JPH0759959B2 - Compressor inflow device - Google Patents
Compressor inflow deviceInfo
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- JPH0759959B2 JPH0759959B2 JP62186963A JP18696387A JPH0759959B2 JP H0759959 B2 JPH0759959 B2 JP H0759959B2 JP 62186963 A JP62186963 A JP 62186963A JP 18696387 A JP18696387 A JP 18696387A JP H0759959 B2 JPH0759959 B2 JP H0759959B2
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明はコンプレッサの空気入口に接続され、コンプレ
ッサへの流入空気を調整するコンプレッサ流入装置に係
わり、特に排気タービン過給機の騒音の低減に好適なコ
ンプレッサ流入装置に関する。Description: TECHNICAL FIELD The present invention relates to a compressor inflow device which is connected to an air inlet of a compressor and adjusts inflow air to the compressor, and particularly to reducing noise of an exhaust turbine supercharger. A preferred compressor inlet device.
従来のコンプレッサ流入装置は、実開昭60−190942号公
報に記載のように、排気タービン過給機のコンプレッサ
の空気入口にパイプを接続し、このパイプの形状を、流
入空気にコンプレッサ翼の回転方向と同一方向の予旋回
を与える形状としていた。このようにパイプの形状を選
定し、流入空気に予旋回を与えることにより、コンプレ
ッサの有効作動範囲が拡大する。In the conventional compressor inflow device, a pipe is connected to the air inlet of the compressor of the exhaust turbine supercharger as described in Japanese Utility Model Laid-Open No. 60-190942. The shape was such that a pre-turn in the same direction as the direction was given. In this way, by selecting the shape of the pipe and giving the pre-swirl to the incoming air, the effective operating range of the compressor is expanded.
従来の装置は、このように流入空気に予旋回を与えるこ
とによりコンプレッサの有効作動範囲を拡大することに
はある程度有効である。しかしながら、コンプレッサの
流入空気により生じる騒音を低減することについては何
ら配慮がされておらず、運転時に比較的大きな騒音を生
ずるという問題があった。Conventional devices are thus somewhat effective in extending the effective operating range of the compressor by imparting a pre-swirl to the incoming air. However, no consideration has been given to reducing the noise generated by the inflow air of the compressor, and there is a problem that a relatively large noise is generated during operation.
一方、自動車用排気タービン過給機においては、運転時
の静粛性の観点から、排気タービン過給機の騒音を低減
することが強く望まれていた。On the other hand, in an automobile exhaust turbine supercharger, it has been strongly desired to reduce the noise of the exhaust turbine supercharger from the viewpoint of quietness during operation.
本発明の目的は、コンプレッサの騒音の発生を低減する
ことのできるコンプレッサ流入装置を提供することであ
る。An object of the present invention is to provide a compressor inflow device that can reduce the generation of compressor noise.
本発明者は、コンプレッサの流入空気による騒音の発生
のメカニズムを解明すべく、種々実験を重ねた結果、コ
ンプレッサ翼への流入空気の相対流入角度がコンプレッ
サ翼の羽根入口角度と異なると、流入空気流中に乱流が
生じ、これが騒音の原因になっていることを見出した。The present inventor has conducted various experiments in order to elucidate the mechanism of generation of noise due to inflow air of the compressor. It was found that turbulence was generated in the flow, which was the cause of noise.
即ち、コンプレッサ翼の羽根入口角度は半径方向に一定
ではなく、所定の分布を示す。一方、このコンプレッサ
翼への流入空気の相対流入角度も半径方向に所定の分布
を示す。そこでこの羽根入口角度の半径方向分布と流入
空気の相対流入角度の半径方向分布を比較すると、騒音
発生時は、半径方向全域で後者の相対流入角度の方が前
者の羽根入口角度より大きくなっており、特に半径が小
さくなる羽根の根元の方でその差は大きくなっていた。
さらに両者の差は、コンプレッサ翼の回転数等の運転状
態によっても変動し、回転数が小さいときには大きく、
回転数が大きくなるにしたがって小さくなることが判明
した。That is, the blade inlet angle of the compressor blade is not constant in the radial direction but exhibits a predetermined distribution. On the other hand, the relative inflow angle of the inflow air to the compressor blade also shows a predetermined distribution in the radial direction. Therefore, comparing the radial distribution of the blade inlet angle with the radial distribution of the relative inflow angle of the inflowing air, when the noise occurs, the latter relative inlet angle is larger than the former blade inlet angle in the entire radial direction. In particular, the difference was larger at the root of the blade with a smaller radius.
Furthermore, the difference between the two also fluctuates depending on the operating conditions such as the rotational speed of the compressor blade, and is large when the rotational speed is low,
It turned out that it decreases as the rotation speed increases.
