JP5747472B2

JP5747472B2 - Turbo compressor

Info

Publication number: JP5747472B2
Application number: JP2010236112A
Authority: JP
Inventors: 国彰飯塚; 小林　祐二; 祐二小林; 能成吉田
Original assignee: IHI Corp
Current assignee: IHI Corp
Priority date: 2010-10-21
Filing date: 2010-10-21
Publication date: 2015-07-15
Anticipated expiration: 2030-10-21
Also published as: JP2012087709A

Description

本発明は、羽根入口側で発生する流体音（騒音）を低減するターボ形圧縮機に関する。 The present invention relates to a turbo compressor that reduces fluid noise (noise) generated on a blade inlet side.

ターボ形圧縮機は、軸流式圧縮機と遠心式圧縮機に大別される。軸流式圧縮機は、気体がほぼ回転軸と同心の円筒面上を旋回しながら通過する羽根車を有する圧縮機であり、その軸方向に気体を吸い込んで圧縮する。一方、遠心式圧縮機は、気体が回転軸にほぼ垂直な面を旋回しながら通過する羽根車を有する圧縮機であり、回転軸に対する外周方向に気体を送出して圧縮する。 The turbo compressor is roughly classified into an axial flow compressor and a centrifugal compressor. An axial-flow compressor is a compressor having an impeller through which gas passes while turning on a cylindrical surface substantially concentric with a rotation shaft, and sucks and compresses gas in the axial direction thereof. On the other hand, the centrifugal compressor is a compressor having an impeller through which gas passes while turning on a plane substantially perpendicular to the rotation axis, and compresses the gas by sending the gas in the outer circumferential direction with respect to the rotation axis.

ターボ形圧縮機では、羽根車の回転により、羽根車の羽根が気体の流れを横切って移動することにより、羽根車の周方向において圧力が増減する圧力場が生じ、この圧力場に起因して騒音が発生する。
そこで、かかる騒音を低減する手段として、特許文献１〜３が提案されている。 In the turbo compressor, the rotation of the impeller causes the impeller blades to move across the gas flow, thereby generating a pressure field in which the pressure increases or decreases in the circumferential direction of the impeller. Noise is generated.
Accordingly, Patent Documents 1 to 3 have been proposed as means for reducing such noise.

特許文献１の過給機は、コンプレッサ翼車の回転によって発生する騒音を減少させるために、コンプレッサ翼車の空気出口側でかつコンプレッサハウジング側のコーナーを面取り形状にしたものである。
特許文献２の排気ターボ過給機は、吸気騒音を抑制しかつ騒音の外部への放出を防止するために、吸気サイレンサを備えたものである。
特許文献３の圧縮機は、低騒音化を実現するために、シュラウド壁のうち、羽根車の入口部の外周側に位置する部分に多数の小径穴を設けたものである。 The turbocharger disclosed in Patent Document 1 has a chamfered corner on the air outlet side of the compressor wheel and the compressor housing side in order to reduce noise generated by the rotation of the compressor wheel.
The exhaust turbocharger of Patent Document 2 includes an intake silencer in order to suppress intake noise and prevent the noise from being released to the outside.
The compressor of Patent Document 3 is provided with a large number of small-diameter holes in a portion located on the outer peripheral side of the inlet portion of the impeller in the shroud wall in order to realize low noise.

特開２００２−２１５７５号公報、「過給機」JP 2002-21575 A, “Supercharger” 特開２００６−１９４１６１号公報、「吸気サイレンサを備えた排気ターボ過給機」JP 2006-194161 A, “Exhaust turbocharger with intake silencer” 特開２００７−２１８１４７号公報、「圧縮機及びこれを備える車両用過給機」Japanese Patent Application Laid-Open No. 2007-218147, “Compressor and vehicle supercharger including the same”

しかし、通常運転時における羽根車の回転によってサージングによる騒音が発生する場合、これら従来技術には、以下の問題点があった。
特許文献１は、羽根入口側が流体音（騒音）の発生源である場合に、出口側の形状を変更しても効果が小さい。また、入口側の角部を面取りしたとしても羽根車の羽根の一部分を削除するため、圧力比など、コンプレッサ性能に悪影響を与える。
特許文献２は、新たな部品（吸気サイレンサ）の設置が必要となり、経済効率上および組立効率上好ましくない。
特許文献３は、シュラウド壁の内面に周方向に多数の小径穴を設ける必要があり、シュラウド壁の構造が複雑となりシュラウド壁を一体化できない問題点があった。 However, when noise due to surging is generated by the rotation of the impeller during normal operation, these conventional techniques have the following problems.
In Patent Document 1, when the blade inlet side is a source of fluid noise (noise), the effect is small even if the shape of the outlet side is changed. Further, even if the corner on the inlet side is chamfered, a part of the impeller blades is deleted, which adversely affects the compressor performance such as the pressure ratio.
In Patent Document 2, it is necessary to install a new part (intake silencer), which is not preferable in terms of economic efficiency and assembly efficiency.
In Patent Document 3, it is necessary to provide a large number of small-diameter holes in the circumferential direction on the inner surface of the shroud wall, and there is a problem that the structure of the shroud wall becomes complicated and the shroud wall cannot be integrated.

