CN105392975B - 涡旋部构造及增压器 - Google Patents
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Abstract
增压器(1)具备涡轮(2)和压缩机(3)。涡轮(2)具备绕涡轮动叶(21)的旋转轴形成为螺旋形状的涡旋部(流路)(4)。涡旋部(4)构成为在入口部(41)与出口部(42)的中间部分(43)上流路截面形状的纵横比高于入口部(41)及出口部(42)的纵横比。
Description
技术领域
本发明涉及一种涡旋部构造及具备该涡旋部构造的增压器，该涡旋部构造具备向动叶供给流体的螺旋形状的流路，特别涉及能够降低压力损失的涡旋部构造及增压器。
背景技术
向动叶供给流体而将流体的动能变换为旋转运动以获得动力的旋转式原动机一般称为涡轮。利用该涡轮的装置之一有增压器。例如车辆用增压器(涡轮增压器)具备：涡轮，其包含利用废气的供给进行旋转的涡轮动叶；以及压缩机，其包含与上述涡轮动叶同轴地联结的叶轮而通过上述叶轮的旋转吸入空气。
通过上述压缩机吸入的空气被压缩后供给至发动机，与燃料混合进行燃烧。燃烧后的废气被送至上述涡轮做功后，最终被排放到大气中。将上述废气向上述涡轮动叶供给的流路具有涡旋部，其用于使废气加速。涡旋部绕上述涡轮动叶的旋转轴形成为螺旋形状，构成为向上述涡轮动叶的旋转轴供给上述废气的流路。
在该增压器中，为了按照车辆的发动机的转速得到适当的涡轮输出，而开发了可变容量增压器(参照专利文献1及2)。可变容量增压器具备配置在涡旋部与涡轮动叶之间的流路上的多个能够转动的叶片(叶)。近年来随着对增压器性能的要求提高，存在想要进一步降低可变容量增压器中的压力损失的需求。
若要降低增压器的压力损失，在相同流量的情况下流路截面积大的话则能够抑制流速而降低压力损失。但是，按照与车载条件等的关系，在增压器或涡轮的设计中，无法将涡旋部设计为某个一定的尺寸以上。
为此，提出了一种增压器的方案，将专利文献2记载的那种涡旋部向内侧扩径。对专利文献1的图5和专利文献2的图1进行比较则容易理解，在该增压器中称为管套的可变喷嘴机构的一部分向涡旋部内突出。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2002－206427号公报
专利文献2：日本特开2006－132386号公报
发明内容
发明所要解决的课题
但是，在专利文献2记载的那种可变容量增压器中，向涡旋部内突出的可变喷嘴机构的一部分会阻碍废气的流动，削弱通过增大流路截面积得到的降低压力损失的效果。
本发明是针对上述问题构思的，目的是提供一种涡旋部构造及增压器，即使在可变喷嘴机构的一部分向涡旋部突出的情况下，也能够降低向动叶供给的流体的压力损失。换言之，本发明的目的是提供一种涡旋部构造及增压器，即使在涡旋部设有可变喷嘴机构的情况下，也不会因可变喷嘴机构的突出部分而影响到流体压力损失的降低。
用于解决课题的方法
本发明的第一方式是一种涡旋部构造，其要点在于，具备流路，该流路绕向动叶供给流体以获得动力的涡轮的上述动叶的旋转轴，形成为由入口部、出口部以及上述入口部与上述出口部的中间部分构成的螺旋形状，上述中间部分的流路截面形状的纵横比高于上述入口部及上述出口部的纵横比，上述纵横比定义为：上述流路截面形状的上述涡轮的轴向长度/上述流路截面形状的上述涡轮的径向长度，上述中间部分至少具有上述纵横比为1.8以上的部分。
本发明的第二方式是一种增压器，其具有：涡轮，其包含通过废气的供给进行旋转的涡轮动叶；以及压缩机，其包含与上述涡轮动叶同轴地联结的叶轮而通过上述叶轮的旋转吸入空气，其要点在于，具备第一方式的涡旋部构造。
