CN113767213B - 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
CN113767213B
CN113767213B CN201980095580.8A CN201980095580A CN113767213B CN 113767213 B CN113767213 B CN 113767213B CN 201980095580 A CN201980095580 A CN 201980095580A CN 113767213 B CN113767213 B CN 113767213B
Authority
CN
China
Prior art keywords
flow path
impeller
scroll
centrifugal compressor
diffuser
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
CN201980095580.8A
Other languages
English (en)
Other versions
CN113767213A (zh
Inventor
岩切健一郎
富田勋
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 CN113767213A publication Critical patent/CN113767213A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN113767213B publication Critical patent/CN113767213B/zh
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

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
    • F04D29/4206—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/30—Exhaust heads, chambers, or the like
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D9/00—Stators
    • 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
    • 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
    • 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

Abstract

在离心压缩机中，扩散流路包括弯曲流路部，该弯曲流路部以随着朝向叶轮的径向上的外侧而朝向叶轮的轴向上的前侧的方式弯曲，在沿着叶轮的旋转轴线的截面中，若将扩散流路的中心线设为A，将扩散流路的出口处的与中心线A正交的直线设为B，将直线B与叶轮的旋转轴线所成的角度设为α，则满足α≤60°。

Description

离心压缩机以及涡轮增压器
技术领域
本发明涉及离心压缩机以及涡轮增压器。
背景技术
离心压缩机的壳体具备：涡旋部，所述涡旋部在叶轮的外周侧形成涡旋流路；以及扩散部，所述扩散部形成将由叶轮压缩后的压缩空气向涡旋流路供给的扩散流路。
在离心压缩机的扩散流路中，随着朝向叶轮的径向上的外侧而环形的流路面积扩大，由此空气的动能被转换成压力能量而恢复压力。因此，为了降低离心压缩机的涡旋流路及其下游侧的出口流路中的压力损失，优选在扩散流路中尽量使压力恢复，因此，增大扩散部的外径是有效的。但是，增大扩散部的外径会导致离心压缩机的大型化、搭载性的恶化，因此，扩散部的外径的扩大存在极限。
在专利文献1中，作为用于抑制离心压缩机的大型化并且进一步增大扩散部的外径的结构，公开了包括弯曲流路部的扩散流路，该弯曲流路部以随着朝向叶轮的径向上的外侧而朝向叶轮的轴向上的前侧的方式弯曲。根据该结构，与仅由沿着径向呈直线状延伸的流路构成的扩散流路相比，涡旋流路的截面配置在叶轮的轴向上的前侧，其结果是，能够将扩散流路的出口与涡旋流路的更外径侧连接，因此，能够抑制涡旋部的外径的扩大而抑制离心压缩机的大型化，并且扩大扩散部的外径。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本专利第3033902号公报
发明内容
发明要解决的课题
在专利文献1中记载了如下内容：通过将弯曲流路部围绕涡旋流路的截面中心所成的延伸角度设定为30度以上且210度以下，能够使涡旋流路内的空气流的流速与从扩散流路向涡旋流路供给的空气流的流速接近同一流速而合流，能够降低伴随着合流的损失。
但是，根据本申请的发明人的研究，若设置满足上述延伸角度的范围的弯曲流路部，则扩散流路容易过度变长，担心扩散流路的压力损失增大而导致效率降低。本来，依赖于涡旋流路的截面中心的上述延伸角在涡旋流路的截面中心与叶轮的旋转轴线之间的距离沿着叶轮的周向变化的情况下，在涡旋流路的卷绕开始的截面和卷绕结束的截面中可能改变，因此，作为为了实现压力损失的降低而应该定义的参数不适当。
鉴于上述情形，本发明的至少一实施方式的目的在于提供高效的离心压缩机以及具备该离心压缩机的涡轮增压器。
用于解决课题的方案
(1)本发明的至少一实施方式的离心压缩机具备叶轮和壳体，其中，
所述壳体具备：
