WO2017109949A1 - 遠心圧縮機及びターボチャージャ - Google Patents

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centrifugal compressor
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健一郎 岩切
勲 冨田
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三菱重工業株式会社
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Definitions

  • This disclosure relates to a centrifugal compressor and a turbocharger.
  • Centrifugal compressors used in compressors for vehicular or marine turbochargers, etc. give kinetic energy to the fluid by the rotation of the impeller, discharge the fluid radially outward, and obtain a pressure increase using centrifugal force. is there.
  • Such a centrifugal compressor is required to have a high pressure ratio and high efficiency in a wide operating range, and various devices are applied.
  • Patent Document 1 discloses a centrifugal compressor for the purpose of reducing the occurrence of pressure pulsation.
  • the centrifugal compressor described in Patent Document 1 includes a spiral housing and a diffuser, and the transition region or tongue is reduced so as to reduce the negative pressure region in the transition region of the spiral housing or the region where the tongue is located.
  • the radius of the diffuser in the region where the part is located is expanded.
  • FIG. 10 is a schematic cross-sectional view perpendicular to the rotation axis of the centrifugal compressor according to the comparative embodiment.
  • the diffuser portion 010 has a circular shape when viewed in the axial direction, and the distance R between the outer peripheral edge 010E of the diffuser portion 010 and the rotation center O of the impeller does not depend on the circumferential position. It is constant.
  • the flow in the scroll flow path 004 becomes a decelerating flow from the winding start 004a to the winding end 004b of the scroll flow path, and the pressure at the start of winding is lower than the pressure at the end of winding. .
  • a recirculation flow fc from the winding end to the winding start is generated at the angular position of the tongue portion 012.
  • Such a recirculation flow is one of the main causes of high loss because separation occurs as a result of the main flow being rapidly drawn into the flow path connection.
  • the flow fd from the diffuser outlet 08a forms a swirling flow along the flow path wall of the scroll flow path 004.
  • the flow from the diffuser outlet is biased to the outer peripheral side region Do in the flow path cross-section of the scroll flow path (FIGS. 11 and FIG. 11).
  • Patent Document 1 discloses a configuration of a centrifugal compressor for the purpose of reducing the occurrence of pressure pulsation. However, a configuration of a centrifugal compressor for suppressing a recirculation flow in the vicinity of a tongue is disclosed. Not.
  • the present invention has been made in view of the above-described problems, and is to provide a centrifugal compressor capable of improving compressor performance by reducing a loss associated with a recirculation flow, and a centrifugal compressor including the centrifugal compressor.
  • a centrifugal compressor is a centrifugal compressor including an impeller and a casing that accommodates the impeller, and the casing has a scroll passage on an outer peripheral side of the impeller. And a diffuser part that forms a diffuser flow path that supplies compressed air compressed by the impeller to the scroll flow path, and the diffuser part has an angular range in the circumferential direction of the impeller.
  • the first diffuser part belonging to the first angle range including the angular position of the tongue of the scroll part, and the first angle in the flow direction in the scroll flow path among the angular range in the circumferential direction of the impeller
  • the outer diameter R1 of the first diffuser portion within the first angle range including the angular position of the tongue portion of the scroll flow path is the first downstream of the first angle range. Since the outer diameter R2 of the second diffuser portion within the two angle range is smaller than the outer diameter R2, the cross section of the scroll channel in the first angle range is set to the radial direction of the impeller with respect to the cross section of the scroll channel in the second angle range. It becomes easy to shift inward. For this reason, it is possible to easily guide the diffuser outlet flow from the diffuser flow path to the scroll flow path in the first angle range to a region on the inner peripheral side (radially inner side) in the downstream flow path cross section.
  • scrolling Angle position at which the diffuser outlet flow reaches the inner peripheral area in the cross section of the flow path near the tongue of the flow path (the angle at which the mass flow rate of the diffuser outlet flow in the inner peripheral area reaches a certain level) Position) can be made closer to the angular position of the tongue.
  • the recirculation flow tends to accumulate in the center of the cross section of the scroll flow path, and the center of the scroll cross section in which the low energy fluid is integrated is related to the occurrence of a surge that limits the operating limit on the low air flow side of the compressor. It is known that backflow occurs from In this regard, according to the above-described embodiment, the outer diameter of the first diffuser portion belonging to the first angle range including the angular position of the tongue portion is set to the second diffuser portion belonging to the second angle range downstream of the first angle range. Since the generation of the recirculation flow is suppressed by making it smaller than the outer diameter, the energy distribution in the cross section of the scroll flow path 4 is made uniform, which can contribute to improvement of surge characteristics (wide range). .
  • the scroll portion includes a centroid of a flow path cross section of the scroll flow path and rotation of the impeller within the first angle range.
  • a distance Ra from the center is configured to be smaller than a distance Rb between the centroid of the cross section of the scroll flow path and the rotation center of the impeller within the second angle range.
  • the flow path cross section of the scroll flow path in the first angle range is the flow of the scroll flow path in the second angle range.
  • the diffuser outlet flow from the diffuser flow path to the scroll flow path in the first angle range including the angular position of the tongue portion is changed in the flow path cross section on the downstream side. It can be made easier to guide to the region on the circumferential side (inner side in the radial direction). Thereby, generation
  • an outer diameter R1 of the first diffuser portion at an angular position of the tongue portion in a circumferential direction of the impeller satisfies 0.8R2 ⁇ R1 ⁇ R2.
  • the outer diameter of the diffuser portion when the outer diameter of the diffuser portion is reduced (when the diffuser flow path is shortened), the amount of decrease in the flow rate in the diffuser flow path is reduced, and the fluid flows into the scroll flow path at a relatively large flow rate.
  • the fluid to the scroll flow path by reducing the outer diameter R1 of the first diffuser portion.
  • the efficiency of the centrifugal compressor can be effectively increased by reducing the loss associated with the recirculation flow while suppressing the influence of the increase in the inflow speed.
  • the first angle range is included in an angle range from ⁇ 90 degrees to 90 degrees.