本発明はこのような知見に基づきなされたものであっ
て、上記目的を達成すべく、空気入口、コンプレッサの
空気入口につながる空気出口、及びこの空気入口と空気
出口の間に位置し、スクロール室を部分的に画定する所
定の形状をした第１のスクロール壁面を有するケーシン
グと、このケーシング内に軸線方向に設けられたガイド
と、前記ケーシング内においてこのガイド上に移動可能
に支持され、前記ケーシングの第１のスクロール壁面と
ともに前記クロール室を画定する所定の形状をした第２
のスクロール壁面を有する可動部材と、この可動部材に
接続され、コンプレッサの運転状態に応じてこの可動部
材を軸線方向に移動して前記スクロール室の流路断面積
を制御する駆動手段とからなり、前記第１及び第２のス
クロール壁面の所定の形状は、前記スクロール室を流れ
る流入空気に予旋回が与えられ、コンプレッサ翼の半径
方向位置に対する流入空気の相対流入角度の分布がコン
プレッサ翼の羽根入口角度の分布に変化率において近似
するように定められ、前記駆動手段は、コンプレッサの
運転状態に応じて前記流入空気の相対流入角度の分布の
レベルを変更し、その分布を前記羽根入口角度の分布に
レベルにおいても近づけるように、前記スクロール室の
流路断面積を制御することを特徴とするコンプレッサ流
入装置を提供する。The present invention has been made based on such knowledge, and in order to achieve the above object, an air inlet, an air outlet connected to an air inlet of a compressor, and a scroll chamber located between the air inlet and the air outlet. A casing having a first scroll wall surface having a predetermined shape that partially demarcates, a guide axially provided in the casing, and movably supported on the guide in the casing, The second scroll having a predetermined shape that defines the crawl chamber together with the first scroll wall surface of
A movable member having a scroll wall surface of, and a drive means connected to the movable member, for moving the movable member in the axial direction according to the operating state of the compressor to control the flow passage cross-sectional area of the scroll chamber, The predetermined shapes of the first and second scroll wall surfaces are such that the inflow air flowing in the scroll chamber is pre-swirled, and the distribution of the relative inflow angle of the inflow air with respect to the radial position of the compressor blade is the blade inlet of the compressor blade. It is determined so as to approximate the distribution of angles in terms of the rate of change, and the drive means changes the level of the distribution of the relative inflow angles of the inflow air according to the operating state of the compressor, and the distribution is the distribution of the blade inlet angles. To provide a compressor inflow device characterized by controlling a flow passage cross-sectional area of the scroll chamber so as to be close to the level.
第１及び第２のスクロール壁面の所定の形状は、スクロ
ール室を流れる流入空気に予旋回が与えられ、コンプレ
ッサ翼の半径方向位置に対する流入空気の相対流入角度
の分布がコンプレッサ翼の羽根入口角度の分布に変化率
において近似するように定められる。また駆動手段は、
コンプレッサの運転状態に応じて流入空気の相対流入角
度の分布のレベルを変更し、その分布を羽根入口角度の
分布にレベルにおいても近ずけるように、前記スクロー
ル室の流路断面積を制御するように構成される。第１及
び第２のスクロール壁面の所定の形状を上記のように定
めることにより、流入空気の相対流入角度分布が羽根入
口角度分布に変化率において一致するように制御され
る。また駆動手段を上記のように構成することにより、
コンプレッサ翼の回転数等の運転状態に応じて、両分布
の差が最少となるよう制御される。これによりコンプレ
ッサの運転状態の所要範囲にわたってかつコンプレッサ
翼の半径方向全域にわたって流入空気の相対流入角度が
羽根入口角度にほぼ等しくなり、コンプレッサ流入空気
による騒音が低減する。The predetermined shapes of the first and second scroll wall surfaces are such that the inflow air flowing in the scroll chamber is pre-swirled, and the distribution of the relative inflow angle of the inflow air with respect to the radial position of the compressor blade is the blade inlet angle of the compressor blade. The distribution is defined to approximate the rate of change. Further, the driving means is
The level of the distribution of the relative inflow angle of the inflowing air is changed according to the operating state of the compressor, and the flow passage cross-sectional area of the scroll chamber is controlled so that the distribution approaches the distribution of the blade inlet angle even at the level. Is configured as follows. By setting the predetermined shapes of the first and second scroll wall surfaces as described above, the relative inflow angle distribution of the inflow air is controlled so as to match the blade inlet angle distribution at the rate of change. Further, by configuring the drive means as described above,
The difference between the two distributions is controlled to be the minimum according to the operating conditions such as the rotation speed of the compressor blades. As a result, the relative inflow angle of the inflow air becomes substantially equal to the blade inlet angle over the required range of the operating state of the compressor and over the entire area of the compressor blade in the radial direction, and the noise due to the compressor inflow air is reduced.
以下本発明の実施例を第１図乃至第13図により説明す
る。An embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS.
第１図において、符号１は本発明のコンプレッサ流入装
置であり、排気タービン過給機２に装着された状態で示
されている。まず排気タービン過給機２の全体構成を簡
単に説明する。In FIG. 1, reference numeral 1 is a compressor inflow device of the present invention, and is shown mounted on an exhaust turbine supercharger 2. First, the overall configuration of the exhaust turbine supercharger 2 will be briefly described.
排気タービン過給機２は、タービン３とコンプレッサ４
が同一軸線上に配置され、それぞれタービン翼５とコン
プレッサ翼６とが回転軸７により連結され、回転軸７は
軸受ケーシング８に回転自在に支持されている。The exhaust turbine supercharger 2 includes a turbine 3 and a compressor 4
Are arranged on the same axis, the turbine blade 5 and the compressor blade 6 are connected by a rotating shaft 7, and the rotating shaft 7 is rotatably supported by a bearing casing 8.
タービン３において、タービンケーシング９はヒートシ
ュラウド10を介して軸受ケーシング８に固定され、コン
プレッサ４において、コンプレッサケーシング11はバッ
クプレート12を介して軸受ケーシング８に固定されてい
る。In the turbine 3, the turbine casing 9 is fixed to the bearing casing 8 via the heat shroud 10, and in the compressor 4, the compressor casing 11 is fixed to the bearing casing 8 via the back plate 12.
本発明のコンプレッサ流入装置１は、コンプレッサ４の
空気入口13を内部に形成する、コンプレッサケーシング
11のフランジ14に取り付けられる。The compressor inflow device 1 of the present invention comprises a compressor casing in which an air inlet 13 of a compressor 4 is formed.
It is attached to the flange 14 of 11.
