮流が生じ、縮小損失が生じる。更に、整流ベーン１３８の下流端がＲ面３９を有しないため、整流ベーン１３８に沿って流れる空気は整流ベーン１３８の下流側にて大きな剥離を起こし、剥離損失が生じる。また、空気は整流ベーン１３８の下流側にて渦流を発生させ、拡大損失が生じる。したがって、実施形態の整流ベーン１３８に比べて流速の低下が大きい。 On the other hand, as shown in FIG. 7B, in the rectifying vane 138 according to Comparative Example 1, since the upstream end of the rectifying vane 138 does not have the R surface 39, the upstream end of the rectifying vane 138 is accompanied by a swirling flow. The colliding air is greatly deflected as indicated by the arrow. Further, since the flow path area of the circulation flow path 30 is rapidly reduced, a shrinkage flow occurs and a shrinkage loss occurs. Further, since the downstream end of the rectifying vane 138 does not have the R surface 39, the air flowing along the rectifying vane 138 causes a large peeling on the downstream side of the rectifying vane 138, and a peeling loss occurs. Further, the air generates a vortex on the downstream side of the rectifying vane 138, causing an expansion loss. Therefore, the decrease in the flow velocity is large as compared with the rectifying vane 138 of the embodiment.

他方、図７（Ｃ）に示されるように、比較例２に係る整流ベーン２３８では、旋回流を伴って整流ベーン２３８の上流端に衝突する空気が矢印で示すようにＲ面３９に沿って緩やかに偏向し、整流ベーン２３８の湾曲面に沿って流れる。そのため、凸側の湾曲面に沿う部分で流速が高くなる。ただし、流速が高い領域と流速が低い領域とが生じ、実施形態の整流ベーン２３８に比べて流速変化が大きい。 On the other hand, as shown in FIG. 7C, in the rectifying vane 238 according to Comparative Example 2, the air colliding with the upstream end of the rectifying vane 238 accompanied by the swirling flow is along the R surface 39 as shown by the arrow. It deflects gently and flows along the curved surface of the rectifying vane 238. Therefore, the flow velocity increases in the portion along the curved surface on the convex side. However, a region having a high flow velocity and a region having a low flow velocity occur, and the change in the flow velocity is larger than that of the rectifying vane 238 of the embodiment.

図８は、図７に示される実施形態、比較例１、比較例２に係る循環流路３０における各位置の全圧を示すグラフである。横軸は循環流路３０の位置を示している。図３に示されるように、Ａ位置は吸込流路部３３の上流端を、Ｂ位置は第１湾曲部３６を、Ｃ位置は整流ベーン３８、１３８、２３８の上流側を、Ｄ位置は整流ベーン３８、１３８、２３８の下流側を、Ｅ位置は第２湾曲部３７を、Ｆ位置は噴出流路部３５の下流端をそれぞれ示している。図８に示されるように、比較例１では、Ｃ位置−Ｄ位置間の圧力低下が大きく、Ｆ位置での全圧が最も小さく（すなわち、循環流路３０の圧力損失が最も大きく）なっている。一方、実施形態及び比較例２では、Ｆ位置での全圧が比較例１に比べて高く、両者に大差はない。 FIG. 8 is a graph showing the total pressure at each position in the circulation flow path 30 according to the embodiment shown in FIG. 7, Comparative Example 1 and Comparative Example 2. The horizontal axis indicates the position of the circulation flow path 30. As shown in FIG. 3, the A position is the upstream end of the suction flow path portion 33, the B position is the first curved portion 36, the C position is the upstream side of the rectifying vanes 38, 138 and 238, and the D position is rectified. The E position indicates the second curved portion 37, and the F position indicates the downstream end of the ejection flow path portion 35, respectively, on the downstream side of the vanes 38, 138, and 238. As shown in FIG. 8, in Comparative Example 1, the pressure drop between the C position and the D position is large, and the total pressure at the F position is the smallest (that is, the pressure loss in the circulation flow path 30 is the largest). There is. On the other hand, in the embodiment and Comparative Example 2, the total pressure at the F position is higher than that of Comparative Example 1, and there is no big difference between the two.