  • the outer diameter R1 of the first diffuser portion 14 is reduced within an angular range ( ⁇ 90 degrees to 90 degrees) near the angular position of the tongue portion 12 in the scroll flow path 4. This makes it easier to guide the diffuser outlet flow from the diffuser flow path to the scroll flow path in the vicinity of the angular position of the tongue to the inner peripheral side (radially inner side) region in the downstream flow path cross section. . Thereby, generation
  • the first angle range is included in an angle range of ⁇ 45 degrees to 45 degrees.
  • the outer diameter R1 of the first diffuser portion 14 is reduced in the angular range ( ⁇ 40 degrees to 45 degrees) near the angular position of the tongue portion 12 in the scroll flow path 4. This makes it easier to guide the diffuser outlet flow from the diffuser flow path to the scroll flow path in the vicinity of the angular position of the tongue to the inner peripheral side (radially inner side) region in the downstream flow path cross section. . Thereby, generation
  • the second angle range is the first angle range in a circumferential direction of the impeller. It is the whole angle range except.
  • the centrifugal compressor described in the above (6) over the entire angular range (the angular range in which the outer diameter of the diffuser portion hardly contributes to the suppression of the recirculation flow) excluding the first angular range in the circumferential direction of the impeller. Since the second diffuser portion having a relatively large outer diameter is provided in preference to pressure recovery, the pressure loss in the scroll channel can be effectively reduced.
  • the first diffuser portion having a relatively small outer diameter R1 is provided in the first angle range including the angular position of the tongue portion (the angle range that can easily contribute to the suppression of the recirculation flow).
  • the efficiency of the centrifugal compressor can be effectively increased by providing the second diffuser portion having a relatively large outer diameter R2 giving priority to pressure recovery in the second angle range that is unlikely to contribute to the suppression of the recirculation flow. .
  • an outer peripheral end of the first diffuser portion is directed outward in a radial direction of the impeller. It has a curved convex shape that is curved to be convex.
  • an outer peripheral edge of the first diffuser portion is directed radially inward of the impeller. It has a curved concave shape that is curved to be concave.
  • an outer diameter R1 of the first diffuser portion within the first angle range is Assuming that the angular position of the tongue is 0 degree, the angle is minimum within an angular range of -15 degrees to 15 degrees.
  • the winding diameter of the scroll passage is started by minimizing the outer diameter R1 of the first diffuser portion at or near the angular position of the tongue portion in the scroll passage. It is possible to effectively suppress the deviation of the diffuser outlet flow to the outer peripheral side region. Thereby, generation
  • a turbocharger includes the centrifugal compressor described in any one of (1) to (9) above.
  • a centrifugal compressor capable of improving compressor performance by reducing a loss caused by a recirculation flow, and a turbocharger including the same are provided.
  • FIG. 2 It is a figure for demonstrating the path
  • an expression indicating that things such as “identical”, “equal”, and “homogeneous” are in an equal state not only represents an exactly equal state, but also has a tolerance or a difference that can provide the same function. It also represents the existing state.
  • expressions representing shapes such as quadrangular shapes and cylindrical shapes represent not only geometrically strict shapes such as quadrangular shapes and cylindrical shapes, but also irregularities and chamfers as long as the same effects can be obtained. A shape including a part or the like is also expressed.
  • the expressions “comprising”, “comprising”, “comprising”, “including”, or “having” one constituent element are not exclusive expressions for excluding the existence of the other constituent elements.
  • FIG. 1 is a schematic cross-sectional view along the axial direction of a centrifugal compressor 100 according to an embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram schematically illustrating an example of a cross section perpendicular to the axial direction of the centrifugal compressor 100 illustrated in FIG. 1.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating a change in the shape of the scroll flow path 4 for each predetermined angle in the circumferential direction of the centrifugal compressor 100 illustrated in FIG. 2.
  • the centrifugal compressor 100 can be applied to, for example, automobile or marine turbochargers, other industrial centrifugal compressors, blowers, and the like.
  • the centrifugal compressor 100 includes an impeller 2 and a casing 3.
  • the casing 3 includes a scroll portion 6 that forms a scroll passage 4 on the outer peripheral side of the impeller 2, a diffuser portion 10 that forms a diffuser passage 8 that supplies compressed air compressed by the impeller 2 to the scroll passage 4, Is provided.
  • the scroll flow path 4 has a circular shape, and the diffuser flow path 8 is formed linearly.
  • the diffuser portion 10 is configured by a pair of flow path walls 10 a and 10 b provided with the diffuser flow path 8 sandwiched in the axial direction of the impeller 2.
  • the scroll portion 6 and the diffuser portion 10 are hatched differently for convenience, but the casing 3 is connected at an arbitrary position regardless of the boundary position between the scroll portion 6 and the diffuser portion 10. It may be composed of a plurality of casing parts.
  • the casing 3 may include a part of a bearing housing that houses a bearing that rotatably supports the impeller 2 in addition to the compressor housing that houses the impeller 2.
  • the scroll channel 4 starts from the channel cross section 4P corresponding to the angular position of the tongue 12 (the connection position between the winding start 4a and the winding end 4b of the scroll channel 4 in the scroll unit 6).
  • the area of the cross section of the flow path increases as it goes downstream in the circumferential direction.
  • the diffuser unit 10 includes a first diffuser unit 14 that belongs to a first angle range A ⁇ b> 1 that includes the angular position of the tongue 12 of the scroll unit 6 among the angular range in the circumferential direction of the impeller 2.
  • a second diffuser portion 16 having an outer diameter R2 of the two diffuser portion 16 defined along a reference circle C centered on the rotation center O of the impeller 2.
  • the outer diameter R1 of the first diffuser portion 14 in the first angle range A1 is smaller than the outer diameter R2 of the second diffuser portion 16 in the second angle range A2. That is, the distance R1 between the outlet position Po (see FIG. 1) of the diffuser flow path 8 within the first angle range A1 and the rotation center O of the impeller 2 is the outlet position Po of the diffuser flow path 8 within the second angle range A2. It is smaller than the distance R2 between the rotation center O of the impeller 2 (see FIG. 1).
  • the centroid Ia of the flow path cross section (the flow path cross section shown by the solid line in FIG. 3) of the scroll flow path 4 in the first angle range A1 and the rotation center of the impeller 2
  • the distance Ra from O is determined from the distance Rb between the centroid Ib of the flow path cross section of the scroll flow path 4 within the second angle range A2 (the flow path cross section indicated by the one-dot chain line in FIG. 3) and the rotation center O of the impeller. It becomes easy to make it smaller.