涡旋部，所述涡旋部在所述叶轮的外周侧形成涡旋流路；以及
扩散部，所述扩散部形成将由所述叶轮压缩后的压缩空气向所述涡旋流路供给的扩散流路，
所述扩散流路包括弯曲流路部，所述弯曲流路部以随着朝向所述叶轮的径向上的外侧而朝向所述叶轮的轴向上的前侧的方式弯曲，
在沿着所述叶轮的旋转轴线的截面中，若将所述扩散流路的中心线设为A，将所述扩散流路的出口处的与所述中心线A正交的直线设为B，将所述直线B与所述叶轮的旋转轴线所成的角度设为α，则满足α≤60°。
根据上述(1)所述的离心压缩机，通过在扩散流路设置弯曲流路部，与仅由直线状流路部构成扩散流路的情况相比，能够在径向上更靠外侧的位置将扩散流路与涡旋流路连接。由此，能够抑制涡旋部的外径的扩大并且扩大扩散部的外径而提高静压恢复的效果。即，能够抑制离心压缩机的大型化并且实现高效的离心压缩机。
另外，在扩散流路设置有弯曲流路部的情况下，与仅由直线状流路部构成扩散流路的情况相比，扩散流路的长度容易变长，但通过如上述(1)所述满足α≤60°，能够抑制扩散流路的长度过度变长而抑制扩散流路中的摩擦损失的增大。另外，通过满足α≤60°，能够抑制涡旋流路的截面中心的分布向内径侧过度倾斜，能够抑制涡旋流路的卷绕结束侧的截面中心相对于卷绕开始侧的截面中心向内径侧较大地移动，因此，能够抑制涡旋流路中的流动的加速而抑制压力损失的增大。因此，能够实现高效的离心压缩机。
(2)在几个实施方式中，在上述(1)所述的离心压缩机中，
满足α≤40°。
根据上述(2)所述的离心压缩机，能够提高上述(1)所述的效果而实现高效的离心压缩机。
(3)本发明的至少一实施方式的离心压缩机具备叶轮和壳体，其中，
所述壳体具备：
涡旋部，所述涡旋部在所述叶轮的外周侧形成涡旋流路；以及
扩散部，所述扩散部形成将由所述叶轮压缩后的压缩空气向所述涡旋流路供给的扩散流路，
所述扩散流路包括弯曲流路部，所述弯曲流路部以随着朝向所述叶轮的径向上的外侧而朝向所述叶轮的轴向上的前侧的方式弯曲，
若将所述涡旋流路的截面中心与所述叶轮的旋转轴线之间的距离的最小值设为Hmin，将所述扩散流路的出口与所述旋转轴线之间的距离设为R，则满足Hmin≥0.9R。
根据上述(3)所述的离心压缩机，通过在扩散流路设置弯曲流路部，与仅由直线状流路部构成扩散流路的情况相比，能够在径向上更靠外侧的位置将扩散流路与涡旋流路连接。由此，能够抑制涡旋部的外径的扩大并且扩大扩散部的外径而提高静压恢复的效果。即，能够抑制离心压缩机的大型化并且实现高效的离心压缩机。
另外，在扩散流路设置有弯曲流路部的情况下，当随着朝向涡旋流路的下游侧而涡旋流路的截面中心在径向上向内侧移动时，在涡旋流路中流动加速而容易产生压力损失，但通过如上述(3)所述满足Hmin≥0.9R，能够抑制涡旋流路的卷绕结束侧的截面中心相对于卷绕开始侧的截面中心向内径侧较大地移动，因此，能够抑制涡旋流路中的流动的加速而抑制压力损失的增大。因此，能够实现高效的离心压缩机。
(4)本发明的至少一实施方式的离心压缩机具备叶轮和壳体，其中，
所述壳体具备：
涡旋部，所述涡旋部在所述叶轮的外周侧形成涡旋流路；以及
扩散部，所述扩散部形成将由所述叶轮压缩后的压缩空气向所述涡旋流路供给的扩散流路，
所述扩散流路包括弯曲流路部，所述弯曲流路部以随着朝向所述叶轮的径向上的外侧而朝向所述叶轮的轴向上的前侧的方式弯曲，
在沿着所述叶轮的旋转轴线的截面中，形成所述弯曲流路部的流路壁面包括在所述叶轮的径向上随着朝向外侧而曲率变大的曲线部。
在叶轮的出口，通常，与轮毂侧相比，护罩侧成为流速降低的速度分布。这是因为，伴随着叶轮的离心力，低能量流体向护罩侧集聚而被排出。在设置在叶轮的下游侧的扩散流路中，随着朝向径向上的外侧而静压恢复，因此，在扩散流路中的外周侧的部分，在流速小的护罩侧经受不住压力梯度而容易产生逆流(剥离)。
与此相对，在弯曲流路部中，扩散流路中的外周侧的部分的剥离被抑制。这是因为，通过使扩散流路具有曲率，能够在使扩散部的外径恒定的条件下增大扩散流路的长度，能够缓和扩散流路中产生逆流的压力梯度(逆压力梯度)。
关于这一点，在上述(4)所述的离心压缩机中，形成弯曲流路部的流路壁面包括在径向上随着朝向外侧而曲率变大的曲线部，能够相对地增大容易产生剥离的径向外侧的曲率，因此，能够有效地抑制扩散流路中的剥离的产生。因此，能够实现高效的离心压缩机。
(5)在几个实施方式中，在上述(4)中任一项所述的离心压缩机中，
所述曲线部包括：第一圆弧部，所述第一圆弧部具有第一曲率；以及第二圆弧部，所述第二圆弧部在所述径向上位于所述第一圆弧部的外侧且具有比所述第一曲率大的第二曲率。
根据上述(5)所述的离心压缩机，能够以简单的结构有效地抑制扩散流路中的剥离的产生。
(6)在几个实施方式中，在上述(4)所述的离心压缩机中，
所述曲线部在所述径向上随着朝向外侧而所述曲率连续地变大。
根据上述(6)所述的离心压缩机，通过使曲线部的曲率不骤变，能够抑制剥离而降低扩散流路中的压力损失。
(7)在几个实施方式中，在上述(1)、(2)、(4)至(6)中任一项所述的离心压缩机中，
若将所述涡旋流路的截面中心与所述旋转轴线之间的距离的最小值设为Hmin，将所述扩散流路的出口与所述旋转轴线之间的距离设为R，则满足Hmin≥0.9R。
在扩散流路设置有弯曲流路部的情况下，当随着朝向涡旋流路的下游侧而涡旋流路的截面中心在径向上向内侧移动时，在涡旋流路中流动加速而容易产生压力损失，但通过如上述(7)所述满足Hmin≥0.9R，能够抑制涡旋流路的卷绕结束侧的截面中心相对于卷绕开始侧的截面中心而向内径侧较大地移动，因此，能够抑制涡旋流路中的流动的加速而抑制压力损失的增大。因此，能够实现高效的离心压缩机。
