JP4717465B2 - 圧縮機 - Google Patents

Description

本発明は圧縮機に関する。特に、本発明は、例えばターボチャージャの圧縮機のような遠心式圧縮機に関する。

圧縮機はインペラを備え、上記インペラは複数のブレード（すなわち羽根）を有し、上記ブレードは圧縮機ハウジング内で回転するためにシャフト上に取付けられている。インペラの回転により、ガス（例えば空気）はインペラの中に吸引され、出口チャンバすなわち出口通路に送られる。遠心式圧縮機の場合、排気通路は、渦巻形をしていてインペラの周りの圧縮機ハウジングによって形成されている。ガスは、インペラを通り、ディフューザと呼ばれる環状出口通路を経て、出口渦巻部に流れる。上記ディフューザは、上記インペラを囲む上流側環状入口と、上記渦巻部に開口する下流側環状出口とを有する。

例えば従来型ターボチャージャでは、インペラは、ターボチャージャシャフトの一端に取付けられ、排ガス駆動タービンホイールによって回転される。上記タービンホイールはタービンハウジング内でターボチャージャシャフトの他端に取付けられる。上記シャフトは回転のために軸受けアセンブリ上に取付けられている。上記軸受けアセンブリは、圧縮機ハウジングとタービンハウジングの間に配置されたベアリングハウジング内に収容されている。

詳細には、従来型圧縮機インペラは、中央ハブの周りのブレード配列を支持するバックプレート（裏板）を備えている。上記ブレードは、上記バックプレートから略軸方向且つ上記ハブから半径方向に延在する。上記ブレードは、ハブの比較的長い基部から比較的短い先端部（チップ）にかけて、次第に先細りになっている。上記先端部は上記ディフューザの入口の周りを一掃する。

各インペラブレードは、ブレードが上記インペラのバックプレートによって支持される後方エッジを有するものとして見なすことができる。前方エッジはハブから略半径方向に延在する。湾曲エッジは上記前方エッジと先端部との間に形成されている。上記湾曲エッジは、圧縮機のインデューサとディフューザとの間の圧縮機ハウジング壁を一掃する。インペラの前部の直径は、ブレードの前方エッジによって形成され、インペラ・インデューサ直径と呼ばれる。インペラ外径（ブレードの先端部によって形成される）に対するインペラ・インデューサ直径の比は、インペラの「直角度」と呼ばれる。ディフューザ出口直径に対するインペラ外径の比は、ディフューザ半径比と呼ばれる。従来型圧縮機は、典型的には、１．６〜２．０の範囲のディフューザ半径比を有する。従来型インペラホイールは、典型的には、０．６４〜０．７１の範囲の直角度を有する。

通常、圧縮機のインペラブレードはインペラの回転の方向に対して後退している。すなわち、各ブレードはインペラの回転方向に対して後方に湾曲している。ブレード表面上の任意点での後退角は、軸に垂直な平面内の上記点におけるブレード表面の接線と、ホイールの軸を通って延在する半径方向の線との間に形成される角度である。インペラブレードは、一般的に、基部から先端部にかけて湾曲していて、後退角がブレードの表面に渡って変化する。従来型インペラブレードは、ブレードの任意の点で測定されて、典型的には３０度〜４０度の後退角を有する。

また、インペラブレードはインペラの回転方向に対して後方に傾斜するのが慣例である。すなわち、（ブレードがバックディスクに交わって形成される）各ブレードの後方エッジは、ブレードの先端部（および通常は基部）がインペラの軸に対して斜めになるように、ブレードの前方エッジの後方に存在する。ブレード表面上の任意点での傾斜角は、ブレードの一定半径断面によって形成される線の接線と、インペラの軸と平行な線との間の角度である。インペラブレードは、傾斜角がブレードの基部から先端部に掛けて変化するように、湾曲し得る。従来型インペラは、典型的には、ブレード表面上の任意の点において、０度と３５度の間の傾斜角を有する。

例えば、常に傾斜角が０度（零度）のブレードは、インペラバックプレートからインペラホイールの軸に平行な方向に延在する（しかし、注意すべきことは、このようなブレードは必ずしも厳密に半径方向に延在するわけではなく、上述したように後方に伸びてもよい）。基部で０度の傾斜角と先端部で２０度の傾斜角とが付いたブレードは、インペラの軸に沿って存在する基部と、上記軸に対して２０度の角度にある先端部とを有する。

圧縮機の性能は、異なるインペラ回転速度で圧縮機を通る異なるガス質量流量に対して、圧縮機の圧力比（出口圧力／入口圧力）の変化をプロットすることにより、特徴付けられる。様々な回転速度についての流量に対する圧力比のプロットは、「圧縮機マップ」として周知になっている。また、圧縮機マップには、最大作動速度での圧縮機通過質量流量に対する圧縮機効率のプロットを含むのが一般的である。

特定の圧縮機のマップは、サージラインとチョークラインとによって境界が形成される。サージラインは、圧縮機がインペラ速度範囲に対してサージ（急変）する圧力比／質量流量のポイントによって形成される。これは、圧縮機の低流量作動限界である。チョークラインは、圧縮機がインペラ速度範囲に対してチョーク（閉塞）する圧力比／質量流量のポイントによって形成される。これは、インペラ速度に対する圧縮機の最大流量能力を示している。圧縮機から得られる最大圧力比は、通常、最大速度線のサージポイントである。サージラインとチョークラインとの間の質量流量範囲が「マップ幅」と呼ばれる。

サージ状態では、圧縮機の圧力および質量流量が大きく変動するために、圧縮機の作動は非常に不安定になる。圧縮機がレシプロエンジンに空気を供給するターボチャージャの場合のように多くの適用例においては、このような質量流量の変動は許されない。その結果、特にサージマージンの改善によって、圧縮機の利用可能な流量範囲を拡大する要求が絶えず存在する。

過去においては、エンジン製造業者は、約３：１の圧力比より上の圧縮機の性能には殆ど関心がなかった。しかし、エンジン製造業者に課せられた排気ガスの要求が厳しくなるにつれて、エンジン製造業者は、約３：１以上の高圧縮比でターボチャージャを作動することを考えるようになっている。本発明の目的は、改善された性能付与する、特に高い圧力比において改善されたサージマージンと効率を付与する新規な圧縮機を提供することである。レシプロエンジンのターボチャージャ用圧縮機の場合、高い圧力比で作動するとき、このような改善された効率は燃料消費の減少となる。

本発明によると、ガスを圧縮するための圧縮機であって、
ハウジングによって形成されたチャンバ内の軸の周りに回転するために取付けられたインペラを備え、
上記ハウジングは、軸方向取入口、環状出口渦巻部、上記インペラから上流方向に延在して上記軸方向取入口を形成する外側管状壁、この外側管状壁内において上記インペラから上流方向に延在してハウジングのインデューサ部を形成する内側管状壁、および環状ガス流通路を有し、この環状ガス流通路は、上記内側管状壁と上記外側管状壁との間に形成されるとともに、少なくとも１つの上流側の孔を通じて上記軸方向取入口または上記インデューサ部と連通する上流端と、少なくとも１つの下流側の孔を通じて上記インペラの複数のブレードの湾曲エッジによって一掃されるハウジングの表面と連通する下流端とを有し、
上記チャンバのディフューザは、上記インペラを包囲する環状ディフューザ通路によって形成されて上記環状出口渦巻部に連通する環状出口を有し、
上記インペラの複数のブレードは、上記インデューサ部内で回転する前方エッジと、上記ディフューザの環状入口を一掃する先端部と、上記前方エッジと先端部との間に形成された上記湾曲エッジと有し、
上記インペラは、上記ブレードの上記前方エッジの外径によって形成されるインデューサ直径と、上記ブレード先端部の外径によって形成されるインペラ外径とを有し、
各ブレードは、上記軸の周りの上記インペラの回転方向に対して後退し、ブレード表面の任意点での後退角は４５度から５５度の範囲内に在るとともに、ブレード表面の任意点において上記軸の周りの上記インペラの回転方向に対して、３５度から５５度の範囲内に在る実質的に一定の後方傾斜角で後方に傾斜しており、
上記インペラ外径に対する上記インデューサ直径の比率は０．５９から０．６３の範囲内に在り、
上記インペラ外径に対するディフューザ出口直径の比率は１．４から１．５５の間に在ることを特徴とする圧縮機を提供する。

異常に低いインペラの直角度を、異常に高いインペラブレードの後退角および異常に低いディフューザ半径比と組合せると、高作動速度において効率が増大するばかりでなく、高い圧力比において流量範囲（特にサージマージン）が著しく改善されることが分かった。ターボチャージャが内燃機関に空気を供給するという状況では、効率の改善は燃料消費の減少に繋がる。本発明の実施形態は、約３：１の圧力比では、従来型圧縮機に比較して３０％まで流量範囲の増大を示し、また、圧縮機の最大速度での作動では、５％までの圧縮機効率の改善を示した。

本発明の設計パラメータの採用は従来の圧縮機設計手順に反するものである。例えば、最新の圧縮機設計では、特に車両に取り付けられる圧縮機に対しては、サイズと重量の軽減が強調される。本発明による異常に低いインペラ直角度の採用は、従来の設計と比較して、（一定の流量／インデューサ直径に対して）インペラ全体のサイズを増大させる。しかし、この増大したサイズの悪影響は性能の改善によって十分に補われて余りある。同様に、以上に大きい後退角の採用は、複雑な工具および製造手順になり、従来型インペラに比較して出費の増大になる。しかし、再度述べるが、性能の向上が複雑さおよび製造コストの増大を補って余りある。

注意すべきことは、後退角の変化あるいは傾斜角の変化に加えて、インペラブレードの群状表面は、ブレードの厚さが変化する結果、現在の所、設計によって局所的に変化し得ることである。これに応じて、厚さ零のブレードを想定して、後退角および傾斜角を特定するのが従来のやり方である。したがって、この明細書に記載された角度は、このような「零」厚さブレードに関し、実際には、ブレード厚さが変化する結果、幾らか小さな変化を受ける。

或るターボチャージャでは、圧縮機入口は「マップ幅強化（ＭＷＥ）」として知られるようになった構造を有している。ＭＷＥ構造は例えば米国特許番号第４,７４３,１６１号に記載されている。このようなＭＷＥ圧縮機の入口は、２つの同軸の管状入口部、つまり、圧縮機の取入口を形成する外側入口部と、圧縮機インデューサを形成する内側入口部すなわち主入口とを備えている。内側入口部は、外側入口部より短く、圧縮機ハウジングの内壁表面の延長部である内表面を有する。上記内壁表面は、インペラブレードの湾曲エッジによって一掃される。環状流通路は上記２つの管状入口部の間に形成される。上記環状流通路は、（上記取入口に対する）上流端において開口し、（上記取入口に対する）下流端において孔が設けられている。上記孔はインペラに面する圧縮機ハウジングの内表面と連通している。

作動時、圧縮機インデューサを囲む環状流通路の中の圧力は、大気圧よりも通常低い。インペラの高ガス流量時且つ高速作動時には、インペラによって一掃される領域内の圧力は、環状流通路内の圧力よりも小さい。したがって、このような状況では、空気は環状流通路から内側に向かってインペラホイールに流れる。これによって、インペラホイールに達する空気の量が増大し、圧縮機の最大流量能力（チョーク限界）を増大させる。

しかし、インペラを通る流れが低下するにつれて、すなわち、インペラの速度が低下するにつれて、環状流通路を通ってインペラ内に引き込まれる空気量は圧力が平衡状態になるまで減少する。インペラのガスの流れすなわちインペラの速度が更に低下すると、インペラホイールによって一掃される領域内の圧力は環状流通路内の圧力よりも増大して、環状流通路を通る空気流の方向が逆転する。すなわち、このような状況では、空気はインペラから外側に向かって環状流通路の上流端に流れ、圧縮機の取入口に戻って再循環する。

インペラを通るガス流の増大すなわちインペラ速度の増大は、逆流を引き起こす。すなわち、環状流通路を通って取入口に戻る空気量の増大は、平衡状態に続いて、代わって、環状流通路を通る空気流を逆流させる。その結果、空気は、環状流通路とインペラの間を連通する孔を経て、インペラホイール内に引き込まれる。

このＭＷＥ構造が、圧縮機の性能を安定化させて、最大流量能力を増大させせること、サージマージンを改善させること、すなわち、圧縮機速度範囲に渡って圧縮機がサージするような流れを減少させることは、よく知られている。最大流量能力（チョーク流）とサージマージンの両方が改善されるために、圧縮機マップの幅は増大する。「マップ幅強化（ＭＷＥ）」圧縮機は、これに由来する。

従来型ＭＷＥ圧縮機に本発明を適用することは、効率の増大の外、特に高い圧力比でのサージマージンの更なる改善をもたらす。

本発明の他の好ましい有利な特徴は、次の説明から明らかである。

本発明の特定の実施形態が、単なる一例として、添付の図面に言及して記載されている。

図１を参照すると、この図は一般的な設計の標準ＭＷＥ圧縮機の断面図を示し、上記ＭＷＥ圧縮機は典型的にターボチャージャに含まれる。上記圧縮機は圧縮機ハウジング２内にインペラ１を備え、上記インペラ１は軸２ａに沿って延在する回転シャフト（図示せず）の一端に取付けられている。上記シャフト（図示せず）は、その一部が３で示される軸受ハウジングを貫いて、タービンハウジング（図示せず）まで延在している。インペラは複数のブレード４を有する。各ブレード４は、前方エッジ５と、先端部６と、上記前方エッジ５と上記先端部６との間に延在する湾曲エッジ７とを有する。インペラは、図２と図３とを参照しつつ以下に詳細に記載される。

圧縮機ハウジング２はインペラ１の周囲に出口渦巻部８を形成する。ＭＷＥ入口構造は外側管状壁９を備え、上記外側管状壁９はインペラ１の上流に延在してガス（例えば空気）用の取入口１０を形成している。また、ＭＷＥ入口構造は内側管状壁１１を備え、上記内側管状壁１１は、上記取入口１０内に分岐延在して圧縮機のインデューサ１２を形成している。上記内側管状壁１１の内表面はハウジング壁面１３の上流側延長部である。上記ハウジング壁表面１３はインペラブレード４の湾曲エッジ７によって一掃される。環状流通路１４は内側壁１１と外側壁９との間にあってインデューサ１２を包囲する。流通路１４は、その上流端部において取入口１０に開口し、その下流端においてハウジング２の環状壁１５によって閉塞されている。しかし、環状流通路１４は、ハウジングを貫いて（この例では管状内側壁１１を貫いて）形成された開口１６を経て、インペラ１と連通している。上記開口１６は環状流通路１４の下流部とハウジング２の内側表面１３との間を連通する。上記ハウジング２の内側表面１３はインペラブレード４の湾曲エッジ７によって一掃される。

ディフューザ１９として知られる環状流通路は、インペラブレード先端部６の周りのハウジング２によって形成され、渦巻部８と連通する環状出口１９ａを有する。

図１に示す従来型ＭＷＥ圧縮機は上述した如く作動する。要するに、圧縮機を通る流量が大きいとき、空気は、環状流通路１４に沿ってインペラ１の方に軸方向に通り、孔１６を経てインペラに流れ込む。圧縮機を通る流れが小さいとき、環状流通路１４の空気の流れる方向が逆転して、空気は、インペラ１から孔１６を経て環状流通路１４を上流方向に通過し、空気取入口１０内に再度導入されて、圧縮機を再循環する。これによって、圧縮機の性能が安定化し、サージマージンとチョークフローの両方が改善される。

図２と図３とを見ると、これらの図はインペラ１の特徴をより詳細に示す。ブレード４は主ブレード４ａと小さい中間「分岐」ブレード４ｂとを備えていることが分かる。ブレード４は中央のインペラハブ１８の周りのバックプレート１７によって支持されている。各ブレードの前方エッジ５はインペラの軸２ａに対して略半径方向に延在している。前方エッジ５によって形成される最大直径はインペラ・インデューサ直径として知られる。インペラ外径はブレード先端部６の直径によって形成される。

インペラ・インデューサ直径は、図１ではＤ１として記号化されている。インペラ外径は、図１ではＤ２として記号化されている。ディフューザ出口直径は、図１ではＤ３として記号化されている。

本明細書の序文で述べたように、インペラ外径Ｄ２に対するインペラ・インデューサ直径Ｄ１の比はインペラの「直角度」と呼ばれる。インペラ外径Ｄ２に対するディフューザ出口直径Ｄ３の比はディフューザ半径比と呼ばれる。従来型ターボチャージャ圧縮機は、典型的には、０．６４〜０．７１の範囲の直角度を持つインペラを有する。しかし、本発明の直角度は０．５９〜０．６３の範囲に在り、ディフューザ半径比は１．４〜１．５５の範囲に在る。

また、インペラブレード４が後退していることは、図２と図３から明らかである。後退角は、インペラの軸を通って延在する半径方向の線と、任意点においてブレード表面の接線として延在する線であって軸に垂直な（すなわち裏板１７に平行な）平面内に在る線との間で、測定される。図２には、ブレードの先端部で測定された後退角Ｂが示されている。各ブレードが湾曲しているために、後退角はブレードの表面に沿って変化するが、従来型ターボチャージャ圧縮機では、ブレード表面の任意点における後退角は、典型的には、３０度と４０度の間に在る。しかし、本発明では、ブレードの表面上の任意点での後退角測定値は４５度〜５５度の範囲に在る。