  • the diffuser outlet flow fd from the diffuser flow path 8 to the scroll flow path 4 in the first angle range A ⁇ b> 1 is in the flow path cross section on the downstream side (flow path cross section indicated by the alternate long and short dash line). It can be easily guided to the region Di on the inner peripheral side (radially inner side).
  • the comparative example shown in FIG. 10 (the centrifugal compressor in which the outer peripheral edge 010E of the diffuser portion 010 has a circular shape when viewed in the axial direction and the outer diameter R of the diffuser portion 010 is constant regardless of the circumferential position. 5 and 6, the angular position at which the diffuser outlet flow fd reaches the area Di on the inner peripheral side in the cross section of the flow path at the winding start 4 a in the vicinity of the tongue 12 of the scroll flow path 4. (An angular position at which the mass flow rate of the diffuser outlet flow fd in the inner peripheral region Di reaches a certain level) can be easily brought close to the angular position of the tongue 12. This effectively suppresses the technical problem described with reference to FIGS. 10 and 11A to 11C, that is, the bias of the diffuser outlet flow fd to the outer peripheral region Do at the winding start 4a of the scroll flow path 4. Can do.
  • the recirculation flow fc is less likely to enter the inner peripheral region Di of the scroll flow path 4, so that the generation of the recirculation flow fc is suppressed, and the loss associated with the recirculation flow fc is reduced. Occurrence can be suppressed.
  • the necessary cross-sectional area of the scroll flow path 4 can be reduced, and the scroll portion 6 can be downsized.
  • the low-energy recirculation flow tends to accumulate in the center of the cross section of the scroll flow path 4, and the scroll in which the low-energy fluid is integrated is related to the occurrence of a surge that limits the operating limit on the low air volume side of the compressor. It is known that a backflow occurs from the center in the cross section.
  • the outer diameter R1 of the first diffuser portion 14 is made smaller than the outer diameter R2 of the second diffuser portion 16, the generation of the recirculation flow is suppressed.
  • the energy distribution in the cross section 4 is made uniform, which can contribute to improvement of surge characteristics (wide range).
  • the distance Rb between the centroid Ib of the flow path cross section of the scroll flow path 4 and the rotation center O of the impeller in the second angle range A2 is an angle in the circumferential direction of the impeller 2. It may be constant regardless of the position.
  • FIG. 7 shows the angular position in the circumferential direction of the centrifugal compressor 100 shown in FIG. 2 and the outer diameter R of the diffuser part 10 (the outer diameter R1 of the first diffuser part 14 and the outer diameter R2 of the second diffuser part 16). It is a figure which shows a relationship.
  • the outer diameter R1 of the first diffuser portion 14 within the first angle range A1 is ⁇ 15 degrees to 15 degrees when the angular position of the tongue 12 is 0 degrees ( More preferably, it may be the smallest within an angle range of -10 degrees to 10 degrees, more preferably -5 degrees to 5 degrees.
  • the outer diameter R1 of the first diffuser portion 14 decreases from the predetermined angular position ⁇ u upstream of 0 degrees toward the downstream side, and becomes the minimum near the angular position 0 degrees of the tongue 12. Further, the distance increases toward the predetermined angular position ⁇ d on the downstream side.
  • the outer diameter R2 of the second diffuser portion 16 is constant.
  • the outer peripheral region at the winding start 4a of the scroll flow path 4 is obtained. It is possible to effectively suppress the deviation of the diffuser outlet flow fd. Thereby, generation
  • the outer diameter R1 of the first diffuser portion 14 at the angular position (0 degree) of the tongue portion 12 in the circumferential direction of the impeller 2 and the second angle range A2 may satisfy 0.8R2 ⁇ R1 ⁇ R2.
  • the outer diameter of the diffuser portion when the outer diameter of the diffuser portion is reduced (when the diffuser flow path is shortened), the amount of decrease in the flow speed in the diffuser flow path is reduced, and the fluid flows into the scroll flow path at a relatively large flow speed.
  • the inflow of fluid into the scroll flow path 4 by reducing the outer diameter R1 of the first diffuser part 14 by configuring the diffuser part 10 to satisfy 0.8R2 ⁇ R1 ⁇ R2 as described above.
  • the efficiency of the centrifugal compressor 100 can be effectively increased by reducing the loss associated with the recirculation flow while suppressing the influence of the increase in speed.
  • FIG. 8 is a diagram schematically showing a first modification of the shape of the outer peripheral edge 10E of the diffuser portion 10 shown in FIG.
  • FIG. 9 is a diagram schematically showing a second modification of the shape of the outer peripheral edge 10E of the diffuser portion 10 shown in FIG.
  • the first angle range A1 is from ⁇ 90 degrees. It is included in the angle range up to 90 degrees, and the second angle range A2 may be an entire angle range excluding the first angle range A1 in the circumferential direction of the impeller 2.
  • the outer diameter R1 of the first diffuser portion 14 is relatively small in the angular range ( ⁇ 90 degrees to 90 degrees) in the vicinity of the angular position of the tongue portion 12 in the scroll flow path 4, thereby 4 can effectively suppress the deviation of the diffuser outlet flow fd to the outer peripheral region at the winding start 4a. Thereby, generation
  • the first diffuser portion 14 having the relatively small outer diameter R1 is provided in an angle range that easily contributes to the suppression of the recirculation flow, and the angle hardly contributes to the suppression of the recirculation flow.
  • the second diffuser portion 16 having a relatively large outer diameter R2 giving priority to pressure recovery in the range, the efficiency of the centrifugal compressor 100 can be effectively increased.
  • the outer peripheral edge 14 ⁇ / b> E of the first diffuser portion 14 has a curved convex shape that is curved so as to be convex outward in the radial direction of the impeller 2. It may be.
  • the outer diameter R1 of the first diffuser portion 14 can be gradually changed along the circumferential direction. The above-described effect of suppressing the recirculation flow while realizing an increase in pressure loss can be obtained.
