CN109790853B - 离心压缩机以及涡轮增压器 - Google Patents

离心压缩机以及涡轮增压器 Download PDF

Info

Publication number
CN109790853B
CN109790853B CN201780049848.5A CN201780049848A CN109790853B CN 109790853 B CN109790853 B CN 109790853B CN 201780049848 A CN201780049848 A CN 201780049848A CN 109790853 B CN109790853 B CN 109790853B
Authority
CN
China
Prior art keywords
flow path
diffuser
centrifugal compressor
impeller
dividing ring
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Active
Application number
CN201780049848.5A
Other languages
English (en)
Other versions
CN109790853A (zh
Inventor
东森弘高
神坂直志
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Mitsubishi Heavy Industries Engine and Turbocharger Ltd
Original Assignee
Mitsubishi Heavy Industries Engine and Turbocharger Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Mitsubishi Heavy Industries Engine and Turbocharger Ltd filed Critical Mitsubishi Heavy Industries Engine and Turbocharger Ltd
Publication of CN109790853A publication Critical patent/CN109790853A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN109790853B publication Critical patent/CN109790853B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/44—Fluid-guiding means, e.g. diffusers
    • F04D29/441—Fluid-guiding means, e.g. diffusers especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/444—Bladed diffusers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B39/00—Component parts, details, or accessories relating to, driven charging or scavenging pumps, not provided for in groups F02B33/00 - F02B37/00
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C6/00—Plural gas-turbine plants; Combinations of gas-turbine plants with other apparatus; Adaptations of gas-turbine plants for special use
    • F02C6/04—Gas-turbine plants providing heated or pressurised working fluid for other apparatus, e.g. without mechanical power output
    • F02C6/10—Gas-turbine plants providing heated or pressurised working fluid for other apparatus, e.g. without mechanical power output supplying working fluid to a user, e.g. a chemical process, which returns working fluid to a turbine of the plant
    • F02C6/12—Turbochargers, i.e. plants for augmenting mechanical power output of internal-combustion piston engines by increase of charge pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D17/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
    • F04D17/08—Centrifugal pumps
    • F04D17/10—Centrifugal pumps for compressing or evacuating
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D25/00—Pumping installations or systems
    • F04D25/02—Units comprising pumps and their driving means
    • F04D25/04—Units comprising pumps and their driving means the pump being fluid-driven
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05B—INDEXING SCHEME RELATING TO WIND, SPRING, WEIGHT, INERTIA OR LIKE MOTORS, TO MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS COVERED BY SUBCLASSES F03B, F03D AND F03G
    • F05B2240/00—Components
    • F05B2240/10—Stators
    • F05B2240/12—Fluid guiding means, e.g. vanes
    • F05B2240/123—Nozzles
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/40—Application in turbochargers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/50—Inlet or outlet
    • F05D2250/52—Outlet

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Chemical Kinetics & Catalysis (AREA)
  • General Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
  • Supercharger (AREA)

Abstract

一种离心压缩机，具备：叶轮；扩散器流路形成部，其在叶轮的下游侧形成环状的扩散器流路；多个小桨叶盘面积比扩散器翼，其沿叶轮的周向隔开间隔地设于扩散器流路；流路分割圆环，其沿叶轮的径向在扩散器流路中延伸，将扩散器流路分割为轮毂侧流路与护罩侧流路。