上述涡旋部也可以在距起点30°～120°的范围内具有上述纵横比的峰值。上述峰值也可以设定于2.0～3.0的范围内。
上述涡轮也可以具备在从上述涡旋部向上述动叶供给流体的导入路配置有多个能够转动的叶片的可变喷嘴机构，且配置为该可变喷嘴机构的一部分向上述涡旋部突出。
发明的效果
根据上述本发明的涡旋部构造及增压器，通过在涡旋部的中间部分提高流路截面形状的纵横比，能够确保涡旋部的流路截面积并使流路截面形状构成为扁平形状。因此，即使在配置为可变喷嘴机构的一部分向涡旋部突出的涡轮或具有该涡轮的增压器中，也能够以避开突出部分的方式形成涡旋部的流路，能够降低向动叶供给的流体的压力损失。
附图说明
图1是表示本发明实施方式的增压器的剖视图。
图2(a)是表示本实施方式的涡旋部构造的俯视图，图2(b)是表示现有技术的涡旋部构造的俯视图。
图3(a)是层叠表示图2(a)所示的涡旋部的流路截面形状的断层图，图3(b)是层叠表示图2(b)所示的涡旋部的流路截面形状的断层图。
图4(a)是表示本实施方式的涡旋部(流路)的纵横比的图，图4(b)是表示本实施方式的变形例的涡旋部(流路)的纵横比的图。
图5(a)及图5(b)是使用CFD的涡旋部中的全压分布的解析结果的一个例子的图，图5(a)表示针对本实施方式的涡旋部的解析结果，图5(b)表示针对现有技术的涡旋部的解析结果。
图6(a)及图6(b)是表示涡轮的要素试验结果的图，图6(a)表示涡轮效率，图6(b)表示涡轮流量比。
具体实施方式
以下参照图1～图6对本发明的实施方式进行说明。这里，图1是表示本实施方式的增压器的剖视图。图2(a)是表示本实施方式的涡旋部构造的俯视图。图2(b)是表示现有技术的涡旋部构造的俯视图。图3(a)是层叠表示图2(a)所示的涡旋部的流路截面形状的断层图。图3(b)是层叠表示图2(b)所示的涡旋部的流路截面形状的断层图。
本实施方式的增压器1具备：涡轮2，其包含通过废气的供给进行旋转的涡轮动叶21；以及压缩机3，其包含与涡轮动叶21同轴地联结的叶轮31而通过叶轮31的旋转吸入空气。涡轮2具有绕涡轮动叶21的旋转轴形成为螺旋形状的作为流路的涡旋部4。涡旋部(流路)4由入口部41、出口部42、入口部41与出口部42的中间部分43构成。中间部分43的流路截面形状的纵横比高于入口部41及出口部42的纵横比。这里，纵横比由(流路截面形状的涡轮2的轴向长度La)/(流路截面形状的涡轮2的径向长度Lr)定义。中间部分43至少具有纵横比为1.8以上的部分。
增压器1的外形构成为包括：构成涡轮2的壳体的涡轮壳22、构成压缩机3的壳体的压缩机壳32、对联结涡轮盘23和叶轮31的旋转轴5进行支撑的中心壳51。涡旋部4构成涡轮壳22的一部分。
增压器1是所谓的车辆用增压器。并且，增压器1还是具备可变喷嘴机构6的可变容量增压器。为了与车辆发动机的转速匹配地获得适当的涡轮2的输出，可变喷嘴机构6具备配置在涡旋部4与涡轮动叶21之间的流路上的多个能够转动的叶片61。
可变喷嘴机构6构成为包括：固定于涡轮壳22的环状的管套62、被支撑在涡轮壳22及中心壳51之间的环状的支撑环63、能够转动地被支撑在管套62及支撑环63之间的多个叶片61、使叶片61转动的驱动机构64、以及保持管套62与支撑环63的间隔的销65。因此，被管套62与支撑环63包围的部分构成导入路7，其将流过涡旋部4的废气供至给涡轮动叶21，管套62的一部分相当于图4(b)所示的突出部8。
并且，驱动机构64例如由连杆机构构成。通过在增压器1的外部配置的传动装置(未图示)向驱动机构64提供动力。驱动机构64能够利用该动力使多个叶片61同步并变更角度。