図９は、図７に示される実施形態、比較例１、比較例２に係る循環流路３０における各位置の循環流のマッハ数を示すグラフである。横軸は図８と同じく循環流路３０の位置を示している。図９に示されるように、比較例１では、循環流路３０の圧力損失が最も大きいことから、実施形態及び比較例２に比べ、位置に関わらず全体的にマッハ数が小さくなっており、循環流の流速が落ちていることがわかる。一方、実施形態及び比較例２では、Ｃ位置−Ｄ位置間においてマッハ数が低下しているものの、Ａ位置及びＦ位置でのマッハ数が比較例１に比べて大きく、両者に大差はない。 FIG. 9 is a graph showing the Mach number of the circulating flow at each position in the circulation flow path 30 according to the embodiment shown in FIG. 7, Comparative Example 1 and Comparative Example 2. The horizontal axis shows the position of the circulation flow path 30 as in FIG. As shown in FIG. 9, in Comparative Example 1, since the pressure loss of the circulation flow path 30 is the largest, the Mach number is smaller as a whole regardless of the position as compared with the embodiment and Comparative Example 2. It can be seen that the flow velocity of the circulating flow is decreasing. On the other hand, in the embodiment and Comparative Example 2, although the Mach number is decreased between the C position and the D position, the Mach number at the A position and the F position is larger than that of the Comparative Example 1, and there is no big difference between the two.

以上のことから、実施形態及び比較例２は、比較例１に比べて循環流路３０の圧力損失が小さく、循環流量の低下を抑制しつつ、旋回流を伴って循環流路３０を流れる空気を整流できることがわかる。 From the above, in the embodiment and Comparative Example 2, the pressure loss of the circulation flow path 30 is smaller than that of Comparative Example 1, and the air flowing through the circulation flow path 30 with the swirling flow while suppressing the decrease in the circulation flow rate. It turns out that can be rectified.

実施形態の整流ベーン３８は、上流端及び下流端にＲ面３９を有し、軸線方向Ｘに沿って延びる平板状をなすことから、比較例２の整流ベーン２３８に比べ、構成が簡単で製造が容易である。つまり、構成が簡単で製造が容易な整流ベーン３８により、循環流路３０の圧力損失の増大を抑制しつつ、循環流路３０を流れる空気の旋回流を低減して主流の乱れを抑制することができる。 Since the rectifying vane 38 of the embodiment has R surfaces 39 at the upstream end and the downstream end and has a flat plate shape extending along the axial direction X, the configuration is simpler and manufactured as compared with the rectifying vane 238 of Comparative Example 2. Is easy. That is, the rectifying vane 38, which has a simple structure and is easy to manufacture, suppresses an increase in pressure loss in the circulation flow path 30, while reducing the swirling flow of air flowing through the circulation flow path 30 to suppress turbulence in the mainstream. Can be done.

以上で具体的実施形態の説明を終えるが、本発明は上記実施形態に限定されることなく幅広く変形実施することができる。例えば、遠心圧縮機２が、車両用エンジンの過給機であるスーパーチャージャの電動圧縮機や、車両以外のエンジン（例えば、船舶用エンジンや汎用エンジンなど）の過給機、過給機以外の圧縮機に適用されてもよい。また、各部材や部位の具体的構成や配置、数量、角度など、本発明の趣旨を逸脱しない範囲であれば適宜変更することができる。一方、上記実施形態に示した各構成要素は必ずしも全てが必須ではなく、適宜選択することができる。 Although the description of the specific embodiment is completed above, the present invention can be widely modified without being limited to the above embodiment. For example, the centrifugal compressor 2 is a supercharger electric compressor which is a supercharger for a vehicle engine, a supercharger for an engine other than a vehicle (for example, a marine engine, a general-purpose engine, etc.), and a non-supercharger. It may be applied to a compressor. In addition, the specific configuration, arrangement, quantity, angle, and the like of each member and portion can be appropriately changed as long as they do not deviate from the gist of the present invention. On the other hand, not all of the components shown in the above embodiments are indispensable, and they can be appropriately selected.