Description

离心压缩机以及涡轮增压器
技术领域
本公开涉及离心压缩机以及涡轮增压器。
背景技术
一般来说，离心压缩机在叶轮的下游侧具备扩散器。扩散器被分类为具备扩散器翼(叶片)的叶片式扩散器和不具备叶片的无叶片式扩散器。
叶片式扩散器被分类为小桨叶盘面积比扩散器与通常的叶片式扩散器。
图22是表示具备叶片式扩散器的现有的离心压缩机的概略结构的子午面图。图23是局部表示现有的离心压缩机的内部结构配置的主视图。在图22以及图23中，为了方便说明，将以下说明的小桨叶盘面积比扩散器翼与通常的叶片式扩散器翼记载于同一附图内。
所谓“小桨叶盘面积比扩散器”，指的是具有以下的翼(以下，称作“小桨叶盘面积比扩散器翼”)的叶片式扩散器：如图23的第二象限所示，该翼构成为，同一翼的前缘和后缘之间的距离H与相邻的翼的前缘之间的周向距离I(绕叶轮的旋转中心的圆周上的距离)之比H/I约为1左右以及小于1，比H/I即使较大也为1.5以下，即，比H/I为1.5以下。通常的小桨叶盘面积比扩散器翼由于构成为满足H/I＜1，因此在相邻的小桨叶盘面积比扩散器翼之间不形成喉口。
另外，“通常的叶片式扩散器”指的是小桨叶盘面积比扩散器以外的叶片式扩散器。即，如图23的第一象限所示，指的是具有上述比H/I比1充分大且至少为1.5以上的翼(以下，称作“通常的叶片式扩散器翼”)的叶片式扩散器。通常的叶片式扩散器翼由于构成为满足H/I≥1，因此在相邻的通常的叶片式扩散器翼之间如图23所示那样形成喉口S。
专利文献1中公开了具备通常的叶片式扩散器的离心压缩机。在专利文献1的离心压缩机中，扩散器流路被圆盘状的分隔板在流路宽度方向上分割为两部分，并且在该分割出的各个流路中设有具有与各个流路的平均流动角相等的入口叶片角度的多个引导叶片。由此，减少带叶片的扩散器的入口部的入射损失，并且实现了扩散器内的二次流动损失的减少。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开昭60-184999号公报
发明内容
发明将要解决的技术问题
在图24中，分别以虚线、实线以及单点划线示出带无叶片式扩散器的离心压缩机的流量压力特性、带通常的叶片式扩散器的离心压缩机的流量压力特性以及带小桨叶盘面积比扩散器翼的离心压缩机的流量压力特性。另外，在图25中，分别以虚线、实线以及单点划线示出带无叶片式扩散器的离心压缩机的流量效率特性、带通常的叶片式扩散器的离心压缩机的流量效率特性以及带小桨叶盘面积比扩散器翼的离心压缩机的流量效率特性。
一般来说，带无叶片式扩散器的离心压缩机如图24以及图25所示，由于喘振流量较小，且节流口流量较大，因此具有如下特征：虽然能够在较大的流量范围内运行，但是效率较低。
另一方面，带通常的叶片式扩散器的离心压缩机如图24以及图25所示，与带无叶片式扩散器的离心压缩机相比，喘振流量较大且节流口流量较小，因此具有如下特征：虽然可运行的流量范围窄，但是效率高。
与此相对，带小桨叶盘面积比扩散器的离心压缩机如上述那样在小桨叶盘面积比扩散器翼之间未形成喉口，因此如图24以及图25所示，表现出带无叶片式扩散器的离心压缩机与带通常的叶片式扩散器的离心压缩机的中间特性。关于带小桨叶盘面积比扩散器的离心压缩机，由于节流口流量比通常的叶片式扩散器大，喘振流量比通常的叶片式扩散器小，因此相比于通常的叶片式扩散器，可运行的流量范围变大。另外，小桨叶盘面积比扩散器如图24以及图25所示具有与无叶片式扩散器相比压力恢复率更高，所以具有效率高的特征，但被期望进一步的效率提高。在这方面，专利文献1中未公开用于提高小桨叶盘面积比扩散器中的效率的想法。
本发明的至少一实施方式是鉴于上述现有技术问题而完成的，其目的在于，在具备小桨叶盘面积比扩散器翼的离心压缩机方面提供高效率的离心压缩机，并且提供具备该离心压缩机的涡轮增压器。
用于解决技术问题的手段
(1)本发明的至少一实施方式的离心压缩机具备：叶轮；扩散器流路形成部，其在所述叶轮的下游侧形成环状的扩散器流路；多个小桨叶盘面积比扩散器翼，其沿所述叶轮的周向隔开间隔地设于所述扩散器流路；流路分割圆环，其沿所述叶轮的径向在所述扩散器流路中延伸，将所述扩散器流路分割为轮毂侧流路与护罩侧流路。
根据上述(1)所述的离心压缩机，通过设有流路分割圆环，能够缩窄扩散器流路中的流路分割圆环所在的区间的流路面积。由此，能够抑制沿着扩散器流路形成部的壁面(扩散器流路中的轮毂侧的流路壁面以及护罩侧的流路壁面)的边界层的扩展。
另外，在上述离心压缩机中，沿小桨叶盘面积比扩散器翼的负压面形成的边界层从小桨叶盘面积比扩散器翼的负压面的弦长的中央一带起在下游处从该负压面向流路分割圆环的壁面移动，并沿流路分割圆环的壁面向径向内侧流动。即，对沿着小桨叶盘面积比扩散器翼的负压面的边界层产生从该负压面朝向流路分割圆环的壁面吸出的作用。因此，能够比不具有流路分割圆环的现有的小桨叶盘面积比扩散器更有效地抑制沿着小桨叶盘面积比扩散器翼的负压面的边界层的扩展。因此，能够使作为小桨叶盘面积比翼的翼升力的反作用对气流起作用的力有效地发挥功能，结果，能够提高扩散器流路中的压力恢复率而实现高效率的离心压缩机。
(2)在几个实施方式中，在上述(1)所述的离心压缩机中，所述小桨叶盘面积比扩散器翼以与所述流路分割圆环交叉的方式沿所述叶轮的轴向从所述轮毂侧流路延伸到所述护罩侧流路。
根据上述(2)所述的离心压缩机，对小桨叶盘面积比扩散器翼中的负压面的边界层产生向扩散器流路形成部的两个壁面(扩散器流路中的轮毂侧的流路壁面以及护罩侧的流路壁面)、流路分割圆环中的面向轮毂侧流路的壁面、以及流路分割圆环中的面向护罩侧流路的壁面共计四个壁面吸出的作用。因此，能够比不具有流路分割圆环的现有的小桨叶盘面积比扩散器更有效地抑制沿着小桨叶盘面积比扩散器翼的负压面的边界层的扩展。因此，能够使小桨叶盘面积比翼的翼升力的作用有效地发挥功能，结果，能够提高扩散器流路中的压力恢复率而实现高效率的离心压缩机。
(3)在几个实施方式中，在上述(2)所述的离心压缩机中，所述小桨叶盘面积比扩散器翼的前缘处的翼角在所述轴向上从所述前缘的轮毂侧端到护罩侧端是相同的。
根据上述(3)所述的离心压缩机，在小桨叶盘面积比扩散器翼的前缘处的翼角相同的简单结构中，能够提高扩散器流路中的压力恢复率而实现高效率的离心压缩机。
(4)在几个实施方式中，在上述(1)至(3)中任一项所述的离心压缩机中，所述流路分割圆环与所述多个小桨叶盘面积比扩散器翼一体地构成，所述小桨叶盘面积比扩散器翼包含与设于所述扩散器流路形成部的流路壁侧卡合部卡合的扩散器翼侧卡合部，通过使所述扩散器翼侧卡合部卡合于所述流路壁侧卡合部而将所述流路分割圆环保持于所述扩散器流路内。
根据上述(4)所述的离心压缩机，能够利用一个部件构成流路分割圆环与多个小桨叶盘面积比扩散器翼。另外，通过使扩散器翼侧卡合部卡合于所述流路壁侧卡合部，能够将由流路分割圆环与多个小桨叶盘面积比扩散器翼构成的一个部件与叶轮的旋转轴同轴地固定。