以下对涡旋部构造进行详细说明。如图2(a)所示，涡旋部(流路)4从流路截面积大的入口部41朝向流路截面积小的出口部42形成为螺旋状。为了便于说明，将涡旋部4内侧的曲线称为内缘，将涡旋部4外侧的曲线称为外缘。
这里，将从入口部41供给的废气G的流动方向与构成涡旋部4的外缘的切线方向一致的点作为起点P1而将相位设定为0°。比该起点P1靠上游侧的部分构成入口部41，相位朝向下游侧(图中为逆时针方向)增加。因此，入口部41的相位与约－60°～0°的范围相当，出口部42的相位与270°～约300°的范围相当，中间部分43的相位与0°～270°的范围相当。
并且，半径R的圆C1是在设计涡旋部4时赋予的规定最大外形的框架尺寸。半径r的圆C2是在设计涡旋部4时赋予的规定管套的框架尺寸。并且，半径R、r的大小根据所适用的涡轮或增压器的种类、输出而不同。
如图2(a)所示，涡旋部4的外缘例如沿着圆C1从起点P1形成到中间部分43内的中间点P2，并且从中间点P2朝向终点P3以从圆C1逐渐减小的方式形成。该中间点P2的相位例如设定于180°～270°的范围内。
并且，涡旋部4的内缘例如从起点Q1朝向圆C2逐渐增大，并沿着圆C2从中间部分43内的中间点Q2形成到终点P3。该中间点Q2的相位例如设定于45°～135°的范围内。
与此相对，如图2(b)所示，现有技术的涡旋部40一般是以圆C2成为涡旋部40的中心线的方式形成。因此，涡旋部40的外缘形成为从起点P1朝向终点P3逐渐减小，涡旋部40的内缘形成为从起点Q1朝向终点P3逐渐增大。
从图2(a)与图2(b)的对此可知，本实施方式中的涡旋部4具有框架外形即接近圆C1的形状。并且，从涡旋部4的中心到内缘的距离比现有技术的涡旋部40大。其结果，如后所述能够使突出部8向涡旋部4的突出量比以往小。
图3(a)及图3(b)所示的断层图是以间隔30°的相位切断涡旋部4、40进行表示的图，层叠示出了相位－60°的流路截面(即与主流垂直的面)S1、相位－45°的流路截面S2、相位0°的流路截面S3、相位30°的流路截面S4、相位60°的流路截面S5、相位90°的流路截面S6、相位120°的流路截面S7、相位150°的流路截面S8、相位180°的流路截面S9、相位210°的流路截面S10、相位240°的流路截面S11、相位270°的流路截面S12、相位300°的流路截面S13。并且，各相位的值被提供作为与沿着流路的基准线(例如中心轴)上的位置对应的指标。并且，图中的矩形部分表示突出部8。
由这些图可知，本实施方式中的涡旋部4的流路截面形状的涡轮2的轴向长度La形成为比现有技术中的涡旋部40的流路截面形状的涡轮2的轴向长度La′长。并且，本实施方式中的涡旋部4的流路截面形状的涡轮2的径向长度Lr在相位90°的流路截面S6上接近突出部8的上端部。与此相对，现有技术中的涡旋部40的流路截面形状的涡轮2的径向长度Lr在相位180°的流路截面S9上接近突出部8的上端部。并且，0°以下的相位的流路截面(即入口部41的各流路截面)上的径向长度Lr是指在该流路截面上与轴向长度La垂直的方向的长度。
这意味着在本实施方式的涡旋部4中在相位90°～300°的范围内突出部8的突出量小，特别是在相位90°～180°的范围内与现有技术的涡旋部40相比突出部8的突出量小。
在概念上，在相位90°～180°的范围内使涡旋部4接近框架外形，从而使流路截面形状的涡轮2的径向长度Lr比现有技术的径向长度Lr′短，可以说是为了确保流路截面积而使流路截面形状在轴向长度La上延长。