本発明は上述した問題点を解決するために創案されたものである。すなわち、本発明の目的は、通常運転時において、コンプレッサ性能に悪影響を与えることなく、サージングによる騒音を低減することができ、かつ構造がシンプルでありシュラウド壁を一体化することができるターボ形圧縮機を提供することにある。 The present invention has been developed to solve the above-described problems. That is, the object of the present invention is to reduce the noise due to surging without adversely affecting the compressor performance during normal operation, and the turbo compression that has a simple structure and can integrate the shroud wall. Is to provide a machine.

本発明によれば、軸心を中心に回転駆動される羽根車と該羽根車を内部に収容するハウジングとを備え、前記羽根車の回転により気体を圧縮するターボ形圧縮機であって、
前記ハウジングは、前記羽根車の半径方向外端を囲むシュラウド壁を有しており、
該シュラウド壁は、前記羽根車を構成する羽根の上流側外方端に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第１スリットを有し、
該第１スリットの幅の間に前記上流側外方端が位置するように、前記第１スリットの軸方向位置が設定されており、
前記ハウジングは、前記シュラウド壁に囲まれた気体流路内の気体を、該気体流路の下流側から上流側へ循環させる循環流路を有しており、
前記循環流路は、前記第１スリットの下流側に設けられた下流側開口と、前記第１スリットの上流側に設けられた上流側開口と、前記シュラウド壁より外側に設けられた中空円形の連通流路とからなり、
前記第１スリット、前記下流側開口、及び前記上流側開口の３つは、異なる軸方向位置で前記連通流路と連通している、ことを特徴とするターボ形圧縮機が提供される。
According to the present invention, there is provided a turbo compressor that includes an impeller that is driven to rotate about an axis and a housing that accommodates the impeller therein, and compresses gas by the rotation of the impeller,
The housing has a shroud wall surrounding the radially outer end of the impeller,
The shroud wall has a first slit extending in the circumferential direction at an axial position facing the upstream outer end of the blade constituting the impeller,
As the upstream outer end between the width of the first slit is positioned, the axial position of the first slit is set,
The housing has a circulation flow path for circulating the gas in the gas flow path surrounded by the shroud wall from the downstream side to the upstream side of the gas flow path,
The circulation channel includes a downstream opening provided on the downstream side of the first slit, an upstream opening provided on the upstream side of the first slit, and a hollow circular shape provided on the outer side of the shroud wall. It consists of a communication channel,
There is provided a turbo compressor in which the first slit, the downstream opening, and the upstream opening are in communication with the communication flow path at different axial positions .

本発明の実施形態によれば、前記羽根車は、上流側先端部の軸方向位置が異なる主羽根と副羽根とからなり、
前記下流側開口は、前記副羽根の上流側先端部に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第２スリットである。
According to an embodiment of the present invention, the impeller is composed of a main blade and a sub blade whose axial positions at the upstream end are different from each other,
Said downstream opening, said axially position facing the upstream tip of the secondary blade, which is a second slit extending in the circumferential direction.

上記本発明の構成によれば、シュラウド壁が、羽根車を構成する羽根の上流側最先端部（すなわち上流側外方端）に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第１スリットを有するので、羽根車の回転により羽根車の周方向に発生する圧力変動を第１スリットにより緩和して、サージングによる騒音を低減することができる。
従って、通常運転時において、コンプレッサ性能に悪影響を与えることなく、サージングによる騒音を低減することができる。
According to the above configuration of the present invention, the shroud wall has the first slit extending in the circumferential direction at the axial position facing the upstream upstreammost portion (that is, the upstream outer end) of the blade constituting the impeller. Therefore, the pressure fluctuation generated in the circumferential direction of the impeller by the rotation of the impeller can be alleviated by the first slit, and noise due to surging can be reduced.
Therefore, during normal operation, noise due to surging can be reduced without adversely affecting the compressor performance.

また、本発明の構成によれば、シュラウド壁に周方向に延びる第１スリットを設けるだけであり、新たな部品の設置が不要なので、構造がシンプルでありシュラウド壁を一体化することができ、製作コストが低く、かつ組立が容易である。
Further, according to the configuration of the present invention, only the first slit extending in the circumferential direction is provided in the shroud wall, and no new parts are required to be installed, so the structure is simple and the shroud wall can be integrated. Production cost is low and assembly is easy.

本発明によるターボ形圧縮機を備えた過給機の全体構成図である。It is a whole block diagram of the supercharger provided with the turbo compressor by this invention. 本発明によるターボ形圧縮機の第１実施形態図である。1 is a first embodiment of a turbo compressor according to the present invention. 本発明によるターボ形圧縮機の第２実施形態図である。It is 2nd Embodiment figure of the turbo compressor by this invention. 本発明によるターボ形圧縮機の第３実施形態図である。It is a 3rd embodiment figure of a turbo compressor by the present invention. 本発明によるターボ形圧縮機の第４実施形態図である。It is a 4th embodiment figure of a turbo type compressor by the present invention. 本発明と従来例の騒音を比較した試験結果を示す図である。It is a figure which shows the test result which compared the noise of this invention and the prior art example.