(5)在几个实施方式中，在上述(1)至(4)中任一项所述的离心压缩机中，若将所述护罩侧流路在所述流路分割圆环的内周端的位置处沿所述叶轮的轴向的流路宽度设为ZSi，将所述轮毂侧流路在所述流路分割圆环的内周端的位置处沿所述轴向的流路宽度设为ZHi，将所述护罩侧流路在所述流路分割圆环的外周端的位置处沿所述轴向的流路宽度设为ZSo，将所述轮毂侧流路在所述流路分割圆环的外周端的位置处沿所述轴向的流路宽度设为ZHo，则所述流路分割圆环形成为满足ZSi/ZHi＞ZSo/ZHo。
在扩散器流路的入口附近，相比于护罩侧，轮毂侧的流速更快，流量更多。因此，通过如上述(5)记载那样以满足ZSi/ZHi＞ZSo/ZHo的方式构成流路分割圆环，在通过流路分割圆环的期间，护罩侧流路的流路宽度与轮毂侧流路的流路宽度之比变小，因此能够减小轮毂侧流路与护罩侧流路的流速之差而使流路分割圆环的出口处的流速分布均匀。由此，能够有效地抑制扩散器流路中的损失的增大，能够提高扩散器流路中的压力恢复率而实现高效率的离心压缩机。
(6)在几个实施方式中，在上述(1)至(5)中任一项所述的离心压缩机中，所述流路分割圆环的所述内周端在所述径向上比所述小桨叶盘面积比扩散器翼的前缘更靠内侧。
根据上述(6)所述的离心压缩机，能够提高扩散器流路中的压力恢复率而实现高效率的离心压缩机。
(7)在几个实施方式中，在上述(1)至(5)中任一项所述的离心压缩机中，所述流路分割圆环的所述内周端在所述径向上比所述小桨叶盘面积比扩散器翼的前缘更靠外侧。
根据上述(7)所述的离心压缩机，能够提高扩散器流路中的压力恢复率而实现高效率的离心压缩机。
(8)在几个实施方式中，在上述(1)至(7)中任一项所述的离心压缩机中，所述流路分割圆环的所述外周端在所述径向上比所述小桨叶盘面积比扩散器翼的后缘更靠内侧。
根据上述(8)所述的离心压缩机，能够提高扩散器流路中的压力恢复率而实现高效率的离心压缩机。
(9)在几个实施方式中，在上述(1)至(7)中任一项所述的离心压缩机中，所述流路分割圆环的所述外周端在所述径向上比所述小桨叶盘面积比扩散器翼的后缘更靠外侧。
根据上述(9)所述的离心压缩机，能够提高扩散器流路中的压力恢复率而实现高效率的离心压缩机。
(10)在几个实施方式中，在上述(1)至(9)中任一项所述的离心压缩机中，所述流路分割圆环中的包含所述内周端的内周侧端部形成为沿所述叶轮的轴向的厚度随着朝向所述径向上的外侧而变大。
根据上述(10)所述的离心压缩机，能够抑制扩散器流路的气流碰撞于流路分割圆环的内周侧端部所导致的损失的增大。
(11)在几个实施方式中，在上述(1)至(10)中任一项所述的离心压缩机中，所述流路分割圆环中的包含所述外周端的外周侧端部形成为沿所述叶轮的轴向的厚度随着朝向所述径向上的内侧而变大。
根据上述(11)所述的离心压缩机，能够使轮毂侧流路的气流与护罩侧流路的气流顺畅地合流，抑制流路分割圆环的外周端附近的损失增大。
(12)在几个实施方式中，在上述(1)至(11)中任一项所述的离心压缩机中，所述轮毂侧流路在包含所述内周端的位置的至少一部分的区间中沿所述叶轮的轴向的流路宽度随着朝向下游侧而减少。
根据上述(12)所述的离心压缩机，在该区间中，能够随着朝向下游侧而减薄沿着轮毂侧的流路壁的边界层。另外，只要适当地调节轮毂侧流路与护罩侧流路的流路宽度，就能够使轮毂侧流路的出口位置的流速与护罩侧流路的出口位置的流速大致相等。
(13)在几个实施方式中，在上述(1)至(12)中任一项所述的离心压缩机中，所述护罩侧流路在包含所述内周端的位置的至少一部分的区间中沿所述叶轮的轴向的流路宽度随着朝向下游侧而减少。
根据上述(13)所述的离心压缩机，在该区间中，能够随着朝向下游侧而减薄沿着护罩侧流路壁部的壁面的边界层。另外，只要适当地调节轮毂侧流路与护罩侧流路的流路宽度，就能够使轮毂侧流路的出口位置的流速与护罩侧流路的出口位置的流速大致相等。
(14)本发明的至少一实施方式的涡轮增压器具备上述(1)至(13)中任一项所述的离心压缩机。
根据上述(14)所述的涡轮增压器，由于具备上述(1)至(13)中任一项所述的离心压缩机，因此能够提供高效率的涡轮增压器。
发明效果
根据本发明的至少一个实施方式，在具备小桨叶盘面积比扩散器翼的离心压缩机方面能够提供高效率的离心压缩机，并且提供具备该离心压缩机涡轮增压器。
附图说明
图1是一实施方式的离心压缩机2(2A)的一部分的子午剖面图。
图2是局部表示沿叶轮4的旋转轴线O从上游侧观察的离心压缩机2(2A)的内部结构的配置例的概略图。
图3是表示离心压缩机2(2A)中的扩散器流路12的边界层的状态的图(图2中的A-A视图)。
图4是离心压缩机2(2A)中的流路分割圆环22附近的放大图。
图5是用于说明扩散器流路12中的流速分布以及流量的偏移的图。
图6是表示离心压缩机2(2A)的流量压力特性与现有的带无叶片式扩散器的离心压缩机的流量压力特性之间的对比的图。
图7是表示离心压缩机2(2A)的流量效率特性与现有的带无叶片式扩散器的离心压缩机的流量效率特性之间的对比的图。
图8是用于说明在一体地构成小桨叶盘面积比扩散器翼16与流路分割圆环22的情况下小桨叶盘面积比扩散器翼16的固定方法的一个例子的图，示出了将小桨叶盘面积比扩散器翼16与护罩外壳24从规定的位置取下的状态。
图9是局部表示沿叶轮4的旋转轴线O从上游侧观察的离心压缩机2(2A)的内部结构的配置例的概略图。
图10是一实施方式的离心压缩机2(2B)的一部分的子午剖面图。
图11是局部表示沿叶轮4的旋转轴线O从上游侧观察的离心压缩机2(2B)的内部结构的配置的概略图。
图12是用于说明离心压缩机2(2B)所起到的作用的图。
图13是一实施方式的离心压缩机2(2C)的一部分的子午剖面图。
图14是局部表示沿旋转轴线O从上游侧观察的离心压缩机2(2C)的内部结构的配置的概略图。
图15是表示图14中的D-D剖面的一个例子的示意性的图。
图16是表示图14中的D-D剖面的另一个例子的示意性的图。
图17是用于说明小桨叶盘面积比扩散器翼16的负压面32的边界层的吸出效应的图。
图18是用于说明设有拐角R部的情况下的小桨叶盘面积比扩散器翼16的负压面32的边界层的吸出效应的图。
图19是用于说明一实施方式的离心压缩机2(2D)的扩散器流路形成部14的形状的图。
图20是一参考方式的离心压缩机2(2E)的一部分的子午剖面图。
图21是局部表示沿叶轮4的旋转轴线O从上游侧观察的离心压缩机2(2E)的内部结构的配置例的概略图。
图22是表示具备叶片式扩散器的现有的离心压缩机的一部分的子午面图。
图23是局部表示现有的离心压缩机的内部结构的配置的主视图。
图24是表示带无叶片式扩散器的离心压缩机、带通常的叶片式扩散器的离心压缩机以及带小桨叶盘面积比扩散器的离心压缩机的流量压力特性之间的对比的图。
图25是表示带无叶片式扩散器的离心压缩机、带通常的叶片式扩散器的离心压缩机以及带小桨叶盘面积比扩散器的离心压缩机的流量效率特性之间的对比的图。
图26是表示具备通常的叶片式扩散器的现有的离心压缩机中的扩散器流路的边界层的状态的图(图23中的B-B视图)。
图27是表示具备小桨叶盘面积比扩散器但不具备流路分割圆环的现有的离心压缩机中的扩散器流路的边界层的状态的图(图23中的C-C视图)。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的在几个实施方式进行说明。不过，被记载为实施方式的或附图所示的结构部件的尺寸、材质、形状、其相对配置等并不是要将本发明的范围限制于此，只是单纯的说明例。