コンプレッサ流入装置１は、さらに第２図及び第３図を
参照してよく分かるように、空気入口21、コンプレッサ
２の空気入口につながる空気出口22、及びこの空気入口
21と空気出口22の間に位置し、スクロール室23を部分的
に画定する所定の形状をした第１のスクロール壁面24を
有するケーシング25を備え、その反空気出口22側の端部
はカバー26により閉じられている。ケーシング25内に
は、そのほぼ中央の軸線方向に、回転軸７と同軸的なガ
イド27が配置されている。ガイド27のコンプレッサ４側
の端部はコンプレッサ翼６の先端に近接して位置し、反
コンプレッサ側の端部は、カバー26に固設されている。The compressor inlet device 1 comprises an air inlet 21, an air outlet 22 leading to the air inlet of the compressor 2, and this air inlet, as will be better understood with reference to FIGS. 2 and 3.
A casing 25 having a first scroll wall surface 24 positioned between the air outlet 22 and the air outlet 22 and having a predetermined shape to partially define the scroll chamber 23 is provided, and an end portion on the side opposite to the air outlet 22 is covered with a cover 26. Closed by. In the casing 25, a guide 27 coaxial with the rotary shaft 7 is arranged in the axial direction of the center thereof. The end of the guide 27 on the compressor 4 side is located close to the tip of the compressor blade 6, and the end on the side opposite to the compressor is fixed to the cover 26.
またケーシング25内において、ガイド27上には可動部材
28が移動可能に支持されている。可動部材28は、ケーシ
ング25の第１のスクロール壁面24とともに前記スクロー
ル室23を画定する所定の形状をした第２のスクロール壁
面29を有している。In the casing 25, a movable member is placed on the guide 27.
28 are movably supported. The movable member 28 has a first scroll wall surface 24 of the casing 25 and a second scroll wall surface 29 having a predetermined shape that defines the scroll chamber 23.
この可動部材28には、コンプレッサ４の運転状態に応じ
て可動部材28を軸線方向に移動してスクロール室23の流
路断面積を制御する駆動装置30が接続されている。A drive device 30 is connected to the movable member 28 to move the movable member 28 in the axial direction according to the operating state of the compressor 4 to control the flow passage cross-sectional area of the scroll chamber 23.
次に本発明のコンプレッサ流入装置１の動作原理を第４
図乃至第10を参照して説明する。Next, the operation principle of the compressor inflow device 1 of the present invention will be described in the fourth
This will be described with reference to FIGS.
まずコンプレッサ翼６の幾何学的形状及び動作と流入空
気の挙動との関係を考察する。コンプレッサ翼６は第４
図に示すような外観形状をしており、中心軸線40を中心
に矢印41の方向に回転する。コンプレッサ翼６の複数枚
の羽根のうちの任意の羽根42に着目し、その入口端縁43
と中心軸線40とを含む平面を面44とする。また羽根42の
入口端縁43が規定する直線を直線45とし、この直線45上
に、中心軸線40と直線45との交点を原点とするＲ軸を考
える。First, the relationship between the geometry and operation of the compressor blade 6 and the behavior of the inflowing air will be considered. The compressor blade 6 is the fourth
The external shape is as shown in the figure, and it rotates about the central axis 40 in the direction of arrow 41. Focusing on an arbitrary blade 42 of the plurality of blades of the compressor blade 6, the inlet edge 43
A plane including the center axis 40 and the center axis 40 is referred to as a surface 44. A straight line defined by the inlet end edge 43 of the blade 42 is defined as a straight line 45, and an R axis having the origin at the intersection of the central axis 40 and the straight line 45 is considered on this straight line 45.
このＲ軸の任意の位置において、面44に垂直でかつ中心
軸線40に平行な面で羽根42を切断した断面で見た、羽根
の運動と流入空気の挙動の関係を示すと第５図のようで
ある。ここで、羽根42と面44のなす角度をβbldとし、
羽根入口端縁43の周速ベクトルをＵとし、流入空気の絶
対速度ベクトルをVabsとし、このVabsと面44とのなす角
度をβabsとし、コンプレッサ翼６への流入空気の相対
速度ベクトルVrelとし、このVrelと面44とのなす角度を
βrelとする。羽根角度βbldが本明細書において「羽根
入口角度」と称されているものに該当し、相対角度βre
lが本明細書において「流入空気の相対流入角度」と称
されているものに該当する。FIG. 5 shows the relationship between the movement of the blade and the behavior of the inflowing air, as seen in a cross section of the blade 42 cut along a plane perpendicular to the plane 44 and parallel to the central axis 40 at an arbitrary position of the R axis. It seems Here, the angle formed by the blade 42 and the surface 44 is βbld,
Let U be the peripheral velocity vector of the blade inlet edge 43, Vabs be the absolute velocity vector of the inflowing air, βabs be the angle between this Vabs and the surface 44, and the relative velocity vector Vrel of the inflowing air to the compressor blade 6, The angle formed by this Vrel and the surface 44 is βrel. The blade angle βbld corresponds to what is referred to herein as the “blade inlet angle,” and the relative angle βre
l corresponds to what is referred to herein as the “relative inflow angle of inflow air”.
本発明のコンプレッサ流入装置を備えていない従来の排
気タービン過給機においては、機関速度を増速したとき
の音圧のピークオールド分析結果を示すと、第６図のよ
うになる。即ち周波数f1付近から音圧Spが大きくなり、
周波数f2を含む周波数域frにおいて特異な音が発生し、
周波数がf3付近まで達すると、音圧が再び減少する。こ
こで周波数ｆは、コンプレッサ回転数をｎとすると、ｆ
＝n/60である。FIG. 6 shows a peak old analysis result of the sound pressure when the engine speed is increased in the conventional exhaust turbine supercharger which is not provided with the compressor inflow device of the present invention. That is, the sound pressure Sp increases from around the frequency f1,
A peculiar sound is generated in the frequency range fr including the frequency f2,
When the frequency reaches around f3, the sound pressure decreases again. Here, the frequency f is f, where n is the compressor speed.