  • the outer peripheral edge 14 ⁇ / b> E of the first diffuser portion 14 may have a curved concave shape that is curved toward the inner side in the radial direction of the impeller 2.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiments, and includes forms obtained by modifying the above-described embodiments and forms obtained by appropriately combining these forms.

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Abstract

　遠心圧縮機において、ケーシングは、インペラの外周側にスクロール流路を形成するスクロール部と、インペラで圧縮された圧縮空気をスクロール流路に供給するディフューザ流路を形成するディフューザ部と、を備え、ディフューザ部は、インペラの周方向における角度範囲のうち、スクロール部の舌部の角度位置が含まれる第１角度範囲に属する第１ディフューザ部と、インペラの周方向における角度範囲のうち、スクロール流路での流れ方向における第１角度範囲の下流側の第２角度範囲に属する第２ディフューザ部であって、第２ディフューザ部の外径Ｒ２がインペラの回転中心を中心とする基準円に沿って規定される第２ディフューザ部と、を含み、第１角度範囲内における第１ディフューザ部の外径Ｒ１は、第２角度範囲内における第２ディフューザ部の外径Ｒ２より小さい。

Description

遠心圧縮機及びターボチャージャ
　本開示は、遠心圧縮機及びターボチャージャに関する。
　車両用又は舶用ターボチャージャのコンプレッサ部等に用いられる遠心圧縮機は、インペラの回転によって流体に運動エネルギーを与えて径方向外側に流体を吐出し、遠心力を利用して圧力上昇を得るものである。
　かかる遠心圧縮機には、広い運転範囲において高圧力比と高効率化が求められており、種々の工夫が施されている。
　従来技術として、例えば、特許文献１には、圧力脈動の発生を低減することを目的とした遠心圧縮機が開示されている。特許文献１に記載の遠心圧縮機は、螺旋形ハウジングとディフューザとを備えており、螺旋形ハウジングの移行領域若しくは舌部の位置する領域における負圧域を低減するように、該移行領域若しくは舌部の位置する領域のディフューザの半径が拡張されている。
特表２０１０－５２９３５８号公報
　図１０は、比較形態に係る遠心圧縮機の回転軸に垂直な概略断面図である。図１０に示す比較形態では、ディフューザ部０１０は、軸方向視において円形形状を有しており、ディフューザ部０１０の外周縁０１０Ｅとインペラの回転中心Ｏとの距離Ｒは、周方向位置によらず一定である。
　一般に、遠心圧縮機の小流量作動点では、スクロール流路００４内の流れは、スクロール流路の巻始め００４ａから巻き終わり００４ｂにかけて減速流れとなり、巻き始めにおける圧力は巻き終わりにおける圧力よりも低くなる。このため、スクロール流路では、舌部０１２の角度位置において巻き終わりから巻き始めへの再循環流ｆｃが発生する。このような再循環流は、主流が流路接続部に急激に引き込まれる結果として剥離が発生するため、高損失を生じる主要因の一つとなる。
　また、本発明者の知見によれば、図１１及び図１２Ａ～図１２Ｃに示すように、ディフューザ出口０８ａからの流れｆｄは、スクロール流路００４の流路壁に沿って旋回流を形成するため、比較形態に係る円形断面形状で形成されたスクロール流路における巻始め００４ａでは、スクロール流路の流路断面のうち外周側の領域Ｄｏにディフューザ出口からの流れが偏ってしまう（図１１及び図１２Ａ～図１２Ｃに示す例では、舌部１２の角度位置をθ＝０度とし、舌部１２の角度位置に対して下流側への角度位置をθとすると、θ＝０度の角度位置及びθ＝１５度の角度位置では、領域Ｄｏにディフューザ出口からの流れが偏ってしまう）。したがって、スクロール流路における巻始めでは、図１３に示すように、ディフューザ出口からの流れが充満していない内周側の領域Ｄｉに再循環流ｆｃが流入しやすくなっており、このことが、再循環流の流量を増加させて再循環流に伴う損失を増加させる要因となっている。
　特許文献１には、圧力脈動の発生を低減することを目的とした遠心圧縮機の構成が示されているが、舌部近傍における再循環流れを抑制するための遠心圧縮機の構成は開示されていない。
　本発明は、上述した課題に鑑みなされたものであって、再循環流に伴う損失の低減によって圧縮機性能を向上可能な遠心圧縮機、及びこれを備える遠心圧縮機を提供することである。
　（１）本発明の少なくとも一実施形態に係る遠心圧縮機は、インペラと、前記インペラを収容するケーシングと、を備える遠心圧縮機であって、前記ケーシングは、前記インペラの外周側にスクロール流路を形成するスクロール部と、前記インペラで圧縮された圧縮空気を前記スクロール流路に供給するディフューザ流路を形成するディフューザ部と、を備え、前記ディフューザ部は、前記インペラの周方向における角度範囲のうち、前記スクロール部の舌部の角度位置が含まれる第１角度範囲に属する第１ディフューザ部と、前記インペラの周方向における角度範囲のうち、前記スクロール流路での流れ方向における前記第１角度範囲の下流側の第２角度範囲に属する第２ディフューザ部であって、前記第２ディフューザ部の外径Ｒ２が前記インペラの回転中心を中心とする基準円に沿って規定される第２ディフューザ部と、を含み、前記第１角度範囲内における前記第１ディフューザ部の外径Ｒ１は、前記第２角度範囲内における前記第２ディフューザ部の外径Ｒ２より小さい。
　上記（１）に記載の遠心圧縮機によれば、スクロール流路の舌部の角度位置を含む第１角度範囲内における第１ディフューザ部の外径Ｒ１が、第１角度範囲の下流側の第２角度範囲内における第２ディフューザ部の外径Ｒ２より小さいため、第１角度範囲におけるスクロール流路の流路断面を、第２角度範囲におけるスクロール流路の流路断面に対してインペラの径方向において内側にシフトさせることが容易となる。このため、第１角度範囲におけるディフューザ流路からスクロール流路へのディフューザ出口流れを、下流側の流路断面における内周側（径方向内側）の領域に導き易くすることができる。