即，涡旋部4的中间部分43构成为，使流路截面形状的涡轮2的轴向长度La加长，并使流路截面形状的涡轮2的径向长度Lr缩短，从而提高纵横比。其结果，本实施方式的涡旋部4形成为在中间部分43上由(流路截面形状的涡轮2的轴向长度La)/(流路截面形状的涡轮2的径向长度Lr)定义的纵横比高于现有技术的涡旋部40。
图4(a)是表示本实施方式的涡旋部4的纵横比的图。图4(b)是表示本实施方式的变形例的涡旋部的纵横比的图。在各图中，横轴表示相位(°)、纵轴表示纵横比。并且，在图4(a)中，方形(□)表示本实施方式的涡旋部4的数值、圆(○)表示现有技术的涡旋部40的数值。
如图4(a)所示，本实施方式的涡旋部4的纵横比是在相位－60°时为1.0(圆形状)。纵横比随着相位的增加而平滑地上升，在90°相位时达到峰值2.6，其后平滑地下降而在相位270°时变为约1.3。这样，由平滑的曲线构成纵横比，从而能够降低流过涡旋部4的废气的压力损失。
另一方面，现有技术的涡旋部40的纵横比在相位－60°时为1.0(圆形状)。纵横比随着相位的增加而上升，在相位为90°～180°的范围内大致为定值1.7，其后下降而在270°相位时变为约1.1。
如图所示，现有技术的涡旋部40的纵横比小于1.8，与此相对，本实施方式的涡旋部4在中间部分43具有纵横比为1.8以上的部分。即，本实施方式的涡旋部4与现有技术的涡旋部4相比具有扁平形状。
本实施方式的涡旋部4不限于图示的形状，例如既可以在距起点P1的相位30°～120°的范围内具有纵横比的峰值，峰值也可以设定于2.0～3.0的范围内。图4(b)作为变形例示出了在相位60°时具有纵横比的峰值3.0的第一变形例(□)、和在相位90°时具有纵横比的峰值2.0的第二变形例(○)。
如第一变形例所示，通过将纵横比的峰值设定于比相位90°靠上游侧，能够在较早的阶段降低突出部8的突出量，能够进一步降低突出部8引起的压力损失。并且，如第二变形例所示，通过将纵横比的峰值设定于比相位90°靠下游侧，能够使流路截面形状的变形更加平滑，能够容易降低伴随流路截面形状变化的压力损失。
另外，为了提高纵横比，优选使流路截面形状的涡轮2的轴向长度La较长。但是，如图1所示，涡旋部4一般在入口部41具有构成与其它配管连接的部分的凸缘部44。如果涡旋部4比该凸缘部44的轴向端部线W向外侧突出，则存在与其它车载零件发生干涉的可能性。因此，优选构成为涡旋部4的外形不会从凸缘部44突出。
根据上述本实施方式的涡旋部构造及增压器1，通过在涡旋部4的中间部分43使流路截面形状的纵横比提高，从而能够确保涡旋部4的流路截面积，并使流路截面形状构成为扁平形状，即使在以可变喷嘴机构6的一部分向涡旋部4突出的方式配置的涡轮2中，也能够避开突出部8形成涡旋部4的流路，能够降低向涡轮动叶21供给的流体的压力损失。
这里，参照图5(a)及图5(b)对上述涡旋部构造的效果进行说明。图5(a)及图5(b)是表示使用CFD(Computational Fluid Dynamics：计算流体力学)的涡旋部中的全压分布的解析结果的一个例子的图。图5(a)示出针对本实施方式的涡旋部4的解析结果。图5(b)示出针对现有技术的涡旋部的解析结果。并且，在各图中压力分布图例示地图示了相位90°的流路截面S6的情况。
如图5(a)所示，高压的区域α从本实施方式的涡旋部4的流路截面的中央部分横跨外缘部分而较宽地分布，低压的区域β在内缘侧的部分略有分布。与此相对，如图5(b)所示，高压的区域α′从现有技术的涡旋部40的流路截面的中央部分横跨外缘部分而较宽地分布，低压的区域β′在内缘侧的部分较宽地分布。