例如，“在某一方向(上)”、“沿(着)某一方向”、“平行”、“正交”、“中心”、“同心”或“同轴”等表示相对或绝对配置的表述，不只是要严格表示那样的配置，还表示以公差、或者以可得到相同功能的程度的角度、距离进行了相对位移的状态
例如，“相同”、“相等”以及“均质”等表示事物为相等状态的表述，不只要表示严格相等的状态，还表示存在公差、或者存在可得到相同功能的程度的偏差的状态。
例如，四边形状或圆筒形状等表示形状的表述，不只要表示几何学上严格意义下的四边形状或圆筒形状等形状，还表示在可获得相同效果的范围内包含凹凸部或倒角部等的形状。
另一方面，“配置”、“配备”、“具备”、“包含”或“具有”一构成部件这一表述并不是排除其他构成部件存在的排他性表达。
图1是一实施方式的离心压缩机2(2A)的一部分的子午剖面图。图2是局部表示沿叶轮4的旋转轴线O从上游侧观察的离心压缩机2(2A)的内部结构的配置的概略图。离心压缩机2的叶轮4经由旋转轴6连结于未图示的涡轮机的涡轮机转子，利用离心压缩机2以及未图示的涡轮机构成涡轮增压器8。
如图1以及图2的至少一方所示，离心压缩机2(2A)具备：叶轮4，其包含轮毂47以及立设于轮毂47的外周面的多个叶轮翼49；小桨叶盘面积比扩散器10，其设于叶轮4的下游侧。小桨叶盘面积比扩散器10具备：扩散器流路形成部14，其在叶轮4的下游侧形成圆环状的扩散器流路12；多个小桨叶盘面积比扩散器翼16，其沿叶轮4的周向隔开间隔地设于扩散器流路12；流路分割圆环22，其沿叶轮4的径向在扩散器流路12中延伸，将扩散器流路12分割为轮毂侧流路18与护罩侧流路20。小桨叶盘面积比扩散器翼16以与流路分割圆环22交叉的方式沿叶轮4的轴向从轮毂侧流路18延伸到护罩侧流路20。另外，“小桨叶盘面积比扩散器”的定义以及“小桨叶盘面积比扩散器翼”的定义如背景技术一栏中所记载。
在图示的方式中，扩散器流路12设于叶轮4的出口位置P1与在叶轮4的外周侧形成的未图示的涡旋流路之间。扩散器流路形成部14由收容叶轮4的护罩外壳24中的、比叶轮4的出口位置P1更靠径向外侧且比未图示的涡旋流路更靠径向内侧的范围所对应的圆板状的流路壁部(以下，称作“护罩侧流路壁部26”)、以及对支承叶轮4的旋转轴6的未图示的轴承装置进行收容的轴承外壳28中的、与护罩侧流路壁部26对置的圆板状的流路壁部(以下，称作“轮毂侧流路壁部30”)构成。
根据离心压缩机2(2A)，通过设有流路分割圆环22，能够缩窄扩散器流路12中的流路分割圆环22所在的区间的流路宽度。由此，能够抑制沿着护罩侧流路壁部26的边界层的扩展以及沿轮毂侧流路壁部30的边界层的扩展。
另外，根据离心压缩机2(2A)，通过设有流路分割圆环22，能够有效地抑制沿小桨叶盘面积比扩散器翼16的负压面形成的边界层的扩展，能够提高扩散器流路12中的压力恢复率而实现高效率的离心压缩机2(2A)。
以下，使用图3、图26以及图27对该效果进行说明。图3是表示上述离心压缩机2(2A)中的扩散器流路12的边界层的状态的图(图2中的A-A视图)。图26是表示具备通常的叶片式扩散器的现有的离心压缩机中的扩散器流路的边界层的状态的图(图23中的B-B视图)。图27是表示具备小桨叶盘面积比扩散器但不具备流路分割圆环的现有的离心压缩机中的扩散器流路的边界层的状态的图(图23中的C-C视图)。
如图26所示，在现有的叶片式扩散器中，在相邻的通常的叶片式扩散器翼之间，在A-A剖面上几乎没有压力梯度，在通常的叶片式扩散器翼的压力面、负压面、护罩侧流路壁的壁面以及轮毂侧流路壁的壁面上，边界层分别大致同等地扩展。
另一方面，如图27所示，在现有的小桨叶盘面积比扩散器中，在相邻的小桨叶盘面积比扩散器翼之间未形成喉口，因此在小桨叶盘面积比扩散器中，由于翼的升力的反作用，具有朝向半径外侧提高气流的压力而提高扩散器的压力恢复率的作用，但与一般的单独翼相同，存在边界层沿负压面扩大的技术问题。但是，在单独翼中，在翼端不具有壁面，而在小桨叶盘面积比扩散器中，具有与翼负压面相连的扩散器壁面，越是沿B-B剖面(参照图23)的扩散器壁面远离小桨叶盘面积比扩散器翼的负压面，则距叶轮的旋转轴线的距离越小，压力越是降低。因此，小桨叶盘面积比扩散器翼的负压面的边界层的气流不仅沿负压面向径向外侧流动，还分别沿护罩侧流路壁的壁面以及轮毂侧流路壁的壁面从压力梯度高的一侧向低的一侧流出。即，如箭头E所示，产生沿着负压面的边界层被向护罩侧流路壁的壁面以及轮毂侧流路壁的壁面吸出的作用(以下，存在“边界层的吸出效应”这一情况)。其结果，沿着小桨叶盘面积比扩散器翼的负压面的边界层比沿着叶片式扩散器翼的负压面的边界层薄。
与此相对，如图3所示，在上述离心压缩机2(2A)中，沿小桨叶盘面积比扩散器翼16的负压面32形成的边界层BL不仅沿护罩侧流路壁部26的壁面27以及轮毂侧流路壁部30的壁面31从压力梯度的高的一侧向低的一侧流出，还沿流路分割圆环22的壁面34、36从压力梯度的高的一侧向低的一侧流出(在图3中由虚线表示等压线，流出方向是沿壁面27、31远离负压面32的方向)。即，对沿负压面32形成的边界层BL如箭头E所示那样起到朝向四个壁面27、31、34、36吸出的作用。因此，能够比现有的小桨叶盘面积比扩散器更有效地抑制沿着小桨叶盘面积比扩散器翼16的负压面32的边界层BL的扩展。因此，能够使作为小桨叶盘面积比扩散器翼16的翼升力的反作用对气流起作用的力有效地发挥功能，结果，能够提高扩散器流路12中的压力恢复率而实现高效率的离心压缩机2(2A)。
在几个实施方式中，图2所示的小桨叶盘面积比扩散器翼16的前缘38处的翼角θ(小桨叶盘面积比扩散器翼16的弧面曲线与叶轮4的径向在前缘38的位置所成的角度)在轴向上从前缘38的轮毂侧端54到护罩侧端56是相同的。另外，在图2以及图4等所示的方式中，流路分割圆环22的内周端46在径向上比小桨叶盘面积比扩散器翼16的前缘38更靠内侧，流路分割圆环22的外周端48在径向上比小桨叶盘面积比扩散器翼16的后缘39更靠内侧。
在几个实施方式中，例如如图4所示，流路分割圆环22中的包含内周端46的内周侧端部50形成为沿叶轮4的轴向的厚度ti随着朝向径向上的外侧而变大。另外，流路分割圆环22中的包含外周端48的外周侧端部52形成为沿叶轮的轴向的厚度to随着朝向径向上的内侧而变大。在图示的例示性方式中，流路分割圆环22具有在内周端46附近以及外周端48附近较薄地形成并且在中央部较厚地形成的翼形状的剖面形状。注意，流路分割圆环22也可以具有在内周端46附近以及外周端48附近较薄地形成并且在中央部较厚地形成的透镜状的剖面形状，还可以以大致一定的厚度形成、并在内周端46附近以及外周端48附近形成为圆弧状。
根据该结构，能够抑制扩散器流路12的气流碰撞于流路分割圆环22的内周侧端部50所导致的损失的增大。另外，能够使轮毂侧流路18的气流与护罩侧流路20的气流顺畅地合流，抑制流路分割圆环22的外周端48附近的损失增大。