　したがって、上述した比較形態（ディフューザ部の外周縁が軸方向視において円形形状を有しており、ディフューザ部の外径が周方向位置によらず一定である遠心圧縮機）と比較して、スクロール流路の舌部近傍の巻始めにおいて流路断面における内周側の領域にディフューザ出口流れが到達する角度位置（内周側の領域におけるディフューザ出口流れの質量流量が一定程度の水準に到達する角度位置）を、舌部の角度位置に近づけやすくなる。これにより、上述した技術的課題、すなわちスクロール流路の巻始めにおける外周側の領域へのディフューザ出口流れの偏りを効果的に抑制することができる。
　したがって、上記比較形態と比較して、スクロール流路における内周側の領域へ再循環流が入り込み難くなるため、再循環流の発生を抑制し、再循環流に伴う損失の発生を抑制することができる。また、再循環流の発生が抑制されることで、必要なスクロール流路の流路断面積を減少することができ、スクロール部を小型化することができる。
　なお、再循環流は、スクロール流路の断面内の中心部に集積する傾向にあり、圧縮機の低風量側の作動限界を制限するサージ発生に関して、低エネルギー流体の集積したスクロール断面内中心部から逆流が発生することが知られている。この点、上記実施形態によれば、舌部の角度位置を含む第１角度範囲に属する第１ディフューザ部の外径を、第１角度範囲の下流側の第２角度範囲に属する第２ディフューザ部の外径より小さくすることにより、再循環流の発生が抑制されるため、スクロール流路４の断面内におけるエネルギー分布が均一化され、サージ特性改善（ワイドレンジ化）にも寄与することができる。
　（２）幾つかの実施形態では、上記（１）に記載の遠心圧縮機において、前記スクロール部は、前記第１角度範囲内における前記スクロール流路の流路断面の図心と前記インペラの回転中心との距離Ｒａが、前記第２角度範囲内における前記スクロール流路の流路断面の図心と前記インペラの回転中心との距離Ｒｂより小さくなるように構成されている。
　上記（２）に記載の遠心圧縮機によれば、上記（１）に記載の遠心圧縮機において、第１角度範囲におけるスクロール流路の流路断面が、第２角度範囲におけるスクロール流路の流路断面に対してインペラの径方向において内側にシフトするため、舌部の角度位置を含む第１角度範囲におけるディフューザ流路からスクロール流路へのディフューザ出口流れを、下流側の流路断面における内周側（径方向内側）の領域に一層導き易くすることができる。これにより、再循環流の発生を効果的に抑制することができる。
　（３）幾つかの実施形態では、上記（１）又は（２）に記載の遠心圧縮機において、前記インペラの周方向における前記舌部の角度位置での前記第１ディフューザ部の外径Ｒ１と、前記第２角度範囲内における前記第２ディフューザ部の外径Ｒ２とは、０．８Ｒ２＜Ｒ１＜Ｒ２を満たす。
　一般に、ディフューザ部の外径を小さくすると（ディフューザ流路が短くなると）、ディフューザ流路での流速の低下量が少なくなって比較的大きな流速で流体がスクロール流路に流入することになる。
　この点、上記（３）に記載のように０．８Ｒ２＜Ｒ１＜Ｒ２を満たすようにディフューザ部を構成することにより、第１ディフューザ部の外径Ｒ１を縮小することによるスクロール流路への流体の流入速度の増大の影響を抑制しつつ、再循環流に伴う損失を低減することで、遠心圧縮機の効率を効果的に高めることができる。
　（４）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（３）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記インペラの周方向における前記舌部の角度位置を０度とすると、前記第１角度範囲は、－９０度から９０度までの角度範囲内に含まれる。
　上記（４）に記載の遠心圧縮機によれば、スクロール流路４における舌部１２の角度位置付近の角度範囲（－９０度から９０度）で第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１を縮小することにより、舌部の角度位置近傍でのディフューザ流路からスクロール流路へのディフューザ出口流れを、下流側の流路断面における内周側（径方向内側）の領域に一層導き易くすることができる。これにより、再循環流の発生を効果的に抑制することができる。
　（５）幾つかの実施形態では、上記（４）に記載の遠心圧縮機において、前記第１角度範囲は、－４５度から４５度までの角度範囲内に含まれる。
　上記（５）に記載の遠心圧縮機によれば、スクロール流路４における舌部１２の角度位置付近の角度範囲（－４０度から４５度）で第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１を縮小することにより、舌部の角度位置近傍でのディフューザ流路からスクロール流路へのディフューザ出口流れを、下流側の流路断面における内周側（径方向内側）の領域に一層導き易くすることができる。これにより、再循環流の発生を効果的に抑制することができる。
　（６）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（５）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記第２角度範囲は、前記インペラの周方向における前記第１角度範囲を除く全角度範囲である。
　上記（６）に記載の遠心圧縮機によれば、インペラの周方向における第１角度範囲を除く全角度範囲（ディフューザ部の外径が再循環流の抑制に寄与しにくい角度範囲）に亘って、圧力回復を優先して比較的大きな外径を有する第２ディフューザ部が設けられるため、スクロール流路内での圧損を効果的に低減することができる。このように、インペラの周方向において、舌部の角度位置を含む第１角度範囲（再循環流の抑制に寄与しやすい角度範囲）に比較的小さな外径Ｒ１を有する第１ディフューザ部を設けるとともに、再循環流の抑制に寄与しにくい第２角度範囲に圧力回復を優先した比較的大きな外径Ｒ２を有する第２ディフューザ部を設けることで、遠心圧縮機の効率を効果的に高めることができる。
　（７）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（６）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記第１ディフューザ部の外周端は、前記インペラの径方向外側に向かって凸となるように湾曲した湾曲凸形状を有する。
　上記（７）に記載の遠心圧縮機によれば、第１ディフューザ部の外径Ｒ１を周方向に沿って緩やかに変化させることができるため、スクロール流路内の滑らかな流れを実現して圧損の増大を抑制しつつ、再循環流を抑制する上述の効果を得ることができる。