(8)在几个实施方式中，在上述(1)至(3)、(7)中任一项所述的离心压缩机中，
在沿着所述叶轮的旋转轴线的截面中，形成所述弯曲流路部的流路壁面包括在所述径向上随着朝向外侧而曲率变大的曲线部。
根据上述(8)所述的离心压缩机，形成弯曲流路部的流路壁面包括在径向上随着朝向外侧而曲率变大的曲线部，能够相对地增大容易产生剥离的径向外侧的曲率，因此，能够有效地抑制扩散流路中的剥离的产生。因此，能够实现高效的离心压缩机。
(9)在几个实施方式中，在上述(8)所述的离心压缩机中，
所述曲线部包括：第一圆弧部，所述第一圆弧部具有第一曲率；以及第二圆弧部，所述第二圆弧部在所述径向上位于所述第一圆弧部的外侧且具有比所述第一曲率大的第二曲率。
根据上述(9)所述的离心压缩机，能够以简单的结构有效地抑制扩散流路中的剥离的产生。
(10)在几个实施方式中，在上述(8)所述的离心压缩机中，
所述曲线部在所述径向上随着朝向外侧而所述曲率连续地变大。
根据上述(10)所述的离心压缩机，通过使曲线部的曲率不骤变，能够抑制剥离而降低扩散流路中的压力损失。
(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，
所述弯曲流路部包括在所述径向上随着朝向外侧而流路宽度扩大的流路宽度扩大部。
根据上述(11)所述的离心压缩机，能够通过弯曲流路部抑制剥离的产生并且促进扩散流路中的压力恢复，因此，能够实现高效的离心压缩机。
(12)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，
所述弯曲流路部包括在所述径向上随着朝向外侧而流路宽度缩小的流路宽度缩小部。
根据上述(12)所述的离心压缩机，能够通过流路宽度缩小部进一步提高由弯曲流路部带来的剥离的抑制效果。因此，即便在因形状、尺寸的制约而无法对扩散流路赋予足够的曲率的情况下等，也能够有效地抑制扩散流路中的剥离而实现高效的离心压缩机。
(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，
在沿着所述叶轮的旋转轴线的截面中，若将所述扩散流路的中心线上的位置中的、所述轴向上的最前侧的位置设为P1，将所述轴向上的最后侧的位置设为P2，将所述径向上的最外侧的位置设为P3，将所述径向上的最内侧的位置设为P4，将所述轴向上的所述位置P1与所述位置P2之间的距离设为ΔZ，将所述径向上的所述位置P3与所述位置P4之间的距离设为ΔR，则满足ΔZ/ΔR≤0.6。
根据上述(13)所述的离心压缩机，能够抑制扩散流路的长度过度变长而抑制扩散流路中的摩擦损失的增大。另外，能够抑制涡旋流路的截面中心的分布向内径侧过度倾斜，能够抑制涡旋流路的卷绕结束侧的截面中心相对于卷绕开始侧的截面中心向内径侧较大地移动，因此，能够抑制涡旋流路中的流动的加速而抑制压力损失的增大。因此，能够实现高效的离心压缩机。
(14)在几个实施方式中，在上述(1)至(13)中任一项所述的离心压缩机中，
在沿着所述叶轮的旋转轴线的截面中，所述弯曲流路部占据所述扩散流路在所述径向上的存在范围中的30％以上的范围。
根据上述(14)所述的离心压缩机，在将径向上的扩散流路的存在范围固定的条件下，能够抑制扩散流路过度变长并且抑制流动的急剧的转向。因此，能够降低扩散流路中的压力损失。
(15)在几个实施方式中，在上述(1)至(14)中任一项所述的离心压缩机中，
所述离心压缩机具备：压缩机罩，所述压缩机罩包括所述涡旋部的至少一部分；以及后罩，所述后罩与所述压缩机罩连结而在与所述压缩机罩之间形成所述扩散流路，
所述压缩机罩与所述后罩的连结部中的所述径向上的内侧端与所述叶轮的旋转轴线之间的距离比所述扩散流路的出口与所述叶轮的旋转轴线之间的距离大。
根据上述(15)所述的离心压缩机，能够实现压缩机罩开口至比扩散流路的出口靠径向外侧的位置的开放涡旋结构，因此，能够将车刀等刀具插入扩散流路而容易地加工弯曲流路部的形状。
(16)本发明的至少一实施方式的涡轮增压器具备上述(1)至(15)中任一项所述的离心压缩机。
根据上述(16)所述的涡轮增压器，由于具备上述(1)至(15)中任一项所述的离心压缩机，因此，能够实现高效的涡轮增压器。
发明的效果
根据本发明的至少一个实施方式，提供高效的离心压缩机以及具备该离心压缩机的涡轮增压器。
附图说明
图1是一实施方式的离心压缩机2的沿着轴向的概略剖视图。
图2是用于说明图1所示的扩散流路12的出口倾斜角α的定义的图，示意性地表示图1所示的离心压缩机2的涡旋流路8的与轴向垂直的截面的一例。
图3是表示一比较方式的离心压缩机的一部分的图。
图4是表示一实施方式的离心压缩机2的一部分的图。
图5是表示另一实施方式的离心压缩机2的一部分的图。
图6是表示另一比较方式的离心压缩机的一部分的图。
图7是将扩散流路12沿着单一的圆弧形成的情况下的扩散流路12的长度与扩散流路12的出口12a的面积之间的关系与将扩散流路形成为直线状的情况进行比较而示出的图。
图8是按离心压缩机的转速表示满足α≤60°的一实施方式的离心压缩机2和不满足α≤60°的以往的离心压缩机中的、空气流量与效率的关系的图。
图9表示最小值Hmin相对于扩散部14的外径R之比即Hmin/R与涡旋流路的压力损失的增加率之间的关系。
图10是表示扩散流路的出口倾斜角α与比Hmin/R之间的关系的图。
图11是关于另一实施方式的离心压缩机2的扩散流路12以及涡旋流路8，表示沿着叶轮4的旋转轴线O的截面的图。