在几个实施方式中，例如如图4所示，轮毂侧流路18在包含内周端46的位置的至少一部分的区间中沿叶轮4的轴向的流路宽度ZH随着朝向下游侧而减少。由此，在该区间中，能够随着朝向下游侧而减薄沿着面向轮毂侧流路18的上述壁面31、36的边界层。另外，护罩侧流路20在包含内周端46的位置的至少一部分的区间中沿叶轮4的轴向的流路宽度ZS随着朝向下游侧而减少。由此，在该区间中，能够随着朝向下游侧而减薄沿着面向护罩侧流路20的上述壁面27、34的边界层。其结果，在流路分割圆环22的外周端48的位置之前，轮毂侧与护罩侧的气流具有大致相同的边界层厚度，轮毂侧流路18的流速分布与护罩侧流路20的流速分布大致相等。
另外，作为边界层的一般特性，在上游的边界层薄时进行了减速的情况下的下游的边界层的扩大率倾向于小于在上游的边界层厚时进行了相同的减速的情况下的下游的边界层的扩大率。在图示的方式中，在轮毂侧流路18以及护罩侧流路20各自中，在包含流路分割圆环22的外周端48的位置的一部分的区间中，沿叶轮的轴向的流路宽度ZH、ZS随着朝向外周侧而分别扩大，因此在该区间中，沿着壁面27、31、34、36的边界层具有扩大的趋势，但通过在上游侧减薄边界层，抑制了该区间中的边界层的扩大。
而且，如图3等所示，与无流路分割圆环22的情况(参照图27)相比，对沿负压面32形成的边界层BL具有上述吸出效应的壁面从两个面增加到了四个面(壁面27、31、34、36)，由此，小桨叶盘面积比扩散器10的压力恢复率的上升效应变大。因此，抵消了设置流路分割圆环22所导致的壁面数量增加本身所引起的边界层的合计厚度增大的作用，有效地使压力恢复率上升。
在几个实施方式中，例如如图4所示，若将护罩侧流路20在流路分割圆环22的内周端46的位置处沿叶轮4的轴向的流路宽度设为ZSi，将轮毂侧流路18在流路分割圆环的内周端46的位置处沿轴向的流路宽度设为ZHi，将护罩侧流路20在流路分割圆环的外周端48的位置处沿轴向的流路宽度设为ZSo，将轮毂侧流路18在流路分割圆环的外周端48的位置处沿轴向的流路宽度设为ZHo，则流路分割圆环22形成为满足ZSi/ZHi＞ZSo/ZHo。即，以流路宽度ZSi除以流路宽度ZHi而得的值ZSi/ZHi比流路宽度ZSo除以流路宽度ZHo而得的值ZSo/ZHo大的方式构成流路分割圆环22。以下对这样构成的理由进行说明。
如图5所示，在扩散器流路12的入口位置(即叶轮4的出口位置P1)附近，相比于护罩侧，叶轮4的轮毂侧的流速更快，流量更多。即，在叶轮4的出口位置P1引出将流量分割为两部分的虚拟的中心线L的情况下，在叶轮4的出口位置P1处，从叶轮4的轮毂47到中心线L的距离d1小于扩散器流路12的入口宽度d0的一半。
因此，通过如上述那样以满足ZSi/ZHi＞ZSo/ZHo的方式构成流路分割圆环22，在通过流路分割圆环22的期间，护罩侧流路20的流路宽度ZS与轮毂侧流路18的流路宽度ZH之比变小，因此能够减小轮毂侧流路18与护罩侧流路20的流速之差而使流路分割圆环22的外周端48的位置处的流速分布均匀。因此，能够使扩散器流路12的出口位置附近的流速分布均匀。
由此，能够有效地抑制扩散器流路12中的损失的增大，能够提高扩散器流路12中的压力恢复率而实现高效率的离心压缩机2(2A)。另外，上述的值ZSo/ZHo优选的是设为护罩侧流路20在与流路分割圆环22的内周端46的位置处的流量QSi除以轮毂侧流路18在流路分割圆环22的内周端46的位置处的流量QHi而得的值QSi/QHi相同的程度(例如，相对于值QSi/QHi为90％～110％的范围内)。
图6是表示上述离心压缩机2(2A)的流量压力特性与现有的带无叶片式扩散器的离心压缩机的流量压力特性之间的对比的图。图7是表示上述离心压缩机2(2A)的流量效率特性与现有的带无叶片式扩散器的离心压缩机的流量效率特性之间的对比的图。在图6中，用实线示出了离心压缩机2(2A)的流量压力特性，用虚线示出了现有的带无叶片式扩散器的离心压缩机的流量压力特性。另外，在图7中，用实线示出了离心压缩机2(2A)的流量效率特性，用虚线示出了现有的带无叶片式扩散器的离心压缩机的流量效率特性。如图6的箭头a1以及图7的箭头a2所示，根据离心压缩机2(2A)，与现有的带无叶片式扩散器的离心压缩机相比，能够实现高压力且高效率。
在几个实施方式中，例如如图8以及图9所示，流路分割圆环22与多个小桨叶盘面积比扩散器翼16一体地构成。另外，如图8所示，小桨叶盘面积比扩散器翼16包含与设于扩散器流路形成部14的流路壁侧卡合部40卡合的扩散器翼侧卡合部42，通过使扩散器翼侧卡合部42卡合于流路壁侧卡合部40而将流路分割圆环22保持于扩散器流路12内。在图示的例示性方式中，扩散器翼侧卡合部42构成为从小桨叶盘面积比扩散器翼16中的与轮毂侧流路壁部30对置的端面44朝向轮毂侧流路壁部30沿轴向突出的突起部，流路壁侧卡合部40构成为与该突起部嵌合的嵌合孔。扩散器翼侧卡合部42例如在与小桨叶盘面积比扩散器翼16中的最厚的部分对应的位置设为圆柱状或圆锥状的突起部，流路壁侧卡合部40构成为与该突起部嵌合的圆孔。扩散器翼侧卡合部42可以设于全部的小桨叶盘面积比扩散器翼16，也可以如图9所示那样设于一部分的小桨叶盘面积比扩散器翼16。
根据该结构，能够将流路分割圆环22与多个小桨叶盘面积比扩散器翼16构成为一个环状部件。另外，通过使扩散器翼侧卡合部42卡合于流路壁侧卡合部40，能够将由流路分割圆环22与多个小桨叶盘面积比扩散器翼16构成的一个环状部件与叶轮4的旋转轴6同轴地固定。
图10是一实施方式的离心压缩机2(2B)的一部分的子午剖面图。图11是局部表示沿叶轮4的旋转轴线O从上游侧观察的离心压缩机2(2B)的内部结构的配置的概略图。另外，在以下的说明中，对于具有与离心压缩机2(2A)的各结构相同的功能的部件，标注相同的附图标记而省略说明，以与离心压缩机2(2A)不同的结构为中心进行说明。
在几个实施方式中，例如如图10以及图11所示，流路分割圆环22的内周端46在径向上比小桨叶盘面积比扩散器翼16的前缘38更靠外侧。另外，在图示的方式中，流路分割圆环22的外周端48在径向上比小桨叶盘面积比扩散器翼16的后缘39更靠外侧。
在该结构中，在气流相对于流路分割圆环22将要大量流向轮毂侧时，流量多的流路的静压上升量比流量少的流路的静压上升量小。因此，为了使压力平衡，抑制流量多的流路的流量的增大，使流量少的流路的流量容易增大。由此，轮毂侧流路18的流速分布与护罩侧流路20的流速分布大致相等。此时，在流路分割圆环22的内周端46附近，流线沿轴向移动，因此流线利用流路分割圆环22的翼形剖面形状而顺畅地移动(参照图12)。
此时，边界层也开始从内周端46的位置向流路分割圆环22的壁面34、36扩展，但由于护罩侧流路20的沿叶轮4的轴向的流路宽度在内周端46的附近随着朝向下游侧而变窄，因此流经流路分割圆环22的护罩侧的气流被加速而抑制沿着护罩侧流路壁部26的壁面27的边界层扩展，使流速分布均匀化。
对于流经流路分割圆环22的轮毂侧的气流，也是轮毂侧流路18的沿叶轮4的轴向的流路宽度在内周端46的附近随着朝向下游侧而变窄，因此流经流路分割圆环22的轮毂侧的流动被加速而抑制沿着轮毂侧流路壁部30的壁面31的边界层扩展，使流速分布均匀化。由于轮毂侧流路18的流路宽度以及护罩侧流路的流路宽度从各流路的中途开始扩大，因此叶轮4的半径方向的流速减少而静压上升，在流路分割圆环22的外周端48的位置，轮毂侧流路18的压力与护罩侧流路20的压力变得大致相等。