　（８）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（６）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記第１ディフューザ部の外周縁は、前記インペラの径方向内側に向かって凹となるように湾曲した湾曲凹形状を有する。
　上記（８）に記載の遠心圧縮機によれば、舌部の角度位置近傍の比較的狭い範囲で第１ディフューザ部の外径Ｒ１を減少させやすいため、再循環流を効果的に抑制することができる。
　（９）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（７）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記第１角度範囲内における前記第１ディフューザ部の外径Ｒ１は、前記舌部の角度位置を０度とすると、－１５度から１５度までの角度範囲内において最小となる。
　上記（９）に記載の遠心圧縮機によれば、スクロール流路における舌部の角度位置又はそれに近い角度位置で第１ディフューザ部の外径Ｒ１を最小とすることにより、スクロール流路の巻始めにおける外周側の領域へのディフューザ出口流れの偏りを効果的に抑制することができる。これにより、再循環流の発生を効果的に抑制することができる。
　（１０）本発明の少なくとも一実施形態に係るターボチャージャは、上記（１）乃至（９）の何れか１項に記載の遠心圧縮機を備えている。
　上記（１０）に記載のターボチャージャによれば、再循環流の発生を抑制することによって圧縮機性能を向上可能な上記（１）乃至（９）の何れか１項に記載の遠心圧縮機を備えているため、高性能なターボチャージャを提供することができる。
　本発明の少なくとも一つの実施形態によれば、再循環流に伴う損失の低減によって圧縮機性能を向上可能な遠心圧縮機、及びこれを備えるターボチャージャが提供される。
一実施形態に係る遠心圧縮機１００の軸方向に沿った概略断面図である。 図１に示す遠心圧縮機１００の軸方向に垂直な断面の一例を模式的に示す図である。 図２に示した遠心圧縮機１００の周方向における所定角度毎のスクロール流路４の形状変化を示す図である。 ディフューザ出口流れｆｄが下流側の流路断面における内周側の領域Ｄｉに導かれる様子を説明するための図である。 比較形態におけるディフューザ出口流れｆｄの経路を説明するための図である。 一実施形態におけるディフューザ出口流れｆｄの経路を説明するための図である。 図２に示した遠心圧縮機１００の周方向における角度位置とディフューザ部１０の外径Ｒ（第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１及び第２ディフューザ部１６の外径Ｒ２）との関係を示す図である。 図２に示すディフューザ部１０の外周縁１０Ｅの形状の第１変形例を模式的に示す図である。 図２に示すディフューザ部１０の外周縁１０Ｅの形状の第２変形例を模式的に示す図である。 比較形態に係る遠心圧縮機の軸方向に垂直な断面を模式的に示す図である。 ディフューザ出口流れｆｄが、スクロール流路００４の流路壁に沿って旋回流を形成する様子を示す、ディフューザ出口流れｆｄの流線図である。 図１１に示すθ＝０°（舌部位置）の角度位置でのスクロール流路００４の流路断面について、ディフューザ出口流れｆｄの質量流量分布を示す図である。 図１１に示すθ＝１５°の角度位置でのスクロール流路００４の流路断面について、ディフューザ出口流れｆｄの質量流量分布を示す図である。 図１１に示すθ＝３０°の角度位置でのスクロール流路００４の流路断面について、ディフューザ出口流れｆｄの質量流量分布を示す図である。 スクロール流路００４におけるディフューザ出口流れｆｄと再循環流ｆｃの関係を説明するための流線図である。
　以下、添付図面を参照して本発明の幾つかの実施形態について説明する。ただし、実施形態として記載されている又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
　例えば、「ある方向に」、「ある方向に沿って」、「平行」、「直交」、「中心」、「同心」或いは「同軸」等の相対的或いは絶対的な配置を表す表現は、厳密にそのような配置を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の角度や距離をもって相対的に変位している状態も表すものとする。
　例えば、「同一」、「等しい」及び「均質」等の物事が等しい状態であることを表す表現は、厳密に等しい状態を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の差が存在している状態も表すものとする。
　例えば、四角形状や円筒形状等の形状を表す表現は、幾何学的に厳密な意味での四角形状や円筒形状等の形状を表すのみならず、同じ効果が得られる範囲で、凹凸部や面取り部等を含む形状も表すものとする。
　一方、一の構成要素を「備える」、「具える」、「具備する」、「含む」、又は、「有する」という表現は、他の構成要素の存在を除外する排他的な表現ではない。
　図１は、一実施形態に係る遠心圧縮機１００の軸方向に沿った概略断面図である。図２は、図１に示す遠心圧縮機１００の軸方向に垂直な断面の一例を模式的に示す図である。図３は、図２に示した遠心圧縮機１００の周方向における所定角度毎のスクロール流路４の形状変化を示す図である。なお、遠心圧縮機１００は、例えば、自動車用又は舶用のターボチャージャや、その他産業用遠心圧縮機、送風機等に適用可能である。
　例えば図１に示すように、遠心圧縮機１００は、インペラ２と、ケーシング３とを含む。ケーシング３は、インペラ２の外周側にスクロール流路４を形成するスクロール部６と、インペラ２で圧縮された圧縮空気をスクロール流路４に供給するディフューザ流路８を形成するディフューザ部１０と、を備える。インペラ２の軸方向に沿った断面において、スクロール流路４は円形形状を有しており、ディフューザ流路８は直線状に形成されている。ディフューザ部１０は、ディフューザ流路８をインペラ２の軸方向に挟んで設けられた一対の流路壁１０ａ，１０ｂによって構成される。なお、図１においては、スクロール部６とディフューザ部１０に便宜的に異なるハッチングを付しているが、ケーシング３は、スクロール部６とディフューザ部１０との境界位置に関わらない任意の箇所で連結された複数のケーシング部品で構成されていてもよい。また、ケーシング３は、インペラ２を収容するコンプレッサハウジングの他に、インペラ２を回転可能に支持する軸受を収容するベアリングハウジングの一部を含んでいても良い。図３に示すように、スクロール流路４は、舌部１２の角度位置（スクロール部６における、スクロール流路４の巻始め４ａと巻終わり４ｂとの接続位置）に対応する流路断面４Ｐから周方向下流側へ進むにつれて流路断面の面積が拡大する。