图12是关于另一实施方式的离心压缩机2的扩散流路12以及涡旋流路8，表示沿着叶轮4的旋转轴线O的截面的图。
图13是关于另一实施方式的离心压缩机2的扩散流路12以及涡旋流路8，表示沿着叶轮4的旋转轴线O的截面的图。
图14是表示直线状的扩散流路的流动解析结果的一例的图。
图15是表示包括弯曲流路部16的扩散流路12的流动解析结果的一例的图。
图16是关于另一实施方式的离心压缩机2的扩散流路12以及涡旋流路8，表示沿着叶轮4的旋转轴线O的截面的图。
图17是将扩散流路12沿着单一的圆弧形成的情况下的扩散流路12的长度与扩散流路12的出口12a的面积之间的关系与将扩散流路形成为直线状的情况进行比较而示出的图。
图18是关于另一实施方式的离心压缩机2的扩散流路12，表示沿着叶轮4的旋转轴线O的截面的图。
图19是关于另一实施方式的离心压缩机2的扩散流路12，表示沿着叶轮4的旋转轴线O的截面的图。
图20是关于另一实施方式的离心压缩机2的扩散流路12，表示沿着叶轮4的旋转轴线O的截面的图。
具体实施方式
以下，参照附图对本发明的几个实施方式进行说明。但是，作为实施方式而记载的或附图所示的结构部件的尺寸、材质、形状、其相对配置等，其主旨并非将本发明的范围限定于此，只不过是说明例。
例如，“在某一个方向上”、“沿着某一个方向”、“平行”、“正交”、“中心”、“同心”或者“同轴”等表示相对或者绝对的配置的表述，不仅严格地表示上述那样的配置，而且也表示以公差或能得到相同功能这种程度的角度或距离相对位移的状态。
例如，“相同”、“相等”以及“均质”等表示处于事物相等的状态的表述，不仅表示严格地相等的状态，而且也表示存在公差或存在能得到相同功能这种程度的差的状态。
例如，四边形或圆筒形状等表示形状的表述，不仅表示在几何学方面严格意义上的四边形或圆筒形状等形状，而且也表示在能得到相同效果的范围内包括凹凸部或倒角部等的形状。
另一方面，“配备”、“备有”、“具备”、“包括”或者“具有”一个结构部件这种表述并非是排除其他结构部件的存在的排他性的表述。
图1是一实施方式的离心压缩机2的沿着旋转轴线O的概略剖视图。离心压缩机2例如能够应用于汽车用或船舶用的涡轮增压器、其他工业用离心压缩机、送风机等。
例如如图1所示，离心压缩机2包括叶轮4和收容叶轮4的壳体6。以下，将叶轮4的轴向简称为“轴向”，将叶轮4的径向简称为“径向”，将叶轮4的周向简称为“周向”。另外，将叶轮4的入口4a的位置处的沿着轴向的流动的上游侧称为轴向上的“前侧”，将叶轮4的入口4a的位置处的沿着轴向的流动的下游侧称为轴向上的“后侧”。
壳体6具备：在叶轮4的外周侧形成涡旋流路8的涡旋部10和形成将由叶轮4压缩后的压缩空气向涡旋流路8供给的扩散流路12的扩散部14。在沿着叶轮4的旋转轴线O的截面中，涡旋流路8具有大致圆形形状。
扩散部14由形成扩散流路12的一对流路壁14a、14b构成，扩散流路12包括以随着朝向径向上的外侧而朝向轴向上的前侧的方式弯曲的弯曲流路部16。另外，扩散部14的外径R在周向上恒定。需要说明的是，扩散部14的外径R是指扩散流路12的出口12a与叶轮4的旋转轴线O之间的距离R、即流路壁14a的外周缘14a2与叶轮4的旋转轴线O之间的距离R。
这样，通过在扩散流路12设置弯曲流路部16，与仅由直线状流路部构成扩散流路12的情况相比，能够在径向上更靠外侧的位置将扩散流路12与涡旋流路8连接。由此，能够抑制涡旋部10的外径的扩大并且扩大扩散部14的外径而提高扩散流路12的静压恢复的效果。即，能够抑制离心压缩机2的大型化并且实现高效的离心压缩机2。
在图1所示的例示方式中，壳体6包括：包括涡旋部10的至少一部分且围绕叶轮4的压缩机罩26；以及与压缩机罩26连结而在与压缩机罩26之间形成扩散流路12的后罩28。另外，压缩机罩26与后罩28的连结部30的径向上的内侧端30a与叶轮4的旋转轴线O之间的距离F比扩散流路12的出口12a与叶轮4的旋转轴线O之间的距离R大。在图示的例示方式中，连结部30由压缩机罩26的凸缘32和后罩28的凸缘34构成，内侧端30a是指凸缘32与凸缘34的抵接面36的径向内侧端。
这样，通过使距离F比距离R大，能够实现压缩机罩26开口至比扩散流路12的出口12a靠径向外侧的位置的开放涡旋结构，因此，能够将车刀等刀具插入扩散流路12而容易地加工弯曲流路部16的形状。
图2是用于说明图1所示的扩散流路12的出口倾斜角α的定义的图，表示离心压缩机2的一部分的沿着旋转轴线O的截面的一例。
在此，如图2所示，在沿着叶轮4的旋转轴线O(参照图1)的截面中，将扩散流路12的中心线定义为A，将扩散流路12的出口12a处的与中心线A正交的直线定义为B，将轴向与直线B所成的角度定义为α(扩散流路12的出口倾斜角)。需要说明的是，扩散流路12的中心线A是指，在沿着叶轮4的旋转轴线O的截面中，沿着扩散流路12中的流动方向连结扩散流路12的内切圆Q的中心N的线(在图示的方式中，沿着扩散流路12中的流动方向连结扩散流路12的流路宽度W的中心的线)。另外，扩散流路12的内切圆Q是指，在沿着叶轮4的旋转轴线O的截面中，与形成扩散流路12的一对流路壁面14a1、14b1双方相切的圆。
如图1及图2所示，离心压缩机2的扩散流路12构成为满足α≤60°。
在此，使用图3～图7对通过满足α≤60°而得到的效果进行说明。图3、图4、图5以及图6分别概略地表示满足α＝0°、α＝30°、α＝60°以及α＝90°的离心压缩机的局部结构。图3以及图6分别表示一比较方式的离心压缩机的局部结构，图4以及图5分别表示一实施方式的离心压缩机2的局部结构。