根据该半径速度的增大带来的流速分布的均匀化、其下游的减速、以及静压分布以垂直于护罩侧流路壁部26的壁面27与轮毂侧流路壁部30的壁面31且连结最短距离的方式成为相同的静压这一特性，产生与外周端48的位置处的各流路18、20的流路宽度大致成比例地在流路分割圆环22的内周端46的位置向各流路18、20分割流量的作用，以使流路分割圆环22的外周端48的位置处的各流路18、20的静压变得一致。另外，离心压缩机2(2B)的流路分割圆环22由于相比于离心压缩机2(2A)的流路分割圆环22内径更大，因此在到流路分割圆环22的外周端48为止的距离之间产生使偏流一致化这一效果。因此，在离心压缩机2(2B)中，也能够提高扩散器流路中的压力恢复率而实现高效率的离心压缩机。
图13是一实施方式的离心压缩机2(2C)的一部分的子午剖面图。图14是局部表示沿旋转轴线O从上游侧观察的离心压缩机2(2C)的内部结构的配置的概略图。图15是表示图14中的D-D剖面的一个例子的示意性的图。图16是表示图14中的D-D剖面的另一个例子的示意性的图。注意，在以下的说明中，对于具有与离心压缩机2(2A)的各结构相同的功能的部件，标注相同的附图标记而省略说明，以与离心压缩机2(2A)不同的结构为中心进行说明。
在几个实施方式中，如图15以及图16所示，在小桨叶盘面积比扩散器翼16的负压面32与流路分割圆环22的壁面34之间的角部形成有拐角R部58，在小桨叶盘面积比扩散器翼16的负压面32与流路分割圆环22的壁面36之间的角部形成有拐角R部60。
在图15所示的方式中，在小桨叶盘面积比扩散器翼16的负压面32与护罩侧流路壁部26的壁面27之间的角部形成有拐角R部62，在小桨叶盘面积比扩散器翼16的负压面32与轮毂侧流路壁部30的壁面31之间的角部形成有拐角R部64。
在图16所示的方式中，在小桨叶盘面积比扩散器翼16的负压面32与护罩侧流路壁部26的壁面27之间的角部未形成拐角R部，在小桨叶盘面积比扩散器翼16的负压面32与轮毂侧流路壁部30的壁面31之间的角部未形成拐角R部。
在图16的方式中，图8、9所示的流路分割圆环22能够容易地使用将与多个小桨叶盘面积比扩散器翼16一体构成的部件沿轴向夹持的模具通过铸造进行加工，因此能够提高表面精度而减小表面粗糙度。
上述拐角R部58、60、62、64各自的R尺寸优选设为小桨叶盘面积比扩散器翼16的翼高度中的被流路分割圆环22分割出的翼高度b的20％～50％的范围。
这样，通过设置具有小桨叶盘面积比扩散器翼16的负压面32的边界层的厚度级别的R尺寸的拐角R部，从而进一步发挥负压面32的边界层的吸出效应(图15以及图16中的曲线F)，小桨叶盘面积比扩散器翼16的升力的反作用带来的朝向叶轮4的径向外侧的压力上升效应变大。由此，压力恢复率进一步提高，能够实现高压力且高效率的离心压缩机。
作为用于表示拐角R部58、60、62、64的作用的一个例子，在图17中示出了未设有拐角R部62的情况下的边界层的状态，在图18中示出了设有拐角R部62的情况下的边界层的状态。在图17以及图18中，虚线表示等压线，单点划线表示边界层的等速线。
在设有小桨叶盘面积比扩散器翼16的情况下，如图17的箭头a3所示那样作用发挥负压面32的边界层BL的吸出效应的力，等压线与边界层的等速线交叉，边界层从压力高的场所向压力低的场所移动。
并且，在设有角R部(在图示的例子中是拐角R部62)的情况下，发挥负压面32的边界层BL的吸出效应的力所作用的区域变大，因此如图18的箭头a4所示，使边界层BL移动的力的合计值变大。因此，如上述那样，压力恢复率进一步提高，能够实现高压力且高效率的离心压缩机。
图19是用于说明一实施方式的离心压缩机2(2D)的扩散器流路形成部14的形状的图。
在几个实施方式中，例如如图19所示，轮毂侧流路壁部30的壁面31在扩散器流路12中的存在流路分割圆环22的区间的至少一部分具有向背面方向(远离护罩侧流路壁部26的壁面27的方向)凹陷的平滑的曲面形状66。在图示的方式中，轮毂侧流路18中的包含流路分割圆环22沿叶轮4的轴向的厚度最大的位置的一部分区间的壁面31相对于扩散器流路12的出口区域的壁面31向背面方向凹陷。
根据该结构，即使在因流路分割圆环22的强度、制造方法的限制而导致流路分割圆环22沿叶轮4的轴向的厚度以某种程度变大的情况下，也能够形成发挥良好功能的扩散器流路12。
本发明并不限定于上述实施方式，还包含对上述实施方式加以变形的方式和适当组合这些方式而得的方式。
例如，在图19中，例示了轮毂侧流路壁部30的壁面31具有向背面方向凹陷的平滑的曲面形状66的方式，但也可以是护罩侧流路壁部26的壁面27在扩散器流路12中的存在流路分割圆环22的区间的至少一部分具有向正面方向(远离轮毂侧流路壁部30的壁面31的方向)凹陷的平滑的曲面形状。
另外，在上述各方式中，例示了轮毂侧流路18具有流路宽度ZH随着从内周端46的位置朝向下游侧而减少的区间、以及将该区间与外周端48连接且流路宽度ZH随着朝向下游侧而扩大的区间的方式。然而，轮毂侧流路18的形状并不限定于此。轮毂侧流路18例如也可以具有流路宽度ZH随着从内周端46的位置朝向下游侧而减少的区间、以及将该区间与外周端48连接且流路宽度ZH为一定的区间。另外，轮毂侧流路18例如也可以构成为流路宽度ZH从内周端46的位置到外周端48的位置一直减少。
另外，在上述各方式中，例示了护罩侧流路20具有流路宽度ZS随着从内周端46的位置朝向下游侧而减少的区间、以及将该区间与外周端48连接且流路宽度ZS随着朝向下游侧而扩大的区间的方式。然而，护罩侧流路20的形状并不限定于此。护罩侧流路20例如也可以具有流路宽度ZS随着从内周端46的位置朝向下游侧而减少的区间、以及将该区间与外周端48连接且流路宽度ZS为一定的区间。另外，护罩侧流路20例如也可以构成为流路宽度ZS从内周端46的位置到外周端48的位置一直减少。
另外，在上述实施方式中，示出了在小桨叶盘面积比扩散器翼16上设置流路分割圆环22的方式，但在一参考方式中，例如也可以如图20以及图21所示，在通常的叶片式扩散器翼68上设置流路分割圆环22。在图20以及图21所示的例示性方式中，流路分割圆环22的内周端46在径向上比通常的叶片式扩散器翼68的前缘70更靠内侧，流路分割圆环22的外周端48在径向上比通常的叶片式扩散器翼68的后缘72更靠外侧。
附图标记的说明
2 离心压缩机
4 叶轮
6 旋转轴
8 涡轮增压器
10 小桨叶盘面积比扩散器
12 扩散器流路
14 扩散器流路形成部
16 小桨叶盘面积比扩散器翼
18 轮毂侧流路
20 护罩侧流路
22 流路分割圆环
24 护罩外壳
26 护罩侧流路壁部
27、31、34、36 壁面
28 轴承外壳
30 轮毂侧流路壁部
32 负压面
38、70 前缘
39、72 后缘
40 流路壁侧卡合部
42 扩散器翼侧卡合部
44 端面
46 内周端
47 轮毂
48 外周端
49 叶轮翼
50 内周侧端部
52 外周侧端部
54 轮毂侧端
56 护罩侧端
58、60、62、64 拐角R部
66 曲面形状
68 叶片式扩散器翼