虽然这里是用灰色标度表示压力分布图，但是在实际的CFD解析结果的压力分布图中以彩色表示压力分布，按照压力从高到低的顺序表示为红色(等级1)→橙色(等级2)→黄色(等级3)→绿色(等级4)→蓝色(等级5)。并且，在对区域β和区域β′进行对比的情况下，在区域β中止于绿色(等级4)，与此相对，在区域β′则达到蓝色(等级5)，能够视觉地理解：在本实施方式的涡旋部构造中能够降低压力损失。
参照图6(a)及图6(b)对上述本实施方式的涡旋部构造的评价试验结果进行说明。这里，图6(a)及图6(b)是表示涡轮的要素试验结果的图。图6(a)示出涡轮效率。图6(b)示出涡轮流量比。在各图中，用方形(□)及实线图示了图2(a)及图3(a)所示的本实施方式的涡旋部构造的数据，用圆(○)及虚线图示了图2(b)及图3(b)所示的现有技术的涡旋部构造的数据。
本要素试验，通过增压器的单体试验设备向涡轮供给高压及高温的燃烧气体而使涡轮轴旋转，从而计测涡轮出入口的压力比(出口压力/入口压力)和通过涡轮的流量，并且计测同轴上的压缩机的消耗动力而计算出涡轮效率。
在图6(a)中，横轴表示压力比，纵轴表示涡轮效率(％)。如图所示，关于高转速时的涡轮效率，在具有现有技术的涡旋部构造的涡轮和具有本实施方式的涡旋部构造的涡轮之间未观察到显著的差异。但是，关于低转速时的涡轮效率，与具有现有技术的涡旋部构造的涡轮相比，具有本实施方式的涡旋部构造的涡轮要胜出约2～3pts。通常，低转速区域是增压器(涡轮)运转时必须使用(或通过)的区域，即使是对低转速区域的涡轮效率进行微小的改善也非常有意义。
在图6(b)中，横轴表示压力比，纵轴表示涡轮流量比(具有本实施方式的涡旋部构造的涡轮流量/具有现有技术的涡旋部构造的涡轮流量)。如图所示，关于涡轮流量比，能够明白无论在高转速的情况下还是低转速的情况下，与具有现有技术的涡旋部构造的涡轮相比，具有本实施方式的涡旋部构造的涡轮都要胜出约2～3％。
根据上述的本评价试验结果，具有本实施方式的涡旋部构造的增压器，通过降低向动叶供给的流体的压力损失，从而与具有现有技术的涡旋部构造的增压器相比，能够改善涡轮效率并实现流量的增大。
并且，图1所示的增压器1不限于图示的构造，而既可以是可变喷嘴机构6的结构不同的增压器或不具备可变喷嘴机构6的增压器，也可以是非车辆用的增压器，还可以是具有通过废气以外的气体或水等液体驱动的涡轮2的增压器。
本发明不限于上述实施方式，而能够在不脱离本发明宗旨的范围内进行各种变更。
Claims (5)
1.一种涡旋部构造，其特征在于，
具备流路，该流路绕向动叶供给流体以获得动力的涡轮的上述动叶的旋转轴，形成为由入口部、出口部以及上述入口部与上述出口部的中间部分构成的螺旋形状，
上述中间部分的流路截面形状的纵横比高于上述入口部及上述出口部的纵横比，
上述纵横比定义为：上述流路截面形状的上述涡轮的轴向长度/上述流路截面形状的上述涡轮的径向长度，
上述中间部分至少具有上述纵横比为1.8以上的部分。
2.根据权利要求1所述的涡旋部构造，其特征在于，
上述流路在距起点30°～120°的范围内具有上述纵横比的峰值。
3.根据权利要求2所述的涡旋部构造，其特征在于，
上述峰值设定于2.0～3.0的范围内。
4.根据权利要求3所述的涡旋部构造，其特征在于，
上述涡轮具备在从上述流路向上述动叶供给流体的导入路配置有多个能够转动的叶片的可变喷嘴机构，
且配置为该可变喷嘴机构的一部分向上述流路突出。
5.一种增压器，其具有：涡轮，其包含通过废气的供给进行旋转的涡轮动叶；以及压缩机，其包含与上述涡轮动叶同轴地联结的叶轮而通过上述叶轮的旋转吸入空气，
上述增压器的特征在于，
上述涡轮具备权利要求1～权利要求4的任一项所述的涡旋部构造。
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