在图3中示出沿着径向形成为直线状的扩散流路12。图4～图6所示的弯曲流路部16沿着单一的圆弧形成，具有彼此相等的单一的曲率。需要说明的是，在图3～图6所示的几个结构中，在涡旋流路8的最大外径E(涡旋流路8的卷绕结束8b的位置处的外径)彼此相等的条件下，使出口倾斜角α互不相同。另外，图3～图6分别表示涡旋流路8中的从卷绕开始8a到卷绕结束8b为止的、涡旋流路8的截面形状的变化以及截面中心C的变化。
在图3所示的结构中，涡旋流路8的截面中心C与叶轮4的旋转轴线O(参照图1)之间的距离H在周向上恒定，与此相对，在图4～图6所示的结构中，涡旋流路8的截面中心C在周向上随着朝向下游侧(在叶轮4的旋转方向上的下游侧)而朝向径向上的内侧移动。另外，如图3～图6所示，可知出口倾斜角α越大，则涡旋流路8的截面中心C的分布越向内径侧倾斜。另外，涡旋流路8的截面中心C与叶轮4的旋转轴线O之间的距离H越小，则由于角动量守恒定律，涡旋流路8的流动越加速，离心压缩机2的效率降低，因此，若过度增大出口倾斜角α，则离心压缩机2的效率降低。
图7是将扩散流路12沿着单一的圆弧形成的情况下的扩散流路12的长度与扩散流路12的出口12a的面积之间的关系与将扩散流路形成为直线状的情况进行比较而示出的图。图7表示使出口倾斜角α从0°到90°以10°间隔变化的情况下的出口12a的面积的变化。
如图7所示，可知在满足α>60°的情况下，出口12a的面积的增加量相对于扩散流路12的长度的增加量的比例(以及扩散部14的外径的增加量相对于扩散流路12的长度的增加量的比例)大幅降低。这表示，在满足α>60°的情况下，与通过延长扩散流路12而扩大扩散部14的外径所带来的静压恢复效果的优点相比，扩散流路12的长度变长所导致的摩擦损失增大的缺点容易变大。
与此相对，通过满足α≤60°，能够扩大扩散部14的外径而提高静压恢复的效果，并且能够抑制扩散流路12的长度过度变长而抑制扩散流路12中的摩擦损失的增大。另外，能够抑制涡旋流路8的截面中心C的分布向内径侧过度倾斜，能够抑制涡旋流路8的卷绕结束8b侧的截面中心C相对于卷绕开始8a侧的截面中心C向内径侧较大地移动，因此，能够抑制涡旋流路8中的流动的加速而抑制压力损失的增大。因此，能够实现高效的离心压缩机2。
图8是按离心压缩机的转速表示满足α≤60°的离心压缩机2和不满足α≤60°的以往的离心压缩机中的、空气流量与效率的关系的图。在图8中，实线表示一实施方式的离心压缩机2的性能试验结果，虚线表示以往的离心压缩机的性能试验结果。两个性能试验结果是使扩散部14的外径相同的条件下的试验结果。根据图8所示的性能试验结果，在一实施方式中，相对于以往的离心压缩机能够提高1.7％左右的效率是显而易见的。
在几个实施方式中，例如如图4所示，若将涡旋流路8的截面中心C与叶轮4的旋转轴线O之间的距离H的最小值设为Hmin，将扩散部14的外径设为R，则满足Hmin≥0.9R。
图9表示最小值Hmin相对于扩散部14的外径R之比即Hmin/R与涡旋流路8的压力损失的增加率之间的关系。需要说明的是，在图9中，纵轴所示的压力损失的增加率表示以比Hmin/R为1时的压力损失为基准的增加率。
如图9所示，可知在比Hmin/R低于0.9的区域中，随着比Hmin/R变小，压力损失急剧地增加。这是因为，由于角动量守恒定律，涡旋流路8中的流速随着朝向内周侧而变大，压力损失与流速的平方成比例。
与此相对，在满足Hmin/R≥0.9的区域中，相对于比Hmin/R的变化的压力损失的增加率的变化缓慢，能够抑制涡旋流路8中的压力损失的增加。因此，能够扩大扩散部14的外径而提高静压恢复的效果并且抑制压力损失的增大，能够实现高效的离心压缩机2。
图10是表示扩散流路12的出口倾斜角α与比Hmin/R之间的关系的图。
如图10所示，通过满足α≤40°，容易使比Hmin/R为0.9以上。因此，更优选满足α≤40°。
在几个实施方式中，例如如图11～图13所示，在沿着叶轮4的旋转轴线O的截面中，形成弯曲流路部16的一对流路壁面18、20包括在径向上随着朝向外侧而曲率变大的曲线部18a、20a。在图示的例示方式中，一对流路壁面18、20中的、轴向上的前侧的流路壁面18包括在径向上随着朝向外侧而曲率变大的曲线部18a，一对流路壁面18、20中的、轴向上的后侧的流路壁面20包括在径向上随着朝向外侧而曲率变大的曲线部20a。另外，在图示的例示方式中，弯曲流路部16设置在扩散流路12具有的直线状流路部15的径向外侧，将直线状流路部15与涡旋流路8连接。
在此，使用图14以及图15对弯曲流路部16具有的剥离抑制效果进行说明。图14是表示直线状的扩散流路的流动解析结果的一例的图。图15是表示包括弯曲流路部16的扩散流路12的流动解析结果的一例的图。
如图14所示，在叶轮的出口，通常，与轮毂侧相比，护罩侧成为流速降低的速度分布。这是因为，伴随着叶轮的离心力，低能量流体向护罩侧集聚而被排出。在设置在叶轮的下游侧的扩散流路中，随着朝向径向上的外侧而静压恢复，因此，在扩散流路中的外周侧的部分，在流速小的护罩侧经受不住压力梯度而容易产生逆流(剥离)。
与此相对，如图15所示，可知在弯曲流路部16中，与图14所示的结构相比，抑制了扩散流路12中的外周侧的部分的剥离。这是因为，通过使扩散流路12具有曲率，能够在使扩散部14的外径恒定的条件下增大扩散流路12的长度，能够缓和扩散流路12中产生逆流的压力梯度(逆压力梯度)。