　例えば図２に示すように、ディフューザ部１０は、インペラ２の周方向における角度範囲のうち、スクロール部６の舌部１２の角度位置が含まれる第１角度範囲Ａ１に属する第１ディフューザ部１４と、インペラ２の周方向における角度範囲のうち、スクロール流路４での流れ方向ｄにおける第１角度範囲Ａ１の下流側に隣接する第２角度範囲Ａ２に属する第２ディフューザ部１６であって、第２ディフューザ部１６の外径Ｒ２がインペラ２の回転中心Ｏを中心とする基準円Ｃに沿って規定される第２ディフューザ部１６と、を含む。
　例えば図２に示すように、第１角度範囲Ａ１内における第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１は、第２角度範囲Ａ２内における第２ディフューザ部１６の外径Ｒ２より小さい。すなわち、第１角度範囲Ａ１内におけるディフューザ流路８の出口位置Ｐｏ（図１参照）とインペラ２の回転中心Ｏとの距離Ｒ１は、第２角度範囲Ａ２内におけるディフューザ流路８の出口位置Ｐｏ（図１参照）とインペラ２の回転中心Ｏとの距離Ｒ２より小さい。
　かかる構成によれば、図３に示すように、第１角度範囲Ａ１内におけるスクロール流路４の流路断面（図３における実線で示した流路断面）の図心Ｉａとインペラ２の回転中心Ｏとの距離Ｒａを、第２角度範囲Ａ２内におけるスクロール流路４の流路断面（図３における一点鎖線で示した流路断面）の図心Ｉｂとインペラの回転中心Ｏとの距離Ｒｂより小さくすることが容易となる。すなわち、第１角度範囲Ａ１におけるスクロール流路４の流路断面を、第２角度範囲Ａ２におけるスクロール流路４の流路断面に対してインペラ２の径方向において内側にシフトさせることが容易となる。このため、図４に示すように、第１角度範囲Ａ１におけるディフューザ流路８からスクロール流路４へのディフューザ出口流れｆｄを、下流側の流路断面（一点鎖線で示した流路断面）における内周側（径方向内側）の領域Ｄｉに導き易くすることができる。
　したがって、図１０に示した比較形態（ディフューザ部０１０の外周縁０１０Ｅが軸方向視において円形形状を有しており、ディフューザ部０１０の外径Ｒが周方向位置によらず一定である遠心圧縮機）と比較して、図５及び図６に示すように、スクロール流路４の舌部１２近傍の巻始め４ａにおいて流路断面における内周側の領域Ｄｉにディフューザ出口流れｆｄが到達する角度位置（内周側の領域Ｄｉにおけるディフューザ出口流れｆｄの質量流量が一定程度の水準に到達する角度位置）を、舌部１２の角度位置に近づけやすくなる。これにより、図１０及び図１１Ａ～図１１Ｃを用いて説明した技術的課題、すなわちスクロール流路４の巻始め４ａにおける外周側の領域Ｄｏへのディフューザ出口流れｆｄの偏りを効果的に抑制することができる。
　したがって、上記比較形態と比較して、スクロール流路４における内周側の領域Ｄｉへ再循環流ｆｃが入り込み難くなるため、再循環流ｆｃの発生を抑制し、再循環流ｆｃに伴う損失の発生を抑制することができる。また、再循環流ｆｃの発生が抑制されることで、必要なスクロール流路４の流路断面積を減少することができ、スクロール部６を小型化することができる。
　なお、エネルギーの低い再循環流は、スクロール流路４の断面内の中心部に集積する傾向にあり、圧縮機の低風量側の作動限界を制限するサージ発生に関して、低エネルギー流体の集積したスクロール断面内中心部から逆流が発生することが知られている。この点、上記実施形態によれば、第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１を、第２ディフューザ部１６の外径Ｒ２より小さくすることにより、再循環流の発生が抑制されるため、スクロール流路４の断面内におけるエネルギー分布が均一化され、サージ特性改善（ワイドレンジ化）にも寄与することができる。
　一実施形態では、図３に示すように、第２角度範囲Ａ２内におけるスクロール流路４の流路断面の図心Ｉｂとインペラの回転中心Ｏとの距離Ｒｂは、インペラ２の周方向における角度位置によらず一定であってもよい。
　図７は、図２に示した遠心圧縮機１００の周方向における角度位置とディフューザ部１０の外径Ｒ（第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１及び第２ディフューザ部１６の外径Ｒ２）との関係を示す図である。
　一実施形態では、例えば図７に示すように、第１角度範囲Ａ１内における第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１は、舌部１２の角度位置を０度とすると、－１５度から１５度（より好ましくは‐１０度から１０度、更に好ましくは‐５度から５度）までの角度範囲内において最小となっていてもよい。図７に示す例では、第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１は、０度より上流側の所定の角度位置θｕから下流側に向かうにつれて減少して舌部１２の角度位置０度付近で最小となり、さらに下流側の所定の角度位置θｄに向かうにつれて増大する。所定の角度位置θｄの下流側の第２角度範囲Ａ２では第２ディフューザ部１６の外径Ｒ２は一定である。
　このように、スクロール流路４における舌部１２の角度位置又はそれに近い角度位置で第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１を最小とすることにより、スクロール流路４の巻始め４ａにおける外周側の領域へのディフューザ出口流れｆｄの偏りを効果的に抑制することができる。これにより、再循環流の発生を効果的に抑制することができる。
　一実施形態では、例えば図７に示すように、インペラ２の周方向における舌部１２の角度位置（０度）での第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１と、第２角度範囲Ａ２内における第２ディフューザ部１６の外径Ｒ２とは、０．８Ｒ２＜Ｒ１＜Ｒ２を満たしていてもよい。
　一般に、ディフューザ部の外径を小さくすると（ディフューザ流路が短くなると）、ディフューザ流路での流速の低下量が少なくなって比較的大きな流速で流体がスクロール流路に流入することになる。
　この点、上記のように０．８Ｒ２＜Ｒ１＜Ｒ２を満たすようにディフューザ部１０を構成することにより、第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１を縮小することによるスクロール流路４への流体の流入速度の増大の影響を抑制しつつ、再循環流に伴う損失を低減することで、遠心圧縮機１００の効率を効果的に高めることができる。
　図８は、図２に示すディフューザ部１０の外周縁１０Ｅの形状の第１変形例を模式的に示す図である。図９は、図２に示すディフューザ部１０の外周縁１０Ｅの形状の第２変形例を模式的に示す図である。