以下、本発明の実施形態を添付図面に基づいて詳細に説明する。なお、各図において共通する部分には同一の符号を付し、重複した説明を省略する。 Embodiments of the present invention will be described below in detail with reference to the accompanying drawings. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the common part in each figure, and the overlapping description is abbreviate | omitted.

図１は、本発明によるターボ形圧縮機を備えた過給機の全体構成図である。
この図において、１０は本発明によるターボ形圧縮機に相当する遠心式圧縮機、２０は遠心式タービン、３０は軸受ハウジングである。 FIG. 1 is an overall configuration diagram of a turbocharger including a turbo compressor according to the present invention.
In this figure, 10 is a centrifugal compressor corresponding to the turbo compressor according to the present invention, 20 is a centrifugal turbine, and 30 is a bearing housing.

遠心式圧縮機１０は、軸心Ｚ−Ｚを中心に回転駆動される羽根車１２（以下、コンプレッサインペラという）と、羽根車１２を内部に収容するハウジング１４（以下、コンプレッサハウジングという）とを備え、外部から軸方向に気体１（この例では空気）を吸引し、羽根車１２の回転により気体１を圧縮するようになっている。圧縮された気体１は、図示しない吐出口から外部（例えば内燃機関）に供給される。 The centrifugal compressor 10 includes an impeller 12 (hereinafter referred to as a compressor impeller) that is driven to rotate about an axis ZZ and a housing 14 (hereinafter referred to as a compressor housing) that houses the impeller 12 therein. The gas 1 (air in this example) is sucked in the axial direction from the outside, and the gas 1 is compressed by the rotation of the impeller 12. The compressed gas 1 is supplied to the outside (for example, an internal combustion engine) from a discharge port (not shown).

遠心式タービン２０は、軸心Ｚ−Ｚを中心に回転する羽根車２２（以下、タービンインペラという）と、羽根車２２を内部に収容するハウジング２４（以下、タービンハウジングという）とを備え、外部から半径方向内方に供給される排気ガス（図示せず）により、羽根車２２を回転駆動した後、軸方向に排気ガス２を排気するようになっている。 The centrifugal turbine 20 includes an impeller 22 (hereinafter referred to as a turbine impeller) that rotates about an axis ZZ, and a housing 24 (hereinafter referred to as a turbine housing) that houses the impeller 22 therein. After the impeller 22 is rotationally driven by exhaust gas (not shown) supplied inward in the radial direction, the exhaust gas 2 is exhausted in the axial direction.

軸受ハウジング３０は、コンプレッサインペラ１２とタービンインペラ２２を直接連結する連結軸２６を軸心Ｚ−Ｚを中心に回転可能に支持し、タービンインペラ２２の回転をコンプレッサインペラ１２に伝達してこれを回転駆動するようになっている。
なお、連結軸２６は、この例ではタービンインペラ２２と一体に成形されているが、本発明はこれに限定されず、別体であってもよい。 The bearing housing 30 supports a connecting shaft 26 that directly connects the compressor impeller 12 and the turbine impeller 22 so as to be rotatable about the axis ZZ, and transmits the rotation of the turbine impeller 22 to the compressor impeller 12 to rotate it. It comes to drive.
The connecting shaft 26 is formed integrally with the turbine impeller 22 in this example, but the present invention is not limited to this and may be a separate body.

遠心式タービン２０と軸受ハウジング３０の構造は、従来例と同様であり、詳細な説明は省略する。
また、本発明によるターボ形圧縮機は、過給機用の遠心式圧縮機に限定されず、その他の遠心式圧縮機、又は軸流式圧縮機であってもよい。
以下、本発明によるターボ形圧縮機が過給機用の遠心式圧縮機である場合について説明する。 The structure of the centrifugal turbine 20 and the bearing housing 30 is the same as that of the conventional example, and detailed description thereof is omitted.
Further, the turbo compressor according to the present invention is not limited to a centrifugal compressor for a supercharger, and may be another centrifugal compressor or an axial flow compressor.
Hereinafter, the case where the turbo compressor according to the present invention is a centrifugal compressor for a supercharger will be described.

図２は、本発明によるターボ形圧縮機の第１実施形態図である。
この図において、遠心式圧縮機１０のハウジング１４は、羽根車１２（コンプレッサインペラ）の半径方向外端を囲むシュラウド壁１５を有している。
羽根車１２の半径方向外端とシュラウド壁１５との間には、隙間が設けられ、互いに干渉しないようになっている。
シュラウド壁１５で囲まれるシュラウド壁１５の内側空間は、気体１（空気）が外部から流入する気体流入路である。 FIG. 2 is a diagram showing a first embodiment of a turbo compressor according to the present invention.
In this figure, the housing 14 of the centrifugal compressor 10 has a shroud wall 15 surrounding the radially outer end of the impeller 12 (compressor impeller).
A gap is provided between the radially outer end of the impeller 12 and the shroud wall 15 so as not to interfere with each other.
The inner space of the shroud wall 15 surrounded by the shroud wall 15 is a gas inflow path through which the gas 1 (air) flows from the outside.