Claims (5)

1.一种离心压缩机，其特征在于，具备：
叶轮；
扩散器流路形成部，其在所述叶轮的下游侧形成环状的扩散器流路；
多个小桨叶盘面积比扩散器翼，其沿所述叶轮的周向隔开间隔地设于所述扩散器流路；
流路分割圆环，其沿所述叶轮的径向在所述扩散器流路中延伸，将所述扩散器流路分割为轮毂侧流路与护罩侧流路；
所述小桨叶盘面积比扩散器翼构成为，在将相邻的翼的前缘之间的周向的距离设为I，将同一翼的前缘与后缘之间的距离设为H的情况下，H/I为1.5以下，
若将所述护罩侧流路在所述流路分割圆环的内周端的位置处沿所述叶轮的轴向的流路宽度设为ZSi，将所述轮毂侧流路在所述流路分割圆环的内周端的位置处沿所述轴向的流路宽度设为ZHi，将所述护罩侧流路在所述流路分割圆环的外周端的位置处沿所述轴向的流路宽度设为ZSo，将所述轮毂侧流路在所述流路分割圆环的外周端的位置处沿所述轴向的流路宽度设为ZHo，则所述流路分割圆环形成为满足ZSi/ZHi＞ZSo/ZHo。
2.根据权利要求1所述的离心压缩机，其特征在于，
所述流路分割圆环的所述内周端在所述径向上比所述小桨叶盘面积比扩散器翼的前缘更靠外侧。
3.一种离心压缩机，其特征在于，具备：
叶轮；
扩散器流路形成部，其在所述叶轮的下游侧形成环状的扩散器流路；
多个小桨叶盘面积比扩散器翼，其沿所述叶轮的周向隔开间隔地设于所述扩散器流路；
流路分割圆环，其沿所述叶轮的径向在所述扩散器流路中延伸，将所述扩散器流路分割为轮毂侧流路与护罩侧流路；
所述小桨叶盘面积比扩散器翼构成为，在将相邻的翼的前缘之间的周向的距离设为I，将同一翼的前缘与后缘之间的距离设为H的情况下，H/I为1.5以下，
所述流路分割圆环的内周端在所述径向上比所述小桨叶盘面积比扩散器翼的前缘更靠内侧。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的离心压缩机，其特征在于，
所述流路分割圆环的外周端在所述径向上比所述小桨叶盘面积比扩散器翼的后缘更靠外侧。
5.一种涡轮增压器，其特征在于，具备权利要求1至4中任一项所述的离心压缩机。
CN201780049848.5A 2016-12-07 2017-11-27 离心压缩机以及涡轮增压器 Active CN109790853B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2016237648A JP6704843B2 (ja) 2016-12-07 2016-12-07 遠心圧縮機及びターボチャージャ
JP2016-237648 2016-12-07
PCT/JP2017/042399 WO2018105423A1 (ja) 2016-12-07 2017-11-27 遠心圧縮機及びターボチャージャ