关于这一点，在图11～图13所示的几个实施方式中，形成弯曲流路部16的流路壁面18、20在沿着叶轮4的旋转轴线O的截面中，分别包括在径向上随着朝向外侧而曲率变大的曲线部18a、20a，能够相对地增大容易产生剥离的径向外侧的曲率，因此，能够有效地抑制扩散流路12中的剥离的产生。
在几个实施方式中，例如如图11所示，曲线部18a包括：具有曲率J1的圆弧部18a1；以及在径向上位于圆弧部18a1的外侧且具有比曲率J1大的曲率J2的圆弧部18a2。另外，曲线部20a包括：具有曲率K1的圆弧部20a1；以及在径向上位于圆弧部20a1的外侧且具有比曲率K1大的曲率K2的圆弧部20a2。这样，曲线部18a、20a各自在径向上随着朝向外侧而曲率阶段性地变大。
根据该结构，能够以简单的结构相对增大容易产生剥离的径向外侧的曲率，因此，能够以简单的结构有效地抑制扩散流路12中的剥离的产生。需要说明的是，在其他实施方式中，曲线部18a、20a各自也可以由3个以上的圆弧部构成。
在几个实施方式中，例如在图12所示的结构中，曲线部18a、20a各自在径向上随着朝向外侧而曲率连续地变大。
根据该结构，通过使曲线部18a、20a各自的曲率不骤变，能够抑制剥离而降低扩散流路中的压力损失。
在几个实施方式中，例如如图12所示，弯曲流路部16包括在径向上随着朝向外侧而流路宽度W扩大的流路宽度扩大部22。
根据该结构，能够通过弯曲流路部16抑制剥离的产生并且促进扩散流路12中的压力恢复，因此，能够实现高效的离心压缩机2。
在几个实施方式中，例如如图13所示，扩散流路12包括在径向上随着朝向外侧而流路宽度W缩小的流路宽度缩小部24。
根据该结构，能够通过流路宽度缩小部24进一步提高由弯曲流路部16带来的剥离的抑制效果。因此，即便在因形状、尺寸的制约而无法对扩散流路12赋予足够的曲率的情况下等，也能够有效地抑制扩散流路12中的剥离而实现高效的离心压缩机2。
在几个实施方式中，例如如图16所示，在沿着叶轮4的旋转轴线O的截面中，若将扩散流路12的中心线A上的位置中的、轴向上的最前侧的位置设为P1，将轴向上的最后侧的位置设为P2，将径向上的最外侧的位置设为P3，将径向上的最内侧的位置设为P4，将轴向上的位置P1与位置P2之间的距离设为ΔZ，将径向上的位置P3与位置P4之间的距离设为ΔR，则满足ΔZ/ΔR≤0.6。
图17是将扩散流路12沿着单一的圆弧形成的情况下的扩散流路12的长度与扩散流路12的出口12a的面积之间的关系与将扩散流路形成为直线状的情况进行比较而示出的图。在图17中，示出使ΔZ/ΔR变化为0、0.09、0.18、0.27、0.36、0.47、0.58、0.7、0.84、1时的扩散流路12的出口12a的面积的变化。
如图17所示，可知在满足ΔZ/ΔR>0.6的情况下，出口12a的面积的增加量相对于扩散流路12的长度的增加量的比例(以及扩散部的外径的增加量相对于扩散流路12的长度的增加量的比例)大幅降低。这表示，在满足ΔZ/ΔR>0.6的情况下，与通过延长扩散流路12而扩大扩散部的外径所带来的静压恢复效果的优点相比，扩散流路12的长度变长所导致的摩擦损失增大的缺点容易变大。
与此相对，通过满足ΔZ/ΔR≤0.6，能够扩大扩散部14的外径而提高静压恢复的效果，并且能够抑制扩散流路12的长度过度变长而抑制扩散流路12中的摩擦损失的增大。另外，能够抑制涡旋流路8的截面中心C的分布向内径侧过度倾斜，能够抑制涡旋流路8的卷绕结束8b侧的截面中心C相对于卷绕开始8a侧的截面中心C向内径侧较大地移动，因此，能够抑制涡旋流路8中的流动的加速而抑制压力损失的增大。因此，能够实现高效的离心压缩机2。
在几个实施方式中，例如如图16所示，在沿着叶轮的旋转轴线O的截面中，弯曲流路部16占据径向上的扩散流路12的存在范围ΔR(在径向上从上述位置P3到位置P4的范围)中的30％以上(更优选为50％以上)的范围。需要说明的是，弯曲流路部16也可以例如如图18所示占据径向上的扩散流路的存在范围ΔR的100％，也可以例如如图19所示在扩散流路12的中间部或端部设置一处，也可以例如如图20所示设置两处以上。
如图20所示，在设置有多个弯曲流路部16的情况下，优选将径向上的多个弯曲流路部16的存在范围相加而得到的范围占据径向上的扩散流路的存在范围ΔR中的30％以上的范围。例如如图20所示，在设置有两个弯曲流路部16(16a、16b)的情况下，优选将径向上的弯曲流路部16a的存在范围Δr1与弯曲流路部16b的存在范围Δr2相加而得到的范围占据径向上的扩散流路12的存在范围ΔR的30％以上。
这样，弯曲流路部16占据径向上的扩散流路的存在范围ΔR中的30％以上的范围，由此，在将径向上的扩散流路12的存在范围ΔR固定的条件下，扩散流路12不会过度变长，能够抑制扩散流路12的曲率变大。因此，能够降低扩散流路12中的压力损失。
本发明并不限定于上述实施方式，也包括对上述实施方式进行了变形而得到的方式、将这些方式适当组合而得到的方式。
附图标记说明
2离心压缩机
4叶轮
4a入口
6壳体
8涡旋流路
10涡旋部
12扩散流路
12a出口
14扩散部
14a流路壁
14a1流路壁面
14a2外周缘
14b流路壁
14b1流路壁面
15直线状流路部
16(16a、16b)弯曲流路部
18流路壁面
18a曲线部
18a1圆弧部(第一圆弧部)
18a2圆弧部(第二圆弧部)
20流路壁面
20a曲线部
20a1圆弧部(第一圆弧部)
20a2圆弧部(第二圆弧部)
22流路宽度扩大部
24流路宽度缩小部
26压缩机罩
28后罩
30连结部
30a内侧端
32、34凸缘
36抵接面