図２において、羽根車１２（コンプレッサインペラ）は、上流側（図で右側）が細く、下流側（図で左側）が太い接頭円錐形状のロータ部１２ａと、ロータ部１２ａの傾斜部に周方向に間隔を隔てて位置する複数の羽根１３とからなる。
なお、ロータ部１２ａと複数の羽根１３は、一体に成形されていることが好ましい。 In FIG. 2, the impeller 12 (compressor impeller) is circumferentially arranged in a pre-conical rotor portion 12 a having a narrow upstream side (right side in the drawing) and a thick downstream side (left side in the drawing), and an inclined portion of the rotor portion 12 a. And a plurality of blades 13 positioned at intervals.
In addition, it is preferable that the rotor part 12a and the some blade | wing 13 are shape | molded integrally.

また、この例で、羽根１３は、上流側先端部（図で右側外方端）の軸方向位置Ａ，Ｂが異なる主羽根１３ａ（実線で示す）と副羽根１３ｂ（破線で示す）とからなる。すなわち、主羽根１３ａは、副羽根１３ｂよりも軸方向長さが長く、その上流側先端部Ａは、副羽根１３ｂの上流側先端部Ｂよりも上流側に位置している。
なお、羽根１３はこの構成に限定されず、主羽根１３ａのみであってもよい。 Further, in this example, the blade 13 is composed of a main blade 13a (shown by a solid line) and a sub blade 13b (shown by a broken line) that are different in the axial positions A and B of the upstream tip (the right outer end in the figure). Become. That is, the main blade 13a is longer in the axial direction than the sub blade 13b, and the upstream tip A thereof is located upstream of the upstream tip B of the sub blade 13b.
In addition, the blade | wing 13 is not limited to this structure, Only the main blade | wing 13a may be sufficient.

図２において、シュラウド壁１５は、コンプレッサインペラ１２を構成する羽根１３（この例では主羽根１３ａ）の上流側最先端部（図で右側外方端）に対向する軸方向位置Ａに、周方向に延びる第１スリット１６を有する。 In FIG. 2, the shroud wall 15 is circumferentially positioned at an axial position A that faces the upstream most distal portion (the right outer end in the figure) of the blade 13 (in this example, the main blade 13 a) constituting the compressor impeller 12. The first slit 16 extends in the direction.

ここで、「上流側最先端部」とは、羽根１３が主羽根１３ａと副羽根１３ｂを有する場合は、主羽根１３ａの上流側先端部を意味し、副羽根１３ｂがない場合は、羽根１３の上流側先端部を意味する。 Here, the “upstream most advanced portion” means the upstream tip portion of the main blade 13a when the blade 13 has the main blade 13a and the sub blade 13b, and the blade 13 when there is no sub blade 13b. Means the upstream end of the.

図２において、第１スリット１６の内方端は、シュラウド壁１５と面一に開口している。また、この例で、第１スリット１６の外方端は閉じており、第１スリット１６の内部空間は、シュラウド壁１５の内側の気体流路とのみ連通している。 In FIG. 2, the inner end of the first slit 16 opens flush with the shroud wall 15. In this example, the outer end of the first slit 16 is closed, and the internal space of the first slit 16 communicates only with the gas flow path inside the shroud wall 15.

第１スリット１６は、好ましくは、周方向に３６０度延びる全体として環状の凹溝である。なお、本発明はこれに限定されず、周方向に断続的に延びる円弧状の凹溝であってもよい。
第１スリット１６の幅（軸方向長さ）は、主羽根１３ａの羽根入口側で発生する圧力変動の範囲、例えば１〜５ｍｍであるのがよい。また、第１スリット１６の深さ（半径方向深さ）は、主羽根１３ａの羽根入口側で発生する圧力変動を緩和できる深さ、例えば１〜５ｍｍであるのがよい。 The first slit 16 is preferably a generally annular groove extending 360 degrees in the circumferential direction. In addition, this invention is not limited to this, The circular-arc shaped ditch | groove extended intermittently in the circumferential direction may be sufficient.
The width (axial length) of the first slit 16 is preferably in the range of pressure fluctuations generated on the blade inlet side of the main blade 13a, for example, 1 to 5 mm. The depth of the first slit 16 (radial depth) may be a depth that can mitigate pressure fluctuations generated on the blade inlet side of the main blade 13a, for example, 1 to 5 mm.

図３は、本発明によるターボ形圧縮機の第２実施形態図である。
この例において、ハウジング１４は、羽根車１２で圧縮された気体を羽根車１２の上流に循環させる循環流路１７を有している。 FIG. 3 is a diagram showing a second embodiment of a turbo compressor according to the present invention.
In this example, the housing 14 has a circulation channel 17 that circulates the gas compressed by the impeller 12 upstream of the impeller 12.