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN109790853A CN109790853A (zh) 2019-05-21
CN109790853B true CN109790853B (zh) 2021-10-08

Family

ID=62491429

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201780049848.5A Active CN109790853B (zh) 2016-12-07 2017-11-27 离心压缩机以及涡轮增压器

Country Status (5)

Country Link
US (1) US11085461B2 (zh)
EP (1) EP3505770B1 (zh)
JP (1) JP6704843B2 (zh)
CN (1) CN109790853B (zh)
WO (1) WO2018105423A1 (zh)

Families Citing this family (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102015219556A1 (de) 2015-10-08 2017-04-13 Rolls-Royce Deutschland Ltd & Co Kg Diffusor für Radialverdichter, Radialverdichter und Turbomaschine mit Radialverdichter
US11098730B2 (en) 2019-04-12 2021-08-24 Rolls-Royce Corporation Deswirler assembly for a centrifugal compressor
CN110159594A (zh) * 2019-05-13 2019-08-23 西华大学 一种适用于叶片泵的扩压器
JP2021032106A (ja) 2019-08-22 2021-03-01 三菱重工業株式会社 ベーンドディフューザ及び遠心圧縮機
JP7390920B2 (ja) * 2020-02-14 2023-12-04 三菱重工業株式会社 昇圧装置、二酸化炭素サイクルプラント及びコンバインドサイクルプラント
CN111502779A (zh) * 2020-03-17 2020-08-07 西北工业大学 一种一体化微型发动机叶轮盘
US11441516B2 (en) 2020-07-14 2022-09-13 Rolls-Royce North American Technologies Inc. Centrifugal compressor assembly for a gas turbine engine with deswirler having sealing features
US11286952B2 (en) 2020-07-14 2022-03-29 Rolls-Royce Corporation Diffusion system configured for use with centrifugal compressor
US11578654B2 (en) 2020-07-29 2023-02-14 Rolls-Royce North American Technologies Inc. Centrifical compressor assembly for a gas turbine engine

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3936223A (en) * 1974-09-23 1976-02-03 General Motors Corporation Compressor diffuser
US6651431B1 (en) * 2002-08-28 2003-11-25 Ford Global Technologies, Llc Boosted internal combustion engines and air compressors used therein
WO2008053605A1 (fr) * 2006-10-30 2008-05-08 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Diffuseur variable et compresseur
WO2012029543A1 (ja) * 2010-08-31 2012-03-08 三菱重工業株式会社 遠心圧縮機のディフューザおよびこれを備えた遠心圧縮機
CN103742450A (zh) * 2013-12-22 2014-04-23 中国科学院工程热物理研究所 一种具有马蹄形扩压通道的叶片式扩压器
CN104838149A (zh) * 2012-12-07 2015-08-12 三菱重工业株式会社 离心压缩机

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS60184998A (ja) * 1984-03-02 1985-09-20 Hitachi Ltd 遠心形流体機械のデイフユ−ザ
JPS60184999A (ja) * 1984-03-02 1985-09-20 Hitachi Ltd 遠心形流体機械の羽根付きデイフユ−ザ
GB2412695A (en) * 2004-04-02 2005-10-05 Trivista Engineering Ltd Centrifugal compressor with multiple diffuser passages
US20070196206A1 (en) * 2006-02-17 2007-08-23 Honeywell International, Inc. Pressure load compressor diffuser
WO2008129953A1 (ja) * 2007-04-20 2008-10-30 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. 遠心圧縮機
EP2690291B1 (en) * 2011-03-23 2015-08-05 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Centrifugal compressor
JP5022523B2 (ja) * 2012-01-31 2012-09-12 三菱重工業株式会社 遠心圧縮機のディフューザおよびこれを備えた遠心圧縮機

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3936223A (en) * 1974-09-23 1976-02-03 General Motors Corporation Compressor diffuser
US6651431B1 (en) * 2002-08-28 2003-11-25 Ford Global Technologies, Llc Boosted internal combustion engines and air compressors used therein
WO2008053605A1 (fr) * 2006-10-30 2008-05-08 Mitsubishi Heavy Industries, Ltd. Diffuseur variable et compresseur
WO2012029543A1 (ja) * 2010-08-31 2012-03-08 三菱重工業株式会社 遠心圧縮機のディフューザおよびこれを備えた遠心圧縮機
CN104838149A (zh) * 2012-12-07 2015-08-12 三菱重工业株式会社 离心压缩机
CN103742450A (zh) * 2013-12-22 2014-04-23 中国科学院工程热物理研究所 一种具有马蹄形扩压通道的叶片式扩压器

Also Published As

Publication number Publication date
EP3505770A4 (en) 2019-09-11
JP2018091307A (ja) 2018-06-14
EP3505770B1 (en) 2021-05-12
CN109790853A (zh) 2019-05-21
WO2018105423A1 (ja) 2018-06-14
EP3505770A1 (en) 2019-07-03
US20190264705A1 (en) 2019-08-29
JP6704843B2 (ja) 2020-06-03
US11085461B2 (en) 2021-08-10

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN109790853B (zh) 离心压缩机以及涡轮增压器
JP5316365B2 (ja) ターボ型流体機械
US11408439B2 (en) Centrifugal compressor and turbocharger
JP5608062B2 (ja) 遠心型ターボ機械
JP6034162B2 (ja) 遠心式流体機械
JP2014047775A (ja) ディフューザ、そのディフューザが備わる遠心圧縮機および送風機
JP2013124624A (ja) 遠心ターボ機械
WO2008075467A1 (ja) 軸流圧縮機の翼列
JP2009133267A (ja) 圧縮機のインペラ
CN109844263B (zh) 涡轮机叶轮、涡轮机及涡轮增压器
JP7374078B2 (ja) 遠心圧縮機用ディフューザ
US20180266442A1 (en) Compressor impeller and method for manufacturing same
JP7466683B2 (ja) 多翼遠心送風機
CN112412883B (zh) 叶片扩压器及离心压缩机
CN111911455A (zh) 离心压缩机的叶轮、离心压缩机以及涡轮增压器
CN110869619B (zh) 离心压缩机及涡轮增压器
US10851797B2 (en) Turbocharger, nozzle vane for turbocharger, and turbine
WO2021215471A1 (ja) インペラ、及び遠心圧縮機
US20230141673A1 (en) Turbofan
WO2022064751A1 (ja) 遠心圧縮機
JP6758924B2 (ja) 羽根車
WO2017170285A1 (ja) 遠心羽根車、およびこれを備える遠心式流体機械
WO2020075378A1 (ja) 遠心式流体機械
JP2019070338A (ja) 遠心圧縮機インペラ

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant