JP2017015009A - 遠心圧縮機 - Google Patents

Abstract

【課題】低回転小流量領域における効率の向上を図る遠心圧縮機を提供する。【解決手段】過給機１のコンプレッサ３は、リーディングエッジ２１に流入するガスの絶対流速分布が調整されリーディングエッジ２１のシュラウド側２１ｓにおけるガスの流入方向がリーディングエッジ２１のシュラウド側２１ｓにおけるブレードの延在方向に近くなるように形状が調整されたブレード２０を有するコンプレッサ翼車７を備える。【選択図】図２

Description

本発明は遠心圧縮機に関するものである。

従来、このような分野の技術として、下記特許文献１に記載の遠心圧縮機が知られている。この遠心圧縮機では、インペラブレードの子午面形状を、リーディングエッジの端部の外周側の角部がリーディングエッジの端部に対して、吸込まれる気流のうちのインペラブレードに垂直に流入する速度成分の大きさがいずれも衝撃波が発生する速度よりも小さくなるように、斜めに切断された形状としている。この構成により、リーディングエッジの端部からの衝撃波の発生を防止し、遠心圧縮機の広作動域化および高性能化を図ることが特許文献１で提案されている。

特開平８−４９６９６号公報

この種の遠心圧縮機においては、特に、低回転小流量領域における効率の向上が求められている。しかしながら、特許文献１の遠心圧縮機の構成では、低回転小流量領域における効率の向上が効果的に図られるとは言い難い。本発明は、低回転小流量領域における効率の向上を図る遠心圧縮機を提供することを目的とする。

本発明の遠心圧縮機は、リーディングエッジに流入するガスの絶対流速分布が調整されリーディングエッジのシュラウド側におけるガスの流入方向がリーディングエッジのシュラウド側におけるブレードの延在方向に近くなるように形状が調整されたブレードを有する翼車を備える。

また、ブレードのトレーリングエッジのハブ側から回転軸線方向に測った、リーディングエッジのハブ側の高さをＬｈとし、ブレードのトレーリングエッジのハブ側から回転軸線方向に測った、リーディングエッジのシュラウド側の高さをＬｓとしたときに、Ｌｈ＞Ｌｓが満足されるようにしてもよい。また、０．６≦Ｌｓ／Ｌｈ≦０．９が満足されるようにしてもよい。

また、リーディングエッジは、リーディングエッジのハブ側とリーディングエッジのシュラウド側とを結ぶ直線よりもガス上流側に凸の形状をなし、かつ、リーディングエッジのハブ側を通り回転軸線に直交する平面とは交差しないようにしてもよい。

また、リーディングエッジのうち少なくとも所定の基準位置よりも回転径方向の外側に位置する部分は、リーディングエッジのハブ側に比べて、ガス下流方向に位置しており、回転径方向に測った、リーディングエッジのハブ側からリーディングエッジのシュラウド側までの距離をａとしたとき、回転径方向に測った、リーディングエッジのハブ側から所定の基準位置までの距離は０．６ａであるようにしてもよい。

本発明によれば、低回転小流量領域における効率の向上を図る遠心圧縮機を提供することができる。

実施形態に係るコンプレッサを備える遠心圧縮機の断面図である。 コンプレッサ翼車を示す側面図である。 （ａ），（ｂ）は、図２のコンプレッサ翼車のリーディングエッジ近傍を拡大して示す側面図である。 コンプレッサ翼車のリーディングエッジの他の例を拡大して示す側面図である。 コンプレッサ翼車のリーディングエッジの更に他の例を拡大して示す側面図である。 （ａ），（ｂ）は、数値流体解析その１で得られた結果を示す図である。 （ａ），（ｂ）は、数値流体解析その２で得られた結果を示す図である。 （ａ），（ｂ）は、数値流体解析その３で得られた結果を示す図である。

以下、図面を参照しつつ本発明に係る遠心圧縮機の実施形態であるコンプレッサについて詳細に説明する。図１に示されるように、過給機１は、タービン２とコンプレッサ３（遠心圧縮機）とを備えている。過給機１は、例えば自動車用過給機として使用される。タービン２は、タービンハウジング４と、タービンハウジング４に収納されたタービン翼車６と、を備えている。コンプレッサ３は、コンプレッサハウジング５と、コンプレッサハウジング５に収納されたコンプレッサ翼車７と、を備えている。タービン翼車６は回転軸１４の一端に設けられており、コンプレッサ翼車７は回転軸１４の他端に設けられている。タービンハウジング４とコンプレッサハウジング５との間には、軸受ハウジング１３が設けられている。回転軸１４は、軸受１５を介して軸受ハウジング１３に回転可能に支持されており、回転軸１４、タービン翼車６及びコンプレッサ翼車７が一体の回転体１２として回転軸線Ａを中心に回転する。

タービンハウジング４には、排気ガス流入口８及び排気ガス流出口１０が設けられている。内燃機関（図示せず）から排出された排気ガスが、排気ガス流入口８を通じてタービンハウジング４内に流入し、タービン翼車６を回転させ、その後、排気ガス流出口１０を通じてタービンハウジング４外に流出する。

コンプレッサハウジング５には、吸入口９及び吐出口１１が設けられている。上記のようにタービン翼車６が回転すると、回転軸１４を介してコンプレッサ翼車７が回転する。回転するコンプレッサ翼車７は、吸入口９を通じて外部の空気を吸入し、圧縮して吐出口１１から吐出する。吐出口１１から吐出された圧縮空気は、前述の内燃機関に供給される。

続いて、図２〜図４を参照しながら、コンプレッサ翼車７について更に説明する。なお、各図に示されるコンプレッサ翼車７の各部位は、特徴を誇張して描写される場合があり実物の寸法比を正確に反映するものではない。

コンプレッサ翼車７は、回転軸１４に固定されるハブ２５と、ハブ２５の表面に設けられた複数のブレード２０とを有している。ブレード２０のリーディングエッジ２１は、図２に示されるようにカットバックされている。具体的には、コンプレッサ翼車７のブレード２０のトレーリングエッジ２２のハブ側２２ｈから回転軸線Ａ方向に測った、リーディングエッジのハブ側２１ｈの高さをＬｈとし、ブレード２０のトレーリングエッジ２２のハブ側２２ｈから回転軸線Ａ方向に測った、リーディングエッジのシュラウド側２１ｓの高さをＬｓとしたときに、Ｌｈ＞Ｌｓが満足される。このようなリーディングエッジ２１のカットバックによって、コンプレッサ翼車７の回転時には、リーディングエッジ２１上で径方向外側へのガスの流れが発生する。その結果、リーディングエッジ２１におけるガスの回転軸線Ａ方向の絶対流速が、ハブ側２２ｈからシュラウド側２１ｓに向かうに従って増加する分布を示すようになる。なお、図２に示す例では、コンプレッサ翼車７はフルブレードとスプリッタブレードと有しているが、このうち、上記のブレード２０はフルブレードである。また、図２に示す例では、リーディングエッジ２１は、ハブ側２１ｈとシュラウド側２１ｓとの間で直線状に延びている。

上記構成のコンプレッサ翼車７による作用効果について説明する。

一般的に、図３（ａ）に示されるように、コンプレッサ翼車のリーディングエッジのシュラウド側２１ｓに対するガスの相対速度ｖは、ガスの回転軸線Ａ方向の絶対流速ｖ１と、シュラウド側２１ｓの周方向速度ｖ２とのベクトル差で示される。この相対速度ｖのベクトルの方向がリーディングエッジのシュラウド側２１ｓにおけるガスの流入方向である。以下、ガスの流入方向と回転軸線Ａに直交する仮想平面とのなす角度をガスの流入角度βという。図３（ｂ）に示されるように、低回転小流量領域で絶対流速ｖ１が小さくなると、流入角度βが小さくなる。そうすると、ガスの流入方向と、シュラウド側２１ｓにおけるブレード２０の延在方向との差が大きくなり、シュラウド側２１ｓにおいてガスがブレード２０に沿って流れ難くなり、その結果、ブレード２０上に剥離渦が発生し、断熱効率低下の原因となる。

この課題に対し、コンプレッサ翼車７では、前述のブレード２０のカットバック形状により、リーディングエッジ２１におけるガスの回転軸線Ａ方向の絶対流速が、ハブ側２２ｈからシュラウド側２１ｓに向かうに従って増加する分布を示すようになっている。すなわち、シュラウド側２１ｓにおけるガスの絶対流速ｖ１は増加する傾向にある。そうすると、流入角度βが増加し、低回転小流量領域において、リーディングエッジのシュラウド側におけるガスの流入方向が、リーディングエッジのシュラウド側におけるブレードの延在方向に近づき、剥離渦が発生し難くなる。その結果、コンプレッサ３の低回転小流量領域における断熱効率が向上する。また、低回転小流量領域における断熱効率が向上することから、コンプレッサ３の安定作動領域が低回転小流量側に広がり、サージング発生の可能性が低減される。

このように、コンプレッサ翼車７では、ブレード２０がカットバック形状に調整されることにより、リーディングエッジ２１に流入するガスの絶対流速分布は、ハブ側２２ｈからシュラウド側２１ｓに向かうに従って増加するように調整される。その結果、低回転小流量領域において、リーディングエッジのシュラウド側２１ｓにおけるガスの流入方向がリーディングエッジのシュラウド側２１ｓにおけるブレード２０の延在方向に近くなる。

上述のような作用効果を効果的に奏するためには、特に、０．６≦Ｌｓ／Ｌｈ≦０．９が満足されることが好ましい。また、リーディングエッジ２１のハブ側２１ｈとシュラウド側２１ｓとを結ぶ直線ｐと、回転軸線Ａに直交する仮想平面ｑと、がなす角度をαとすれば、α≧１０°であることが好ましい。

また、上述のような作用効果を効果的に奏するためには、図４に示されるように、リーディングエッジ２１は、リーディングエッジのハブ側２１ｈとシュラウド側２１ｓとを結ぶ直線ｐよりもガス上流側に凸状をなす形状であり、かつ、リーディングエッジのハブ側２１ｈを通り回転軸線Ａに直交する仮想平面ｑとは交差しない形状であることが好ましいすなわち、リーディングエッジ２１の一部がハブ側２１ｈよりもガス上流側に位置すると、当該上流側の一部からハブ側２１ｈに向かうガスの流れが発生するので、好ましくない。

また、上述のような作用効果を奏するためには、図５に示されるように、リーディングエッジ２１のうち少なくとも所定の基準位置Ｒよりも回転径方向の外側に位置する部分Ｔは、リーディングエッジのハブ側２１ｈに比べて、ガス下流方向に位置するようにブレード２０を形成すればよい。図５の例では、基準位置Ｒよりも外側の部分Ｔのみならず、基準位置Ｒのやや内側の部位も、ハブ側２１ｈに比べてガス下流方向に位置している。この場合、回転径方向に測った、リーディングエッジのハブ側２１ｈからリーディングエッジのシュラウド側２１ｓまでの距離をａとしたとき、回転径方向に測った、リーディングエッジのハブ側２１ｈから上記の基準位置Ｒまでの距離は０．６ａである。

続いて、コンプレッサ翼車７による上述の作用効果を確認するために本発明者らが実行した数値流体解析（ＣＦＤ）について説明する。

（数値流体解析その１）
カットバック形状のブレード２０を備えるコンプレッサ翼車７と、カットバック形状ではないフルブレード２０’を備える比較用コンプレッサ翼車（以下「比較翼車」）と、について、回転時のエントロピー分布をＣＦＤによって得た。このＣＦＤにおいて、コンプレッサ翼車７におけるＬｓ／Ｌｈを0.7とし、比較翼車におけるＬｓ／Ｌｈを１．０とした。図６（ａ）は、比較翼車によるエントロピー分布を示すコンター図、図６（ｂ）は、コンプレッサ翼車７によるエントロピー分布を示すコンター図である。図６に示されるように、コンプレッサ翼車７は比較翼車に比べて、リーディングエッジ側の高エントロピー領域（ガスの逆流が発生する領域に対応）が小さくなったことが判る。すなわち、コンプレッサ翼車７によれば、断熱効率低下の原因である高エントロピー領域が小さくなり、比較翼車に比べて断熱効率が向上されることが判った。

また、図６（ａ）に示される通り、比較翼車においてガスの逆流が発生する領域は基準位置Ｒよりも径方向外側に集中している。なお、基準位置Ｒにおいては、回転軸線Ａ方向におけるガスの絶対流速がゼロとなっている。 ここで、回転径方向に測った、リーディングエッジ２１’のハブ側２１ｈ’からリーディングエッジのシュラウド側２１ｓ’までの距離をａとしたとき、回転径方向に測った、リーディングエッジのハブ側２１ｈから上記の基準位置Ｒまでの距離は０．６ａである。よって、少なくとも上記のような基準位置Ｒの径方向外側にカットバック形状を形成することにより、基準位置Ｒの外側におけるガスの逆流が低減され、断熱効率の改善が図られると考えられる。

（数値流体解析その２）
前述のコンプレッサ翼車７と比較翼車とについて、ガス流量と断熱効率の関係と、ガス流量と圧縮比の関係と、をＣＦＤによって得た。図７（ａ）は、ガス流量と断熱効率の関係を示すグラフであり、図７（ｂ）は、ガス流量と圧縮比の関係を示すグラフである。何れのグラフにもそれぞれ４つのグラフ群が存在するが、各グラフ群は翼車の４種類の回転数に対応しており、右に位置するグラフ群ほど回転数が高い。

図７に示されるように、コンプレッサ翼車７は、低回転小流量領域において、比較翼車に比べ断熱効率及び圧縮比に優れることが判った。但し、コンプレッサ翼車７は、高回転大流量領域において、比較翼車に比べ断熱効率及び圧縮比に劣ることも判った。すなわち、コンプレッサ翼車７は、高回転大流量領域での断熱効率及び圧縮比を犠牲にして、低回転小流量領域での断熱効率及び圧縮比を向上させるものであると言える。

（数値流体解析その３）
コンプレッサ翼車７におけるブレード２０のＬｓ／Ｌｈ値を０．６〜１．０と変化させ、低回転小流量領域及び高回転大流量領域のそれぞれにおいて、各Ｌｓ／Ｌｈ値に対応する断熱効率をＣＦＤによって得た。図８（ａ）は、低回転小流量領域におけるＬｓ／Ｌｈ値と断熱効率との関係を示すグラフであり、図８（ｂ）は、高回転大流量領域におけるＬｓ／Ｌｈ値と断熱効率との関係を示すグラフである。ここでは、低回転小流量領域における回転数及び流量の条件は、図７（ａ）における評価点Ｄ１に対応するものとした。また、高回転大流量領域における回転数及び流量の条件は、図７（ａ）における評価点Ｄ２に対応するものとした。

図８（ａ）に示されるように、Ｌｓ／Ｌｈ値を０．６〜０．９とすることにより、Ｌｓ／Ｌｈ値が１．０の場合に比較して低回転小流量領域での断熱効率が向上することが判った。また、図８（ｂ）に示されるように、Ｌｓ／Ｌｈ値が小さくなるに従って、高回転大流量領域での断熱効率が低下することが判った。従って、高回転大流量領域での断熱効率低下を抑えるためにも、Ｌｓ／Ｌｈ値を０．６〜０．９とすることが好ましいことが判った。また、低回転小流量領域での断熱効率と高回転大流量領域での断熱効率とのパランスを図る観点からは、Ｌｓ／Ｌｈ値を０．７〜０．８とすることが好ましいことが判った。

なお、前述した特許文献１の技術は、例えば当該文献の図３からも判るように、翼車に導入されるガスの相対流速を問題にしているものである。従って、ガスの絶対流速をコントロールすべくブレード２０をカットバック形状としたコンプレッサ翼車７は、特許文献１の技術的思想とは異なるものである。また、本実施形態のコンプレッサ翼車７のようにブレード２０をカットバック形状とすることは、従来からの空力の技術常識とは逆行する発想である。すなわち、断熱効率の向上を図る観点では、コンプレッサ翼車のブレードによって形成されるガスの流路は長い方が好ましい。ガスの流路の距離が短ければ、その分、急激に流路幅を広げたり、急激に流路を曲げたりする必要があり、このような流路の急激な変化はガスの剥離を引き起こし、断熱効率向上のためにはプラスに働かないと考えるのが通常である。

これに対し、コンプレッサ翼車７では断熱効率の向上を狙っているにも関わらず、あえてブレード２０を短くするものである。この構成により、通常であれば断熱効率は低下するとも考えられるところ、前述した原理により、低回転小流量領域において断熱効率は改善する方向に働く。前述の通り、コンプレッサ翼車７の構成によれば、高回転大流量領域における断熱効率は犠牲になるが、その犠牲を厭わずに低回転小流量領域における断熱効率の向上を図ることは、特に、過給機１が車両用過給機に適用される場合等には重要である。

本発明は、上述した実施形態を始めとして、当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を施した様々な形態で実施することができる。また、上述した実施形態に記載されている技術的事項を利用して、各実施例の変形例を構成することも可能である。各実施形態の構成を適宜組み合わせて使用してもよい。

１ 過給機
３ コンプレッサ（遠心圧縮機）
２０ ブレード
２１ リーディングエッジ
２１ｈ リーディングエッジのハブ側
２１ｓ リーディングエッジのシュラウド側
２２ｈ トレーリングエッジのハブ側
Ｒ 基準位置

Claims (5)

1. リーディングエッジに流入するガスの絶対流速分布が調整され前記リーディングエッジのシュラウド側におけるガスの流入方向が前記リーディングエッジのシュラウド側におけるブレードの延在方向に近くなるように形状が調整されたブレードを有する翼車を備える遠心圧縮機。
2. 前記ブレードのトレーリングエッジのハブ側から回転軸線方向に測った、リーディングエッジのハブ側の高さをＬｈとし、
   前記ブレードのトレーリングエッジのハブ側から回転軸線方向に測った、リーディングエッジのシュラウド側の高さをＬｓとしたときに、
   Ｌｈ＞Ｌｓが満足される、請求項１に記載の遠心圧縮機。
3. ０．６≦Ｌｓ／Ｌｈ≦０．９が満足される、請求項２に記載の遠心圧縮機。
4. 前記リーディングエッジは、
   前記リーディングエッジのハブ側と前記リーディングエッジのシュラウド側とを結ぶ直線よりもガス上流側に凸の形状をなし、かつ、前記リーディングエッジのハブ側を通り回転軸線に直交する平面とは交差しない、請求項１〜３の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
5. 前記リーディングエッジのうち少なくとも所定の基準位置よりも回転径方向の外側に位置する部分は、前記リーディングエッジのハブ側に比べて、ガス下流方向に位置しており、
   回転径方向に測った、前記リーディングエッジのハブ側から前記リーディングエッジのシュラウド側までの距離をａとしたとき、
   回転径方向に測った、前記リーディングエッジのハブ側から前記所定の基準位置までの距離は０．６ａである、請求項１〜４の何れか１項に記載の遠心圧縮機。