　幾つかの実施形態では、例えば図２、図８及び図９に示すように、インペラ２の周方向における舌部１２の角度位置を０度とすると、第１角度範囲Ａ１は、－９０度から９０度までの角度範囲内に含まれ、第２角度範囲Ａ２は、インペラ２の周方向における第１角度範囲Ａ１を除く全角度範囲であってもよい。
　かかる構成によれば、スクロール流路４における舌部１２の角度位置付近の角度範囲（－９０度から９０度）で第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１を比較的小さくすることにより、スクロール流路４の巻始め４ａにおける外周側の領域へのディフューザ出口流れｆｄの偏りを効果的に抑制することができる。これにより、再循環流の発生を効果的に抑制することができる。また、インペラ２の周方向における第１角度範囲Ａ１を除く全角度範囲（ディフューザ部１０の外径が再循環流の抑制に寄与しにくい角度範囲）に亘って、圧力回復を優先して比較的大きな外径Ｒ２を有する第２ディフューザ部１６が設けられるため、スクロール流路４内での圧損を効果的に低減することができる。
　このように、インペラ２の周方向において、再循環流の抑制に寄与しやすい角度範囲に比較的小さな外径Ｒ１を有する第１ディフューザ部１４を設けるとともに、再循環流の抑制に寄与しにくい角度範囲に圧力回復を優先した比較的大きな外径Ｒ２を有する第２ディフューザ部１６を設けることで、遠心圧縮機１００の効率を効果的に高めることができる。
　幾つかの実施形態では、図２及び図８に示すように、第１ディフューザ部１４の外周縁１４Ｅは、インペラ２の径方向外側に向かって凸となるように湾曲した湾曲凸形状を有していてもよい。
　かかる構成によれば、図２及び図８に示すように、第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１を周方向に沿って緩やかに変化させることができるため、スクロール流路４内の滑らかな流れを実現して圧損の増大を抑制しつつ、再循環流を抑制する上述の効果を得ることができる。
　一実施形態では、図９に示すように、第１ディフューザ部１４の外周縁１４Ｅは、インペラ２の径方向内側に向かって凹となるように湾曲した湾曲凹形状を有していてもよい。
　かかる構成によれば、図９に示すように、舌部１２の角度位置近傍の比較的狭い範囲で第１ディフューザ部１４の外径Ｒ１を減少させやすいため、再循環流を効果的に抑制することができる。
　本発明は上述した実施形態に限定されることはなく、上述した実施形態に変形を加えた形態や、これらの形態を適宜組み合わせた形態も含む。
２　インペラ
３　ケーシング
４　スクロール流路
　４ａ　巻始め
　４ｂ　巻終わり
６　スクロール部
８　ディフューザ流路
１０　ディフューザ部
　１０ａ　流路壁
　１０ｂ　流路壁
　１０Ｅ　外周縁
１２　舌部
１４　第１ディフューザ部
　１４Ｅ　外周縁
１６　第２ディフューザ部
　１６Ｅ　外周縁
１００　遠心圧縮機
Ａ１　第１角度範囲
Ａ２　第２角度範囲
Ｃ　基準円
Ｄｉ，Ｄｏ　領域
Ｉａ，Ｉｂ　図心
Ｏ　回転中心
Ｐｏ　出口位置
Ｒ，Ｒ１，Ｒ２　外径
Ｒａ，Ｒｂ　距離
ｄ　流れ方向
ｆｃ　再循環流
ｆｄ　ディフューザ出口流れ

Claims (10)

  1. 　インペラ及びケーシングを備える遠心圧縮機であって、
    　前記ケーシングは、前記インペラの外周側にスクロール流路を形成するスクロール部と、前記インペラで圧縮された圧縮空気を前記スクロール流路に供給するディフューザ流路を形成するディフューザ部と、を備え、
    　前記ディフューザ部は、
    　前記インペラの周方向における角度範囲のうち、前記スクロール部の舌部の角度位置が含まれる第１角度範囲に属する第１ディフューザ部と、
    　前記インペラの周方向における角度範囲のうち、前記スクロール流路での流れ方向における前記第１角度範囲の下流側の第２角度範囲に属する第２ディフューザ部であって、前記第２ディフューザ部の外径Ｒ２が前記インペラの回転中心を中心とする基準円に沿って規定される第２ディフューザ部と、を含み、
    　前記第１角度範囲内における前記第１ディフューザ部の外径Ｒ１は、前記第２角度範囲内における前記第２ディフューザ部の外径Ｒ２より小さい、遠心圧縮機。
  2. 　前記スクロール部は、前記第１角度範囲内における前記スクロール流路の流路断面の図心と前記インペラの回転中心との距離Ｒａが、前記第２角度範囲内における前記スクロール流路の流路断面の図心と前記インペラの回転中心との距離Ｒｂより小さくなるように構成された、請求項１に記載の遠心圧縮機。
  3. 　前記インペラの周方向における前記舌部の角度位置での前記第１ディフューザ部の外径Ｒ１と、前記第２角度範囲内における前記第２ディフューザ部の外径Ｒ２とは、０．８Ｒ２＜Ｒ１＜Ｒ２を満たす、請求項１又は２に記載の遠心圧縮機。
  4. 　前記インペラの周方向における前記舌部の角度位置を０度とすると、前記第１角度範囲は、－９０度から９０度までの角度範囲内に含まれる、請求項１乃至３の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  5. 　前記第１角度範囲は、－４５度から４５度までの角度範囲内に含まれる請求項４に記載の遠心圧縮機。
  6. 　前記第２角度範囲は、前記インペラの周方向における前記第１角度範囲を除く全角度範囲である、請求項１乃至５の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  7. 　前記第１ディフューザ部の外周端は、前記インペラの径方向外側に向かって凸となるように湾曲した湾曲凸形状を有する請求項１乃至６の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  8. 　前記第１ディフューザ部の外周縁は、前記インペラの径方向内側に向かって凹となるように湾曲した湾曲凹形状を有する請求項１乃至６の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  9. 　前記第１角度範囲内における前記第１ディフューザ部の外径Ｒ１は、前記舌部の角度位置を０度とすると、－１５度から１５度までの角度範囲内において最小となる、請求項１乃至８の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  10. 　請求項１乃至９の何れか１項に記載の遠心圧縮機を備えたターボチャージャ。
     
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