循環流路１７は、下流側開口１７ａ、上流側開口１７ｂ、及び連通流路１７ｃからなる。
下流側開口１７ａは、シュラウド壁１５の上述した軸方向位置Ａの下流側に設けられ、上流側開口１７ｂは、シュラウド壁１５の軸方向位置Ａの上流側に設けられている。また、連通流路１７ｃは、ハウジング１４のシュラウド壁１５より外側に設けられた中空チャンバであり、下流側開口１７ａと上流側開口１７ｂを連通している。 The circulation channel 17 includes a downstream opening 17a, an upstream opening 17b, and a communication channel 17c.
The downstream opening 17 a is provided on the downstream side of the above-described axial position A of the shroud wall 15, and the upstream opening 17 b is provided on the upstream side of the axial position A of the shroud wall 15. The communication channel 17c is a hollow chamber provided outside the shroud wall 15 of the housing 14, and communicates the downstream opening 17a and the upstream opening 17b.

下流側開口１７ａの位置は、この例では、主羽根１３ａと副羽根１３ｂの上流側先端部に対向する軸方向位置Ａ，Ｂの中間であるが、軸方向位置Ｂより下流であってもよい。
また、下流側開口１７ａは、この例では、周方向に３６０度延びる全体として環状の凹溝であるが、周方向に断続的に延びる円弧状の凹溝であってもよく、単なる孔（円形、矩形、楕円形等）であってもよい。
下流側開口１７ａの幅（軸方向長さ）は、低流量時に下流から上流への循環流量を増して、サージ線を小流量側に移動できる範囲、例えば１〜５ｍｍであるのがよい。 In this example, the position of the downstream opening 17a is intermediate between the axial positions A and B facing the upstream tip portions of the main blade 13a and the sub blade 13b, but may be downstream of the axial position B. .
In this example, the downstream opening 17a is an annular groove as a whole that extends 360 degrees in the circumferential direction. However, the downstream opening 17a may be an arc-shaped groove that extends intermittently in the circumferential direction. , Rectangle, ellipse, etc.).
The width (axial length) of the downstream opening 17a is preferably in a range where the circulating flow from the downstream to the upstream can be increased at a low flow rate and the surge line can be moved to the small flow rate side, for example, 1 to 5 mm.

上流側開口１７ｂの位置は、主羽根１３ａの上流側先端部に対向する軸方向位置Ａより上流側であり、外部から軸方向に供給される気体１（空気）と十分混合する位置に設定されている。
また、上流側開口１７ｂは、この例では、周方向に３６０度延びる全体として環状の凹溝であるが、圧力損失が小さい限り、周方向に断続的に延びる円弧状の凹溝であってもよい。
上流側開口１７ｂの幅（軸方向長さ）は、下流から上流へ循環される流量による圧力損失が小さい範囲、例えば２〜１０ｍｍであるのがよい。 The position of the upstream opening 17b is set upstream of the axial position A facing the upstream tip of the main blade 13a and is sufficiently mixed with the gas 1 (air) supplied in the axial direction from the outside. ing.
Further, in this example, the upstream side opening 17b is an annular groove as a whole extending 360 degrees in the circumferential direction. However, as long as the pressure loss is small, the upstream opening 17b may be an arcuate groove extending intermittently in the circumferential direction. Good.
The width (axial length) of the upstream opening 17b is preferably in a range where the pressure loss due to the flow rate circulated from the downstream to the upstream is small, for example, 2 to 10 mm.

連通流路１７ｃの軸線Ｚ−Ｚに直交する断面形状は、中空円形（ドーナツ形状）であるのが好ましいが、周方向に断続的に延びる円弧状の空洞であってもよい。
また、この断面形状は、下流側開口１７ａから上流側開口１７ｂまで、圧力損失が小さい限りで、漸増又は同一であるのが好ましい。 The cross-sectional shape orthogonal to the axis ZZ of the communication channel 17c is preferably a hollow circle (donut shape), but may be an arcuate cavity extending intermittently in the circumferential direction.
The cross-sectional shape is preferably gradually increased or the same as long as the pressure loss is small from the downstream side opening 17a to the upstream side opening 17b.

上述した循環流路１７により、羽根車１２で圧縮された加圧気体の一部を下流側開口１７ａから抽気し、連通流路１７ｃを介して上流側開口１７ｂまで循環させ、上流側開口１７ｂからシュラウド壁１５の内側に供給することができ、低流量時に下流から上流への循環流量を増して、サージングを改善することができる。 A part of the pressurized gas compressed by the impeller 12 is extracted from the downstream opening 17a by the circulation flow path 17 described above, and is circulated to the upstream opening 17b via the communication flow path 17c, from the upstream opening 17b. It can be supplied to the inside of the shroud wall 15, and the surging can be improved by increasing the circulation flow rate from the downstream to the upstream at a low flow rate.

図３において、上述した第１スリット１６は循環流路１７と連通している。
この例において、第１スリット１６の内方端は、シュラウド壁１５と面一に開口している。また、この例で、第１スリット１６の半径方向外端は、循環流路１７の連通流路１７ｃと連通しており、主羽根１３ａの羽根入口側で発生する圧力変動を第１スリット１６を介して循環流路１７に伝達するようになっている。
その他の構成は、第１実施形態と同様である。 In FIG. 3, the first slit 16 described above communicates with the circulation channel 17.
In this example, the inner end of the first slit 16 is open flush with the shroud wall 15. Further, in this example, the radially outer end of the first slit 16 communicates with the communication channel 17c of the circulation channel 17, and pressure fluctuations generated on the blade inlet side of the main blade 13a are caused to flow through the first slit 16. Via the circulation channel 17.
Other configurations are the same as those of the first embodiment.

図３に示した構成により、主羽根１３ａの羽根入口側で発生する圧力変動を第１スリット１６と循環流路１７とに伝達することができ、特に循環流路１７の空間容積が第１スリット１６と比較して大きいので、圧力変動を効果的に緩和することができる。 With the configuration shown in FIG. 3, the pressure fluctuation generated on the blade inlet side of the main blade 13a can be transmitted to the first slit 16 and the circulation channel 17, and in particular the spatial volume of the circulation channel 17 is the first slit. Since it is larger than 16, pressure fluctuation can be effectively reduced.

図４は、本発明によるターボ形圧縮機の第３実施形態図である。
この例において、シュラウド壁１５は、副羽根１３ｂの上流側先端部に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第２スリット１８を有する。
すなわち、第１スリット１６は、シュラウド壁１５の主羽根１３ａの上流側先端部に対向する軸方向位置Ａに設けられ、第２スリット１８は、シュラウド壁１５の副羽根１３ｂの上流側先端部に対向する軸方向位置Ｂに設けられている。
また、この例で、第２スリット１８は、第２実施形態における下流側開口１７ａを兼ねており、下流側開口１７ａは省略されている。
その他の構成は、第２実施形態と同様である。 FIG. 4 is a diagram of a third embodiment of a turbo compressor according to the present invention.
In this example, the shroud wall 15 has the 2nd slit 18 extended in the circumferential direction in the axial direction position facing the upstream front-end | tip part of the sub blade | wing 13b.
That is, the first slit 16 is provided at the axial position A facing the upstream tip of the main blade 13 a of the shroud wall 15, and the second slit 18 is provided at the upstream tip of the sub blade 13 b of the shroud wall 15. It is provided at the opposite axial position B.
In this example, the second slit 18 also serves as the downstream opening 17a in the second embodiment, and the downstream opening 17a is omitted.
Other configurations are the same as those of the second embodiment.

この構成により、循環流路１７により、羽根車１２で圧縮された加圧気体の一部を第２スリット１８から抽気し、連通流路１７ｃを介して上流側開口１７ｂまで循環させ、上流側開口１７ｂからシュラウド壁１５の内側に供給することができる。このような構成によって、低流量時における下流から上流への循環流量の増加、サージングの改善を図るようにしてもよい。
また、主羽根１３ａと副羽根１３ｂの羽根入口側Ａ，Ｂで発生する圧力変動を第１スリット１６、第２スリット１８、及び循環流路１７とで効果的に緩和することができる。 With this configuration, a part of the pressurized gas compressed by the impeller 12 is extracted from the second slit 18 by the circulation flow path 17 and circulated to the upstream opening 17b via the communication flow path 17c. 17 b can be supplied to the inside of the shroud wall 15. With such a configuration, the circulation flow rate from the downstream to the upstream at the low flow rate may be increased and the surging may be improved.
Further, pressure fluctuations generated on the blade inlet sides A and B of the main blade 13a and the sub blade 13b can be effectively mitigated by the first slit 16, the second slit 18, and the circulation channel 17.

図５は、本発明によるターボ形圧縮機の第４実施形態図である。
本発明によるターボ形圧縮機の第４実施形態では、上述した第２実施形態おいて、第２スリット１８を省略する。この場合、ハウジング１４に形成された循環流路１７は、シュラウド壁１５に囲まれた気体流路内の気体を、該気体流路の下流側から上流側へ循環させる。すなわち、循環流路１７は、第１スリット１６を通して前記気体流路から連通流路１７ｃに流入してきた気体を、前記気体流路において第１スリット１６より上流側にある上流側開口１７ｂを通して前記気体流路に戻す。また、一例では、連通流路１７ｃは、軸心Ｚ−Ｚの方向に関して、第１スリット１６から上流側開口１７ｂまで延びている。
第４実施形態における他の構成は、第２実施形態における構成と同じである。 FIG. 5 is a diagram of a fourth embodiment of a turbo compressor according to the present invention.
In the fourth embodiment of the turbo compressor according to the present invention, the second slit 18 is omitted in the second embodiment described above. In this case, the circulation channel 17 formed in the housing 14 circulates the gas in the gas channel surrounded by the shroud wall 15 from the downstream side to the upstream side of the gas channel. That is, the circulation channel 17 allows the gas flowing from the gas channel to the communication channel 17c through the first slit 16 to pass through the upstream opening 17b on the upstream side of the first slit 16 in the gas channel. Return to the flow path. In one example, the communication flow path 17c extends from the first slit 16 to the upstream opening 17b in the direction of the axis ZZ.
Other configurations in the fourth embodiment are the same as those in the second embodiment.

第４実施形態においては、第１スリット１６から連通流路１７ｃへ流入した気体を、上流側開口１７ｂまで循環させ、上流側開口１７ｂからシュラウド壁１５の内側に供給することができる。その結果、サージングによる騒音を低減できる。 In the fourth embodiment, the gas flowing from the first slit 16 into the communication flow path 17c can be circulated to the upstream opening 17b and supplied from the upstream opening 17b to the inside of the shroud wall 15. As a result, noise due to surging can be reduced.

上述した第４実施形態（本発明）と、この形態で本発明の第１スリット１６のない形態（従来例）とを用い、同一条件で羽根車１２の回転速度を変化させ、発生する騒音の音圧を計測した。
図６は、本発明と従来例の騒音を比較した試験結果を示す図であり、横軸は周波数（Ｈｚ）、縦軸は音圧（Ｐａ（ＲＭＳ））である。また図中の破線は従来例、実線は本発明である。 Using the above-described fourth embodiment (the present invention) and this embodiment without the first slit 16 of the present invention (conventional example), the rotational speed of the impeller 12 is changed under the same conditions, and the noise generated Sound pressure was measured.
FIG. 6 is a diagram showing test results comparing noise of the present invention and the conventional example, where the horizontal axis represents frequency (Hz) and the vertical axis represents sound pressure (Pa (RMS)). The broken lines in the figure are conventional examples, and the solid lines are the present invention.

この試験結果から、従来例の騒音の音圧（破線）は、２００〜１０００Ｈｚ、及び１６００〜１８００Ｈｚでは、およそ５０Ｐａ（ＲＭＳ）以下であり、１０００〜１６００Ｈｚにおいて、最大で４００Ｐａ（ＲＭＳ）以上に達している。
これに対して、本発明の騒音の音圧（実線）は、２００〜１０００Ｈｚ、及び１６００〜１８００Ｈｚでは、従来例と同等であるが、１０００〜１６００Ｈｚにおいて、最大でもおよそ２００Ｐａ（ＲＭＳ）以下であり、ほぼ半減していることがわかる。 From this test result, the sound pressure (dashed line) of the noise of the conventional example is about 50 Pa (RMS) or less at 200 to 1000 Hz and 1600 to 1800 Hz, and reaches a maximum of 400 Pa (RMS) or more at 1000 to 1600 Hz. ing.
On the other hand, the sound pressure (solid line) of the noise of the present invention is equivalent to the conventional example at 200 to 1000 Hz and 1600 to 1800 Hz, but is about 200 Pa (RMS) or less at the maximum at 1000 to 1600 Hz. It can be seen that it is almost halved.

また、この効果は、上述した第１実施形態及び第３実施形態でも、同様に得られることが想定される。 In addition, it is assumed that this effect can be obtained similarly in the first embodiment and the third embodiment described above.

上述したように、遠心式圧縮機１０の羽根車１２（コンプレッサインペラ）の回転により、羽根入口先端部に圧力変動が発生し、羽根形状によっては変動ばらつきが大きくなり、この圧力変動により空気流体音が発生し騒音となる。
しかし、本発明の構成によれば、スリット１６をシュラウド壁１５の圧力変動する位置に設けることで、圧力変動による気体（空気）の逃げ場ができ、これにより圧力変動が緩和され、騒音が低減されることが実施例により確認された。 As described above, the rotation of the impeller 12 (compressor impeller) of the centrifugal compressor 10 causes a pressure fluctuation at the tip of the blade inlet, and the fluctuation varies depending on the blade shape. Is generated and becomes noise.
However, according to the configuration of the present invention, by providing the slit 16 at a position where the pressure of the shroud wall 15 fluctuates, a gas (air) escape space due to the pressure fluctuation can be generated, thereby reducing the pressure fluctuation and reducing noise. It was confirmed by the examples.

上述した本発明の構成によれば、シュラウド壁１５が、羽根車１２を構成する羽根１３の上流側先端部に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第１スリット１６を有するので、羽根車１２の回転により羽根車１２の周方向に発生する圧力変動を第１スリット１６により緩和して、サージングによる騒音を低減することができる。
従って、通常運転時において、コンプレッサ性能に悪影響を与えることなく、サージングによる騒音を低減することができる。 According to the configuration of the present invention described above, the shroud wall 15 has the first slit 16 extending in the circumferential direction at the axial position facing the upstream tip of the blade 13 constituting the impeller 12. The pressure fluctuation generated in the circumferential direction of the impeller 12 due to the rotation of 12 can be reduced by the first slit 16, and noise due to surging can be reduced.
Therefore, during normal operation, noise due to surging can be reduced without adversely affecting the compressor performance.

また、羽根車１２で圧縮された気体１を羽根車１２の上流に循環させる循環流路１７を有し、第１スリット１６が循環流路１７と連通する実施形態により、循環流路１７によりサージ線を低流量側へ移動させてサージによる騒音を低減するサージ改善効果と、羽根入口側で発生する流体音（騒音）を低減する騒音低減効果の２つの効果を得ることができる。 In addition, according to an embodiment in which the gas 1 compressed by the impeller 12 is circulated upstream of the impeller 12 and the first slit 16 communicates with the circulation passage 17, the circulation passage 17 causes a surge. Two effects can be obtained: a surge improvement effect of reducing noise due to surge by moving the wire to the low flow rate side, and a noise reduction effect of reducing fluid noise (noise) generated at the blade inlet side.

また、本発明の構成によれば、シュラウド壁１５に周方向に延びる第１スリット１６を設けるだけであり、新たな部品の設置が不要なので、構造がシンプルでありシュラウド壁を一体化することができ、製作コストが低く、かつ組立が容易である。 Further, according to the configuration of the present invention, only the first slit 16 extending in the circumferential direction is provided in the shroud wall 15, and it is not necessary to install new parts. Therefore, the structure is simple and the shroud wall can be integrated. The manufacturing cost is low and the assembly is easy.

なお、本発明は上述した実施の形態に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更を加え得ることは勿論である。 In addition, this invention is not limited to embodiment mentioned above, Of course, a various change can be added in the range which does not deviate from the summary of this invention.

１気体（空気）、２排気ガス、
１０ターボ形圧縮機（遠心式圧縮機）、
１２羽根車（コンプレッサインペラ）、１２ａロータ部、
１３羽根、１３ａ主羽根、１３ｂ副羽根、
１４ハウジング（コンプレッサハウジング）、
１５シュラウド壁、１６第１スリット、
１７循環流路、１７ａ下流側開口、
１７ｂ上流側開口、１７ｃ連通流路、１８第２スリット、
２０遠心式タービン、２２羽根車（タービンインペラ）、
２４ハウジング（タービンハウジング）、
２６連結軸、３０軸受ハウジング
1 gas (air), 2 exhaust gas,
10 Turbo compressor (centrifugal compressor),
12 impeller (compressor impeller), 12a rotor part,
13 blades, 13a main blade, 13b sub blade,
14 housing (compressor housing),
15 shroud wall, 16 first slit,
17 circulation channel, 17a downstream opening,
17b upstream opening, 17c communication channel, 18 second slit,
20 Centrifugal turbine, 22 impeller (turbine impeller),
24 housing (turbine housing),
26 connecting shaft, 30 bearing housing

Claims

軸心を中心に回転駆動される羽根車と該羽根車を内部に収容するハウジングとを備え、前記羽根車の回転により気体を圧縮するターボ形圧縮機であって、
前記ハウジングは、前記羽根車の半径方向外端を囲むシュラウド壁を有しており、
該シュラウド壁は、前記羽根車を構成する羽根の上流側外方端に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第１スリットを有し、
該第１スリットの幅の間に前記上流側外方端が位置するように、前記第１スリットの軸方向位置が設定されており、
前記ハウジングは、前記シュラウド壁に囲まれた気体流路内の気体を、該気体流路の下流側から上流側へ循環させる循環流路を有しており、
前記循環流路は、前記第１スリットの下流側に設けられた下流側開口と、前記第１スリットの上流側に設けられた上流側開口と、前記シュラウド壁より外側に設けられた中空円形の連通流路とからなり、
前記第１スリット、前記下流側開口、及び前記上流側開口の３つは、異なる軸方向位置で前記連通流路と連通している、ことを特徴とするターボ形圧縮機。 A turbo compressor that includes an impeller that is driven to rotate about an axis and a housing that accommodates the impeller therein, and compresses gas by rotation of the impeller,
The housing has a shroud wall surrounding the radially outer end of the impeller,
The shroud wall has a first slit extending in the circumferential direction at an axial position facing the upstream outer end of the blade constituting the impeller,
As the upstream outer end between the width of the first slit is positioned, the axial position of the first slit is set,
The housing has a circulation flow path for circulating the gas in the gas flow path surrounded by the shroud wall from the downstream side to the upstream side of the gas flow path,
The circulation channel includes a downstream opening provided on the downstream side of the first slit, an upstream opening provided on the upstream side of the first slit, and a hollow circular shape provided on the outer side of the shroud wall. It consists of a communication channel,
The turbo compressor according to claim 3, wherein the first slit, the downstream opening, and the upstream opening are in communication with the communication flow path at different axial positions .

前記羽根車は、上流側先端部の軸方向位置が異なる主羽根と副羽根とからなり、
前記下流側開口は、前記副羽根の上流側先端部に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第２スリットである、ことを特徴とする請求項１に記載のターボ形圧縮機。
The impeller is composed of a main blade and a sub blade whose axial positions at the upstream end are different from each other,
Said downstream opening, said axially position facing the upstream tip of the secondary blade, which is a second slit extending in a circumferential direction, turbo-type compressor according to claim 1, characterized in that.