= N / 60.
このような従来装置において、周波数f1,f2,f3に対応す
る回転数n1,n2,n3の各々につき、第４図のＲ軸、即ちコ
ンプレッサ翼の半径方向位置に対する流入空気の絶対速
度ベクトルVabsの大きさ（以下単に絶対速度という）、
相対速度ベクトルVrelの大きさ（以下単に相対速度とい
う）、相対流入角度βrelを測定した結果を第７図に示
す。なお図中比較のため羽根入口角度βbldは点線で示
す。In such a conventional device, for each of the rotational speeds n1, n2, n3 corresponding to the frequencies f1, f2, f3, the absolute velocity vector Vabs of the inflow air with respect to the R axis of FIG. Size (hereinafter simply referred to as absolute speed),
FIG. 7 shows the result of measuring the magnitude of the relative velocity vector Vrel (hereinafter referred to simply as the relative velocity) and the relative inflow angle βrel. For comparison, the blade inlet angle βbld is shown by the dotted line.
第７図より次のことが分かる。即ち、羽根入口角度βbl
dは、半径方向位置の値が大きくなるなるに従い、即ち
羽根の先端に行くに従い大きくなる。相対流入角度βre
lは、音圧Spは低減するｎ＝n3のとき、半径方向位置の
値が小さな領域、即ち羽根の根元の側ではβrel＞βbld
となる。特に音圧Spが大きくなるとき、即ちｎ＝n2のと
き、羽根の先端側でもβrelはβbldに一致しなくなる。
さらにｎを小さくし、ｎ＝n1とすると、流入空気の相対
速度Vrelが小さくなっている。また全般的に、βrelと
βbldの差は、半径方向位置の値が小さいほど、即ち羽
根の根元に行くほど大きい。The following can be seen from FIG. That is, the blade entrance angle βbl
d increases as the value of the radial position increases, that is, toward the tip of the blade. Relative inflow angle βre
l is the sound pressure Sp is reduced. When n = n3, βrel> βbld in the region where the radial position value is small, that is, at the root side of the blade.
Becomes In particular, when the sound pressure Sp increases, that is, when n = n2, βrel does not match βbld even on the tip side of the blade.
When n is further reduced to n = n1, the relative velocity Vrel of the inflowing air is reduced. Further, generally, the difference between βrel and βbld is larger as the value of the radial position is smaller, that is, as it goes to the root of the blade.
以上より、第６図に示される特異な音の発生メカニズム
は下記にあるものと推測できる。From the above, it can be inferred that the peculiar sound generation mechanism shown in FIG. 6 is as follows.
即ち、回転数ｎが小さいｎ＝n1の領域では、流入空気の
相対速度Vrelが小さいので、音も小さい。ｎが増加した
ｎ＝n2の領域では、相対流入角度βrelが羽根入口角度
βbldに一致しない状態でVrelが増加し、翼の後方が乱
流状態となり、音が大きくなる。さらにｎが増加したｎ
＝n3では、Vrelは増加するが、βrelがβbldに一致する
ため乱流がおさまり、音が低下する。しかして、騒音の
発生は、流入空気の相対流入角度と羽根入口角度とが異
なることに基づく翼後方の乱流であり、両角度をコンプ
レッサ翼の半径方向位置の全域にわたってかつn1からn3
回転数範囲にわたって一致させれば、翼後方の乱流の発
生が防止でき、騒音を低減することができる。本発明の
コンプレッサ流入装置１はこのような知見に基づき作ら
れたものである。That is, in the region of n = n1 where the rotation speed n is small, the relative velocity Vrel of the inflowing air is small, so the sound is also small. In the region of n = n2 in which n is increased, Vrel is increased in a state where the relative inflow angle βrel does not match the blade inlet angle βbld, and the rear of the blade is in a turbulent state and the sound is loud. N increased further
= N3, Vrel increases, but βrel coincides with βbld, so turbulence subsides and sound decreases. Therefore, the noise generation is a turbulent flow behind the blade due to the difference between the relative inflow angle of the inflowing air and the blade inlet angle, and both angles are distributed over the entire radial position of the compressor blade and from n1 to n3.
If they are matched over the rotation speed range, turbulent flow behind the blades can be prevented and noise can be reduced. The compressor inflow device 1 of the present invention is made based on such knowledge.
即ち、第８図を参照して、コンプレッサ翼６の半径方向
位置Ｒに対する流入空気の相対流入角度βrelの分布50
とコンプレッサ翼６の羽根入口角度βbldの分布との差
は、Ｒの値が小さくなるに従い大きくなっているため、
スクロール室23を流れる流入空気に予旋回が与えられ、
流入空気の相対流入角度βrelの分布50がコンプレッサ
翼６の羽根入口角度βbldの分布に変化率において近似
する分布51となるように、第１及び第２のスクロール壁
面24,29の所定の形状を決定する。これにより相対流入
角度βrelの分布51と羽根入口角度βbldの分布との差が
半径方向位置Ｒの全範囲にわたって概ね同程度となる。
なおこのストローク壁面24,29の形状の設計は、実際に
は、羽根入口角度βbldの分布に変化率において近似す
る分布51をコンプレッサ翼の周方向のどの位置でも実現
できるように、半径方向位置Ｒに対する流路断面積分布
に加えて、周方向の流路断面積分布をも調整して決めら
れる。That is, referring to FIG. 8, the distribution 50 of the relative inflow angle βrel of inflow air with respect to the radial position R of the compressor blade 6 is shown.