Claims (16)

1.一种离心压缩机，具备叶轮和壳体，其中，
所述壳体具备：
涡旋部，所述涡旋部在所述叶轮的外周侧形成涡旋流路；以及
扩散部，所述扩散部形成将由所述叶轮压缩后的压缩空气向所述涡旋流路供给的扩散流路，
所述扩散流路包括弯曲流路部，所述弯曲流路部以随着朝向所述叶轮的径向上的外侧而朝向所述叶轮的轴向上的前侧的方式弯曲，
在沿着所述叶轮的旋转轴线的截面中，若将所述扩散流路的中心线设为A，将所述扩散流路的出口处的与所述中心线A正交的直线设为B，将所述轴向与所述直线B所成的角度设为α，则从所述涡旋流路的卷绕开始的位置到卷绕结束的位置满足α≤60°，并且，
所述涡旋流路的截面中心与所述叶轮的旋转轴线的距离随着从所述涡旋流路的所述卷绕开始的位置朝向所述卷绕结束的位置而朝向径向上的内侧移动。
2.如权利要求1所述的离心压缩机，其中，
满足α≤40°。
3.一种离心压缩机，具备叶轮和壳体，其中，
所述壳体具备：
涡旋部，所述涡旋部在所述叶轮的外周侧形成涡旋流路；以及
扩散部，所述扩散部形成将由所述叶轮压缩后的压缩空气向所述涡旋流路供给的扩散流路，
所述扩散流路包括弯曲流路部，所述弯曲流路部以随着朝向所述叶轮的径向上的外侧而朝向所述叶轮的轴向上的前侧的方式弯曲，
若将所述涡旋流路的截面中心与所述叶轮的旋转轴线之间的距离的最小值设为Hmin，将所述扩散流路的出口与所述旋转轴线之间的距离设为R，则满足Hmin≥0.9R，并且，
所述涡旋流路的截面中心与所述叶轮的旋转轴线的距离随着从所述涡旋流路的卷绕开始的位置朝向所述卷绕结束的位置而朝向径向上的内侧移动。
4.一种离心压缩机，具备叶轮和壳体，其中，
所述壳体具备：
涡旋部，所述涡旋部在所述叶轮的外周侧形成涡旋流路；以及
扩散部，所述扩散部形成将由所述叶轮压缩后的压缩空气向所述涡旋流路供给的扩散流路，
所述扩散流路包括弯曲流路部，所述弯曲流路部以随着朝向所述叶轮的径向上的外侧而朝向所述叶轮的轴向上的前侧的方式弯曲，
在沿着所述叶轮的旋转轴线的截面中，形成所述弯曲流路部的流路壁面包括在所述叶轮的径向上随着朝向外侧而曲率变大的曲线部，并且，
所述涡旋流路的截面中心与所述叶轮的旋转轴线的距离随着从所述涡旋流路的卷绕开始的位置朝向所述卷绕结束的位置而朝向径向上的内侧移动。
5.如权利要求4所述的离心压缩机，其中，
所述曲线部包括：第一圆弧部，所述第一圆弧部具有第一曲率；以及第二圆弧部，所述第二圆弧部在所述径向上位于所述第一圆弧部的外侧且具有比所述第一曲率大的第二曲率。
6.如权利要求4所述的离心压缩机，其中，
所述曲线部在所述径向上随着朝向外侧而所述曲率连续地变大。
7.如权利要求1、2、4～6中任一项所述的离心压缩机，其中，
若将所述涡旋流路的截面中心与所述旋转轴线之间的距离的最小值设为Hmin，将所述扩散流路的出口与所述旋转轴线之间的距离设为R，则满足Hmin≥0.9R。
8.如权利要求1～3中任一项所述的离心压缩机，其中，
在沿着所述叶轮的旋转轴线的截面中，形成所述弯曲流路部的流路壁面包括在所述径向上随着朝向外侧而曲率变大的曲线部。
9.如权利要求8所述的离心压缩机，其中，
所述曲线部包括：第一圆弧部，所述第一圆弧部具有第一曲率；以及第二圆弧部，所述第二圆弧部在所述径向上位于所述第一圆弧部的外侧且具有比所述第一曲率大的第二曲率。
10.如权利要求8所述的离心压缩机，其中，
所述曲线部在所述径向上随着朝向外侧而所述曲率连续地变大。
11.如权利要求1～6中任一项所述的离心压缩机，其中，
所述弯曲流路部包括在所述径向上随着朝向外侧而流路宽度扩大的流路宽度扩大部。
12.如权利要求1～6中任一项所述的离心压缩机，其中，
所述弯曲流路部包括在所述径向上随着朝向外侧而流路宽度缩小的流路宽度缩小部。
13.如权利要求1～6中任一项所述的离心压缩机，其中，
在沿着所述叶轮的旋转轴线的截面中，若将所述扩散流路的中心线上的位置中的、所述轴向上的最前侧的位置设为P1，将所述轴向上的最后侧的位置设为P2，将所述径向上的最外侧的位置设为P3，将所述径向上的最内侧的位置设为P4，将所述轴向上的所述位置P1与所述位置P2之间的距离设为ΔZ，将所述径向上的所述位置P3与所述位置P4之间的距离设为ΔR，则满足ΔZ/ΔR≤0.6。
14.如权利要求1～6中任一项所述的离心压缩机，其中，
在沿着所述叶轮的旋转轴线的截面中，所述弯曲流路部占据所述扩散流路在所述径向上的存在范围中的30％以上的范围。
15.如权利要求1～6中任一项所述的离心压缩机，其中，
所述离心压缩机具备：压缩机罩，所述压缩机罩包括所述涡旋部的至少一部分；以及后罩，所述后罩与所述压缩机罩连结而在与所述压缩机罩之间形成所述扩散流路，
所述压缩机罩与所述后罩的连结部中的所述径向上的内侧端与所述叶轮的旋转轴线之间的距离比所述扩散流路的出口与所述叶轮的旋转轴线之间的距离大。
16.一种涡轮增压器，其中，该涡轮增压器具备权利要求1～15中任一项所述的离心压缩机。
CN201980095580.8A 2019-05-24 2019-05-24 离心压缩机以及涡轮增压器 Active CN113767213B (zh)