１ ターボチャージャ
２ 遠心圧縮機
３ タービン
４ 回転軸
５ センタハウジング
２１ ハウジング
２２ インペラ
２３ 入口流路
２４ インペラ収容部
２５ ディフューザ
２６ 出口流路
２７ バックプレート
２８ ハウジング主部材
２９ 入口管部
３０ 循環流路
３１ 吸込口
３２ 噴出口
３３ 吸込流路部
３４ 連結流路部
３５ 噴出流路部
３６ 第１湾曲部
３７ 第２湾曲部
３８ 整流ベーン
３９ Ｒ面
４１ ファンネル部
４２ 最小流路面積部
Ｘ 軸線方向 1 Turbocharger 2 Centrifugal compressor 3 Turbine 4 Rotating shaft 5 Center housing 21 Housing 22 Impeller 23 Inlet flow path 24 Impeller accommodating part 25 Diffuser 26 Outlet flow path 27 Back plate 28 Housing main member 29 Inlet pipe part 30 Circulation flow path 31 Suction Port 32 Ejection 33 Suction flow path 34 Connecting flow path 35 Ejection flow path 36 1st curved part 37 2nd curved part 38 Rectifying vane 39 R surface 41 Funnel part 42 Minimum flow path area X Axial direction

Claims (11)

軸線方向に沿って延びる入口流路、前記入口流路に連通するインペラ収容部、前記インペラ収容部の外周部に設けられたディフューザ及び、前記ディフューザの下流側にて、軸線回りに渦巻状に延びる出口流路を有するハウジングと、
前記インペラ収容部内で、前記軸線方向に沿って延びる回転軸を介して回転可能に支持されたインペラとを備える遠心圧縮機であって、
前記インペラ収容部に連通する吸込口から径方向外方へ延びる吸込流路部と、前記吸込流路部の下流端から前記軸線方向に前記入口流路の上流側に向けて延びる連結流路部と、前記連結流路部の下流端から径方向内方に向けて延び、前記入口流路に連通する噴出口に至る噴出流路部とを有する循環流路が前記ハウジングに形成され、
前記循環流路の上流端が、前記吸込口に向けて拡開されていることを特徴とする遠心圧縮機。 An inlet flow path extending along the axial direction, an impeller housing portion communicating with the inlet flow path, a diffuser provided on the outer peripheral portion of the impeller housing portion, and a diffuser extending downstream of the diffuser in a spiral shape around the axis. A housing with an outlet flow path and
A centrifugal compressor including an impeller rotatably supported in the impeller accommodating portion via a rotation axis extending along the axial direction.
A suction flow path portion extending radially outward from a suction port communicating with the impeller accommodating portion, and a connecting flow path portion extending from the downstream end of the suction flow path portion toward the upstream side of the inlet flow path in the axial direction. A circulation flow path having a discharge flow path portion extending inward in the radial direction from the downstream end of the connection flow path portion and reaching the ejection port communicating with the inlet flow path is formed in the housing.
A centrifugal compressor characterized in that the upstream end of the circulation flow path is widened toward the suction port. 前記吸込流路部が、下流側に向けて漸増する流路面積を有し、前記吸込流路部の最小流路面積部が、前記吸込口の流路面積に対して１０％〜４０％小さい流路面積を有することを特徴とする請求項１に記載の遠心圧縮機。 The suction flow path portion has a flow path area that gradually increases toward the downstream side, and the minimum flow path area portion of the suction flow path portion is 10% to 40% smaller than the flow path area of the suction port. The centrifugal compressor according to claim 1, wherein the centrifugal compressor has a flow path area. 前記吸込流路部と前記連結流路部とが、湾曲する第１湾曲部を介して滑らかに接続され、前記連結流路部と前記噴出流路部とが、湾曲する第２湾曲部を介して滑らかに接続されていることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の遠心圧縮機。 The suction flow path portion and the connection flow path portion are smoothly connected via a curved first curved portion, and the connecting flow path portion and the ejection flow path portion are connected via a curved second curved portion. The centrifugal compressor according to claim 1 or 2, wherein the centrifugal compressor is smoothly connected. 前記吸込流路部が、前記吸込口から前記第１湾曲部にかけて、前記噴出流路部から離反する向きに傾斜していることを特徴とする請求項３に記載の遠心圧縮機。 The centrifugal compressor according to claim 3, wherein the suction flow path portion is inclined in a direction away from the ejection flow path portion from the suction port to the first curved portion. 前記噴出流路部が、前記第２湾曲部から前記噴出口にかけて、前記吸込流路部に近接する向きに傾斜していることを特徴とする請求項４に記載の遠心圧縮機。 The centrifugal compressor according to claim 4, wherein the ejection flow path portion is inclined in a direction close to the suction flow path portion from the second curved portion to the ejection port. 前記連結流路部が筒状をなしており、前記連結流路部の下流部に複数の整流ベーンが周方向に間隔を空けて設けられていることを特徴とする請求項３〜請求項５のいずれかに記載の遠心圧縮機。 Claims 3 to 5 are characterized in that the connecting flow path portion has a tubular shape, and a plurality of rectifying vanes are provided downstream of the connecting flow path portion at intervals in the circumferential direction. The centrifugal compressor according to any one of. 前記循環流路の流路面積が、前記吸込流路部の最小流路面積部から前記整流ベーンに至るまで連続的に増大していることを特徴とする請求項６に記載の遠心圧縮機。 The centrifugal compressor according to claim 6, wherein the flow path area of the circulation flow path is continuously increased from the minimum flow path area portion of the suction flow path portion to the rectifying vane. 前記連結流路部の前記整流ベーンの上流側の流路面積をＡ１とし、前記吸込流路部の前記最小流路面積部の流路面積をＡ２としたときに、Ａ１／Ａ２で表される流路面積比が１．５超且つ３未満であることを特徴とする請求項７に記載の遠心圧縮機。 It is represented by A1 / A2 when the flow path area on the upstream side of the rectifying vane of the connecting flow path portion is A1 and the flow path area of the minimum flow path area portion of the suction flow path portion is A2. The centrifugal compressor according to claim 7, wherein the flow path area ratio is more than 1.5 and less than 3. 前記流路面積比が２超であることを特徴とする請求項８に記載の遠心圧縮機。 The centrifugal compressor according to claim 8, wherein the flow path area ratio is more than 2. 前記循環流路が同一流路面積の円形断面を有すると仮定したときに、この仮想の前記循環流路の、前記吸込流路部の前記最小流路面積部に対応する位置から前記整流ベーンの上流側に対応する位置までの区間の広がり角が３０°以下であることを特徴とする請求項７〜請求項９のいずれかに記載の遠心圧縮機。 Assuming that the circulation flow path has a circular cross section having the same flow path area, the rectifying vane is formed from a position corresponding to the minimum flow path area portion of the suction flow path portion of the virtual circulation flow path. The centrifugal compressor according to any one of claims 7 to 9, wherein the spread angle of the section to the position corresponding to the upstream side is 30 ° or less. 前記整流ベーンが、上流端及び下流端にＲ面を有し、前記軸線方向に沿って延びる平板状をなしていることを特徴とする請求項６〜請求項１０のいずれかに記載の遠心圧縮機。 The centrifugal compression according to any one of claims 6 to 10, wherein the rectifying vane has R surfaces at the upstream end and the downstream end, and has a flat plate shape extending along the axial direction. Machine.
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