And the distribution of the blade inlet angle βbld of the compressor blade 6 increases as the value of R decreases,
Pre-swirl is given to the inflowing air flowing through the scroll chamber 23,
The predetermined shapes of the first and second scroll wall surfaces 24, 29 are set so that the distribution 50 of the relative inflow angle βrel of the inflow air becomes the distribution 51 which is approximate to the distribution of the blade inlet angle βbld of the compressor blade 6 in the change rate. decide. As a result, the difference between the distribution 51 of the relative inflow angle βrel and the distribution of the blade inlet angle βbld becomes substantially the same over the entire range of the radial position R.
Note that the design of the shapes of the stroke wall surfaces 24, 29 is actually designed so that the radial position R can be realized so that the distribution 51, which is similar to the distribution of the blade inlet angle βbld in the rate of change, can be realized at any position in the circumferential direction of the compressor blade. In addition to the flow channel cross-sectional area distribution for, the circumferential flow channel cross-sectional area distribution is also adjusted and determined.
次に少なくともn1からn3の回転数に対応する運転範囲に
おいて相対流入角度βrelの分布51と羽根入口角度βbld
の分布との差を最少にすべく、コンプレッサの運転状
態、例えば回転数に応じて、可動部材の移動によりスク
ロール室23の流路断面積を変更し、コンプレッサ翼６へ
の流入空気の相対流入角度をβrelの分布のレベルを変
更して羽根入口角度βbldの分布に近ずくように、駆動
装置30を制御する。これにより羽根入口角度βbldの分
布にほぼ一致する相対流入角度の分布52を得る。Next, the distribution 51 of the relative inflow angle βrel and the blade inlet angle βbld in the operating range corresponding to at least the rotational speeds of n1 to n3.
In order to minimize the difference with the distribution, the flow passage cross-sectional area of the scroll chamber 23 is changed by the movement of the movable member according to the operating state of the compressor, for example, the number of revolutions, and the relative inflow of the inflowing air into the compressor blades 6 is performed. The drive device 30 is controlled so that the angle changes the distribution level of βrel to approach the distribution of the blade entrance angle βbld. As a result, a distribution 52 of relative inflow angles that substantially matches the distribution of the blade inlet angle βbld is obtained.
従って、この実施例のコンプレッサ流入装置１によれ
ば、第１及び第２のスクロール壁面24,29の所定の形状
を上記のように定めることにより、分布50から51のよう
に、流入空気の相対流入角度分布が羽根入口角度分布に
変化率において一致するように制御される。また駆動手
段を上記のように構成することにより、分布51から52の
ように、コンプレッサ翼６の回転数等の運転状態に応じ
て、両分布の差が最小となるよう制御される。これによ
りコンプレッサ４の運転状態の所要囲にわたってかつコ
ンプレッサ翼６の半径方向全域にわたって流入空気の相
対流入角度βrelが羽根入口角度βbldにほぼ等しくな
り、コンプレッサ流入空気による騒音が低減することが
できる。Therefore, according to the compressor inflow device 1 of this embodiment, by setting the predetermined shapes of the first and second scroll wall surfaces 24, 29 as described above, the relative distribution of the inflow air can be obtained as shown in the distributions 50 to 51. The inlet angle distribution is controlled so as to match the blade inlet angle distribution at the rate of change. Further, by configuring the drive means as described above, the distributions 51 to 52 are controlled so that the difference between the distributions is minimized in accordance with the operating conditions such as the rotation speed of the compressor blades 6. As a result, the relative inflow angle βrel of the inflow air becomes substantially equal to the blade inlet angle βbld over the required range of the operating state of the compressor 4 and over the entire region of the compressor blade 6 in the radial direction, and the noise due to the compressor inflow air can be reduced.
第９図は、本発明のコンプレッサ流入装置を装着した排
気タービン過給機において、前述した回転数n1,n2,n3に
おける流入空気の相対流入角度βrelを測定した結果で
あり、第10図は、同派機タービン過給機における、第６
図と同様な音圧ピークホールド分析結果である。これら
の図より、βrelがβbldにほぼ一致しており、また従来
装置にあった周波数f1〜f3間の特異な音が発生していな
いことが分かる。FIG. 9 is a result of measuring the relative inflow angle βrel of inflow air at the rotational speeds n1, n2, n3 described above in the exhaust turbine supercharger equipped with the compressor inflow device of the present invention, and FIG. 6th in the same class turbine supercharger
It is the sound pressure peak hold analysis result similar to the figure. From these figures, it can be seen that βrel almost coincides with βbld and that no peculiar sound between frequencies f1 to f3, which was in the conventional device, is generated.
なお以上の実施例において、駆動装置30は、具体的に
は、ダイヤフラム等を利用した機械式アクチュエータ、
ステッピングモータ等を利用した電気式アクチュエー
タ、リニア電磁アクチュエータ等の電磁式アクチュエー
タなどにより構成することができる。In the above embodiments, the drive device 30 is specifically a mechanical actuator using a diaphragm or the like,
It can be configured by an electric actuator using a stepping motor or the like, an electromagnetic actuator such as a linear electromagnetic actuator, or the like.
次に駆動装置30の制御を行う制御システムの具体的な構
成を第11図乃至13図を参照して説明する。図中、第１図
乃至第３図に示した部材と同じ部材には同じ符号を付し
てある。Next, a specific configuration of a control system that controls the drive device 30 will be described with reference to FIGS. 11 to 13. In the figure, the same members as those shown in FIGS. 1 to 3 are designated by the same reference numerals.
第11図において符号60は排気タービン過給機２が搭載さ
れる機関であり、排気タービン過給機２のタービン３は
機関60の排気管にライン61により接続され、コンプレッ
サ１は機関60の吸気マニホールドにライン62により接続
されている。In FIG. 11, reference numeral 60 is an engine in which the exhaust turbine supercharger 2 is mounted, the turbine 3 of the exhaust turbine supercharger 2 is connected to the exhaust pipe of the engine 60 by a line 61, and the compressor 1 is the intake air of the engine 60. It is connected to the manifold by a line 62.
この実施例システムは、概略的に言えば、コンプレッサ
翼６の回転数ｎとコンプレッサ１の吸入空気量Gaを検出
し、それらの値から、前述した流入空気量の相対流入角
度βrelの分布51（第８図参照）と羽根入口角度βbldの
分布の差を最少とするスクロール室23の流路断面積を与
えるに最適な、可動部材28の移動量即ちストロークＳを
決定するものである。ここでストロークＳの算出のため
回転数ｎに加えてコンプレッサ１の吸入空気量Gaを導入
したのは、前述した流入空気の相対流入角度βrelが実
際にはこの吸入空気量Gaによっても変動するからであ
る。Generally speaking, the system of this embodiment detects the rotational speed n of the compressor blade 6 and the intake air amount Ga of the compressor 1, and based on these values, the distribution 51 (of the relative inflow angle βrel of the inflow air amount described above. (See FIG. 8) and the distribution of the blade inlet angle βbld is minimized to determine the optimum amount of movement of the movable member 28, that is, the stroke S, for providing the flow passage cross-sectional area of the scroll chamber 23. Here, in order to calculate the stroke S, the intake air amount Ga of the compressor 1 is introduced in addition to the rotational speed n, because the above-mentioned relative inflow angle βrel of inflow air actually varies depending on this intake air amount Ga. Is.
このためにこの制御システムは、コンプレッサ翼６の回
転数ｎを検出する回転数検出器63と、コンプレッサ１の
吸入空気量Gaを検出する流量検出器64とを有し、これら
検出器の出力信号をコンピュータコントロールユニット
65に入力し、ここで上記ストロークＳを演算し、それに
対応した信号を駆動装置30としてのリニア電磁アクチュ
エータに出力するようになっている。For this purpose, this control system has a rotation speed detector 63 for detecting the rotation speed n of the compressor blade 6 and a flow rate detector 64 for detecting the intake air amount Ga of the compressor 1, and the output signals of these detectors are provided. Computer control unit
The stroke S is input to the input terminal 65, and a signal corresponding to the calculated stroke S is output to a linear electromagnetic actuator as the drive device 30.
回転数検出器63は、コンプレッサ翼６のロックナットを
磁気化したマグネットナット66と、ケーシング25の外周
に取り付けられたコイル67とからなっている。コンプレ
ッサ翼６が回転すると、マグネットナット66も回転して
周囲の磁界が変化する。その磁界の変化によりコイル67
に起電力が生じる。この起電力は、時間に対して周期的
に変化する脈動波形であり、コンプレッサ翼６が定常回
転運動しているときは、コンプレッサ翼１回転毎に１つ
の正弦波形の起電力が生じる。コントロールユニット65
は、単位時間当りのこの正弦波形の数を数えることによ
りコンプレッサ翼６の回転数を求める。The rotation speed detector 63 includes a magnet nut 66 that magnetizes the lock nut of the compressor blade 6, and a coil 67 that is attached to the outer periphery of the casing 25. When the compressor blade 6 rotates, the magnet nut 66 also rotates and the surrounding magnetic field changes. Coil 67 due to the change in its magnetic field
Electromotive force is generated. This electromotive force is a pulsating waveform that periodically changes with time, and when the compressor blade 6 is in a steady rotational motion, one electromotive force having a sinusoidal waveform is generated for each rotation of the compressor blade. Control unit 65
Calculates the number of revolutions of the compressor blade 6 by counting the number of this sine waveform per unit time.
流量検出器64は、コンプレッサ１の吸入空気量と吐出し
空気量とは同じなのでライン62に接続されている。流量
検出器64としては、熱線流量計や層流流量計などを用い
ることができる。The flow rate detector 64 is connected to the line 62 because the intake air amount and the discharge air amount of the compressor 1 are the same. As the flow rate detector 64, a heat ray flow meter, a laminar flow meter, or the like can be used.
コントロールユニット65には、第12図に示すような、コ
ンプレッサ翼６の回転数ｎと吸入空気量Gaに対する最適
ストロークＳの値がマップの形で記憶されている。第12
図において、面68が流入空気量の相対流入角度βrelの
分布51と羽根入口角度βbldの分布の差を最少にする可
動部材28のストロークＳである。In the control unit 65, as shown in FIG. 12, the value of the optimum stroke S for the rotational speed n of the compressor blade 6 and the intake air amount Ga is stored in the form of a map. 12th
In the figure, the surface 68 is the stroke S of the movable member 28 that minimizes the difference between the distribution 51 of the relative inflow angle βrel of the inflow air amount and the distribution of the blade inlet angle βbld.
なお第11図においてVcはコントロールユニット65のバッ
テリ電圧である。In FIG. 11, Vc is the battery voltage of the control unit 65.
このような制御システムにより、コンプレッサ翼回転数
ｎと吸入空気量Gaとから最適のストロークＳを求め、駆
動装置により可動部材をそのストロークになるように移
動し、流入空気の相対流入角度をβrelの分布51を羽根
入口角度βbldの分布に一致させることができる。With such a control system, the optimum stroke S is obtained from the compressor blade rotation speed n and the intake air amount Ga, and the movable member is moved by the drive device to reach that stroke, and the relative inflow angle of the inflow air is set to βrel. The distribution 51 can be matched with the distribution of the blade inlet angle βbld.
第13図に制御システムの他の実施例を示す。図中第11図
に示す部材と同じ部材には同じ符号を付してある。FIG. 13 shows another embodiment of the control system. The same members as those shown in FIG. 11 are designated by the same reference numerals.
この制御システムは、コンプレッサ翼６の回転数ｎの代
わりに、その回転数にほぼ対応して変動するコンプレッ
サ１の過給圧Pcを用い、この過給圧Pcと吸入空気量Gaと
を検出し、それらの値から最適のストロークＳを決定す
るものである。This control system uses the supercharging pressure Pc of the compressor 1, which varies substantially corresponding to the rotational speed n, instead of the rotational speed n of the compressor blade 6, and detects the supercharging pressure Pc and the intake air amount Ga. , The optimum stroke S is determined from those values.
即ちコンプレッサ１の出口管路70には過給圧Pcを検出す
るための圧力検出器71が取り付けられ、その出力信号
は、流量検出器64の出力信号と共にコンピュータコント
ロールユニット72に入力される。コントロールユニット
72内には、コントロールユニット65の場合と同様、吸入
空気量Gaと過給圧Pcに対する最適ストロークＳの値がマ
ップの形で記憶されている。That is, a pressure detector 71 for detecting the supercharging pressure Pc is attached to the outlet pipe 70 of the compressor 1, and its output signal is input to the computer control unit 72 together with the output signal of the flow rate detector 64. control unit
As in the case of the control unit 65, the value of the optimum stroke S for the intake air amount Ga and the supercharging pressure Pc is stored in the 72 in the form of a map.
運転中には流量検出器64で検出した吸入空気量Gaの情報
と圧力検出器71で検出した過給圧Pcの情報とが常時、コ
ントロールユニット72に入力され、前記マップより最適
ストロークＳの値が読み出され、それに対応した信号が
リニア電磁アクチュエータ30に出力される。しかして第
11図の実施例と同様、流入空気の相対流入角度をβrel
の分布51を羽根入口角度βbldの分布に一致させること
ができる。During operation, information on the intake air amount Ga detected by the flow rate detector 64 and information on the supercharging pressure Pc detected by the pressure detector 71 are constantly input to the control unit 72, and the optimum stroke S value is obtained from the map. Is read out, and a signal corresponding thereto is output to the linear electromagnetic actuator 30. Then the first
Similar to the embodiment of Fig. 11, the relative inflow angle of the inflow air is set to βrel
The distribution 51 can be matched with the distribution of the blade inlet angle βbld.
以上本発明の実施例を説明したが、これら実施例は本発
明の精神の範囲内で種々変更可能である。例えばコンプ
レッサ流入装置のケーシング25は、図示実施例では、コ
ンプレッサのケーシング11と別々に作り、溶接、圧入な
どにより一体化することを想定した構造であるが、両ケ
ーシングを一体の鋳物で作るなど、一体材料で構成する
こともできる。Although the embodiments of the present invention have been described above, these embodiments can be variously modified within the spirit of the present invention. For example, the casing 25 of the compressor inflow device has a structure in which the casing 25 is made separately from the casing 11 of the compressor in the illustrated embodiment, and is assumed to be integrated by welding, press fitting, etc. It can also be constructed of a unitary material.
以上明らかなように本発明のコンプレッサ流入装置によ
れば、コンプレッサ翼の半径方向全域にわたって流入空
気の相対流入角度を羽根入口角度にほぼ等しくして、コ
ンプレッサ翼後方での乱流の発生を抑制するので、コン
プレッサ流入空気による騒音を低減することができる。
また乱流の発生を抑制する結果、コンプレッサ翼内での
圧力損失をも低減することができ、コンプレッサ性能を
改善することができる。As apparent from the above, according to the compressor inflow device of the present invention, the relative inflow angle of the inflow air is made substantially equal to the blade inlet angle over the entire radial direction of the compressor blade to suppress the occurrence of turbulence behind the compressor blade. Therefore, it is possible to reduce the noise caused by the air flowing into the compressor.
Further, as a result of suppressing the generation of turbulent flow, it is possible to reduce the pressure loss in the compressor blade and improve the compressor performance.
第１図は、本発明の一実施例によるコンプレッサ流入装
置を組み込んだ排気タービン過給機の全体構成を示す断
面図であり、第２図はそのコンプレッサ流入装置だけを
取り出して示す断面図であり、第３図は第２図のIII−I
II線に沿った断面図であり、第４図はコンプレッサ翼の
拡大斜視図であり、第５図はそのコンプレッサ翼の羽根
入口における速度三角形を示す図であり、第６図は、本
発明のコンプレッサ流入装置を取り付けていない排気タ
ービン過給機における周波数に対する音圧を測定した結
果を示す図であり、第７図は、同排気タービン過給機に
おいて、コンプレッサ翼入口の半径方向位置に対する流
流入空気の相対流入角度、絶対速度及び相対速度を、n
1,n2,n3の各回転数について測定した結果を示す図であ
り、第８図は、本発明のコンプレッサ流入装置の原理を
説明するための、コンプレッサ翼入口の半径方向位置に
対する流入空気の相対流入角度と羽根入口角度との関係
を示す図であり、第９図は、本発明のコンプレッサ流入
装置を組み込んだ排気タービン過給機における流入空気
の相対流入角度の測定結果を示す図であり、第10図は同
排気タービン過給機における周波数に対する音圧を測定
した結果を示す図であり、第11図は、本発明のコンプレ
ッサ流入装置の制御システムを示す概略図であり、第12
図は、同システムのコントロールユニットに記憶されて
いる、コンプレッサ翼の回転数ｎと吸入空気量Gaに対す
る最適ストロークの特性図であり、第13図は、同制御シ
ステムの他の例を示す概略図である。 符号の説明 １……コンプレッサ、６……コンプレッサ翼 13……空気入口、21……空気入口 22……空気出口、23……スクロール室 24……第１のスクロール壁面 25……ケーシング、27……ガイド 28……可動部材 29……第２のスクロール壁面 30……駆動装置（駆動手段） βrel……相対流入角度 βbld……羽根入口角度FIG. 1 is a sectional view showing the overall structure of an exhaust turbine supercharger incorporating a compressor inflow device according to an embodiment of the present invention, and FIG. 2 is a sectional view showing only the compressor inflow device. , Fig. 3 is III-I of Fig. 2.