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2019/020574 WO2020240608A1 (ja) 2019-05-24 2019-05-24 遠心圧縮機及びターボチャージャ

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN113767213A CN113767213A (zh) 2021-12-07
CN113767213B true CN113767213B (zh) 2023-12-05

Family

ID=73552060

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201980095580.8A Active CN113767213B (zh) 2019-05-24 2019-05-24 离心压缩机以及涡轮增压器

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20220196031A1 (zh)
JP (1) JP7198923B2 (zh)
CN (1) CN113767213B (zh)
DE (1) DE112019006986T5 (zh)
WO (1) WO2020240608A1 (zh)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20200378303A1 (en) * 2019-06-03 2020-12-03 Pratt & Whitney Canada Corp. Diffuser pipe exit flare

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000204908A (ja) * 1999-01-18 2000-07-25 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 軸流タ―ビン
CN101680360A (zh) * 2007-06-26 2010-03-24 博格华纳公司 涡轮增压器的扩散器
JP2013204550A (ja) * 2012-03-29 2013-10-07 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心圧縮機
JP2018053838A (ja) * 2016-09-30 2018-04-05 ダイハツ工業株式会社 排気ターボ過給機

Family Cites Families (15)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5062766A (en) * 1988-09-14 1991-11-05 Hitachi, Ltd. Turbo compressor
JP3312457B2 (ja) * 1993-12-27 2002-08-05 石川島播磨重工業株式会社 ウエイストゲートコントロールアクチュエータの固定部構造
JP3153409B2 (ja) * 1994-03-18 2001-04-09 株式会社日立製作所 遠心圧縮機の製作方法
JPH10266865A (ja) * 1997-03-26 1998-10-06 Aisin Seiki Co Ltd 回転電機付ターボチャージャ
JP3033902B1 (ja) * 1999-03-03 2000-04-17 株式会社エッチ・ケー・エス タ―ボチャ―ジャのコンプレッサ
US7128061B2 (en) * 2003-10-31 2006-10-31 Vortech Engineering, Inc. Supercharger
JP5439423B2 (ja) * 2011-03-25 2014-03-12 三菱重工業株式会社 遠心圧縮機のスクロール形状
US9726185B2 (en) * 2013-05-14 2017-08-08 Honeywell International Inc. Centrifugal compressor with casing treatment for surge control
NL1040722B1 (en) * 2014-03-12 2015-11-19 Mitsubishi Turbocharger And Engine Europe B V Compressor housing.
KR20150111132A (ko) * 2014-03-25 2015-10-05 한온시스템 주식회사 연료전지 차량용 공기 블로워
CN107614885B (zh) * 2015-10-29 2020-09-29 三菱重工业株式会社 涡壳以及离心压缩机
JP6613838B2 (ja) * 2015-11-13 2019-12-04 株式会社Ｉｈｉ 遠心圧縮機
US20170276142A1 (en) * 2016-03-24 2017-09-28 Gregory Graham Clearance reducing system, appratus and method
GB2551804B (en) * 2016-06-30 2021-04-07 Cummins Ltd Diffuser for a centrifugal compressor
JP6860331B2 (ja) * 2016-11-29 2021-04-14 株式会社日立製作所 ディフューザ、吐出流路、および遠心ターボ機械

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000204908A (ja) * 1999-01-18 2000-07-25 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 軸流タ―ビン
CN101680360A (zh) * 2007-06-26 2010-03-24 博格华纳公司 涡轮增压器的扩散器
JP2013204550A (ja) * 2012-03-29 2013-10-07 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心圧縮機
JP2018053838A (ja) * 2016-09-30 2018-04-05 ダイハツ工業株式会社 排気ターボ過給機

Also Published As

Publication number Publication date
CN113767213A (zh) 2021-12-07
JP7198923B2 (ja) 2023-01-04
JPWO2020240608A1 (zh) 2020-12-03
WO2020240608A1 (ja) 2020-12-03
DE112019006986T5 (de) 2021-11-25
US20220196031A1 (en) 2022-06-23

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US8303258B2 (en) Fan platform fin
JP4691002B2 (ja) 斜流タービンまたはラジアルタービン
US10837297B2 (en) Centrifugal compressor and turbocharger
JP6347457B2 (ja) スクロールケーシング及び遠心圧縮機
CN108700090B (zh) 压缩机涡旋及离心压缩机
CN113767213B (zh) 离心压缩机以及涡轮增压器
CN107614885B (zh) 涡壳以及离心压缩机
JP5032547B2 (ja) 遠心型圧縮機のアキシャルディフューザ
JP7232332B2 (ja) 遠心圧縮機のスクロール構造及び遠心圧縮機
JP7134348B2 (ja) 遠心圧縮機のスクロール構造及び遠心圧縮機
JP5428962B2 (ja) 軸流圧縮機及びガスタービンエンジン
JP6876146B2 (ja) 遠心圧縮機及びこの遠心圧縮機を備えたターボチャージャ
JP6759463B2 (ja) ターボチャージャ用タービン及びターボチャージャ
JP2023068953A (ja) ベーンドディフューザおよび遠心圧縮機

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