FIG. 4 is a sectional view taken along line II, FIG. 4 is an enlarged perspective view of a compressor blade, FIG. 5 is a view showing a velocity triangle at the blade inlet of the compressor blade, and FIG. FIG. 7 is a diagram showing a result of measuring sound pressure with respect to frequency in an exhaust turbine supercharger to which a compressor inflow device is not attached, and FIG. 7 is a diagram showing inflow inflow with respect to a radial position of a compressor blade inlet in the exhaust turbine supercharger. The relative inflow angle of air, the absolute velocity and the relative velocity are
FIG. 8 is a diagram showing the results of measurement for each rotational speed of 1, n2, n3, and FIG. 8 is a diagram for explaining the principle of the compressor inflow device of the present invention, in which the inflowing air relative to the radial position of the compressor blade inlet It is a figure which shows the relationship between an inflow angle and a blade inlet angle, FIG. 9 is a figure which shows the measurement result of the relative inflow angle of inflow air in the exhaust turbine supercharger which incorporated the compressor inflow apparatus of this invention, FIG. 10 is a diagram showing a result of measuring sound pressure with respect to frequency in the same exhaust turbine supercharger, and FIG. 11 is a schematic diagram showing a control system of a compressor inflow device of the present invention.
FIG. 13 is a characteristic diagram of the optimum stroke with respect to the rotational speed n of the compressor blade and the intake air amount Ga stored in the control unit of the system, and FIG. 13 is a schematic diagram showing another example of the control system. Is. Explanation of code 1 …… Compressor, 6 …… Compressor blade 13 …… Air inlet, 21 …… Air inlet 22 …… Air outlet, 23 …… Scroll chamber 24 …… First scroll wall 25 …… Casing, 27… … Guide 28 …… Movable member 29 …… Second scroll wall 30 …… Drive device (drive means) βrel …… Relative inflow angle βbld …… Blade inlet angle
Claims (2)
がる空気出口、及びこの空気入口と空気出口の間に位置
し、スクロール室を部分的に画定する所定の形状をした
第１のスクロール壁面を有するケーシングと、 このケーシング内に軸線方向に設けられたガイドと、 前記ケーシング内においてこのガイド上に移動可能に支
持され、前記ケーシングの第１のスクロール壁面ととも
に前記スクロール室を画定する所定の形状をした第２の
スクロール壁面を有する可動部材と、 この可動部材に接続され、コンプレッサの運転状態に応
じてこの可動部材を軸線方向に移動して前記スクロール
室の流路断面積を制御する駆動手段とからなり、 前記第１及び第２のスクロール壁面の所定の形状は、前
記スクロール室を流れる流入空気に予旋回が与えられ、
コンプレッサ翼の半径方向位置に対する流入空気の相対
流入角度の分布がコンプレッサ翼の羽根入口角度の分布
に変化率において近似するように定められ、 前記駆動手段は、コンプレッサの運転状態に応じて前記
流入空気の相対流入角度の分布レベルを変更し、その分
布を前記羽根入口角度の分布にレベルにおいても近づけ
るように、前記スクロール室の流路断面積を制御するこ
とを特徴とするコンプレッサ流入装置。1. An air inlet, an air outlet connected to an air inlet of a compressor, and a first scroll wall surface having a predetermined shape, which is located between the air inlet and the air outlet and partially defines a scroll chamber. A casing, a guide provided in the casing in an axial direction, a movably supported on the guide in the casing, and having a predetermined shape that defines the scroll chamber together with the first scroll wall surface of the casing. A movable member having a second scroll wall surface; and a drive unit connected to the movable member and configured to move the movable member in the axial direction according to the operating state of the compressor to control the flow passage cross-sectional area of the scroll chamber. The predetermined shapes of the first and second scroll wall surfaces are such that the pre-swirl is given to the inflowing air flowing through the scroll chamber. And
The distribution of the relative inflow angle of the inflowing air with respect to the radial position of the compressor blade is determined so as to approximate the distribution of the blade inlet angle of the compressor blade in the rate of change, and the drive means is configured to change the inflowing air according to the operating state of the compressor. The flow rate cross-sectional area of the scroll chamber is controlled so that the distribution level of the relative inflow angle of the scroll chamber is changed and the distribution is brought closer to the distribution of the blade inlet angle.
ングと一体材料で作られていることを特徴とする特許請
求の範囲第１項記載のコンプレッサ流入装置。2. The compressor inflow device according to claim 1, wherein the casing is made of an integral material with the casing of the compressor.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62186963A JPH0759959B2 (en) | 1987-07-27 | 1987-07-27 | Compressor inflow device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62186963A JPH0759959B2 (en) | 1987-07-27 | 1987-07-27 | Compressor inflow device |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6432098A JPS6432098A (en) | 1989-02-02 |
| JPH0759959B2 true JPH0759959B2 (en) | 1995-06-28 |
Family
ID=16197790
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP62186963A Expired - Lifetime JPH0759959B2 (en) | 1987-07-27 | 1987-07-27 | Compressor inflow device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0759959B2 (en) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP4832754B2 (en) * | 2004-12-06 | 2011-12-07 | トヨタ自動車株式会社 | Internal combustion engine turbocharger |
| JP6651404B2 (en) * | 2016-04-19 | 2020-02-19 | 本田技研工業株式会社 | Turbo machinery |
Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6137479A (en) * | 1984-07-31 | 1986-02-22 | Canon Inc | Optical recording element |
-
1987
- 1987-07-27 JP JP62186963A patent/JPH0759959B2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS6432098A (en) | 1989-02-02 |
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