図２は、特に図３は、インペラブレード４の傾斜角を示す。上述したように、ブレード表面上の任意点でのブレードの傾斜角は、ブレードの径方向断面によって形成される方向において、インペラの軸に対して平行な線と、上記任意点でのブレードの接線との間で、測定可能である。インペラブレード５が標準では湾曲するために、傾斜角はブレード表面に渡って変化する。図３は、ブレードの先端部で測定された傾斜角Ｒを示す。従来型ターボチャージャ圧縮機は典型的には０度と３５度の間の後方傾斜角を有する。本発明による圧縮機はこの範囲内の後方傾斜角を有し得るが、後方傾斜角は３５〜５５度の範囲内に在ることが好ましい。

図４は、従来型ＭＷＥ圧縮機の性能（実線で示す）と比較した本発明による圧縮機の第１実施形態の性能（破線で示す）に関する重複プロットである。従来型圧縮機は４０度の平均後退角と３５度の傾斜角を有する。インペラは０．６８の直角度を有し、圧縮機は１．６５のディフューザ半径比を有する。本発明の実施形態の各インペラブレードは、約５２度の平均インペラ後退角を有する（上記後退角は、各ブレード表面に渡って４８．５度と５５度との間で変化する）。傾斜角は４０度で略一定している（ブレード厚さを変化させるために変わることがある）。インペラは０．６の直角度を有し、ディフューザ半径比は１．５２である。

下側のプロットは性能マップである。上記性能マップは、周知のように、様々なインペラ回転速度について、圧縮機の入口から出口への圧力比に対する圧縮機の空気流量をプロットしたものである。流量の軸は１００％まで正規化されている。上で検討したように、マップの左手の線は、圧縮機が様々なターボチャージャ速度についてサージする流量を表し、サージラインとして知られている。本発明による圧縮機は、従来型圧縮機のサージマージンと比較して、著しく改善されたサージマージンを有していることが分かる。最大空気流（チョーク流）は殆ど影響を受けない（マップの右手の線によって示す）。

サージマージンは、圧力比の範囲に渡って増大し、特に、３：１以上の高い圧力比では著しく増大する。また、最大作動速度では、圧縮機の空気流容量が、従来型圧縮機と比較して増大していることが分かる。具体的には、サージマージンは高い圧力比において２０％迄増大し、圧力比性能は１５％の比率まで増大している。２つのエンジン作動線Ｌ１とＬ２とが、圧縮機マップ上に重ねて記載されている。Ｌ１は典型的な従来型ターボチャージ（過給）ディーゼルエンジンの作動状況を表し、一方、Ｌ２は新排出目標に合うように開発された代表的なターボチャージディーゼルエンジンの作動状況を示す。これは、新排出規制に合致するように設計されたディーゼルエンジン用ターボチャージャに、本発明が組み込まれたときの本発明の利点を明確に示している。

図４の上側のプロットは、空気流の関数として圧縮機の効率をプロットしている。再度述べるが、本発明の実施形態に関連するプロットは点線で示されている。本発明によって高い作動速度では効率が改善されていることが分かる（高い圧力比では３％まで）。

図５は、図４との比較に用いられたのと同じ従来型ＭＷＥ圧縮機と比較した本発明の第２実施形態の圧縮機マップの重複プロットである。この場合、本発明による圧縮機は、各ブレード表面に渡って５１度から５５度の間で変化して約５３度の平均後退角となる後退角付きインペラブレードを有する。傾斜角は３５度で略一定している。インペラは０．６３の直角度を有し、圧縮機のディフューザ半径比は１．４である。再度述べるが、改善が、サージマージンと最大作動速度での最大流量と最大作動速度での効率とにおいて見られる。サージマージンの最も著しい増大は、約３：１の高い圧力比において得られることが分かる。この場合、サージマージンは約３０％まで改善される。圧力比性能は７％まで改善される。高い圧力比での効率は５％まで改善される。再度述べるが、従来型ターボチャージディーゼルエンジンと典型的次世代ディーゼルエンジンとに対するエンジン作動状態は、それぞれＬ１線とＬ２線とによって、図示されている。

本発明による圧縮機はターボチャージャの一部として特定な用途を有しているが、他の適用も当業者には直ちに明らかである。同様に、上述した詳細構造に対して変更が可能なことは、当業者には直ちに明らかである。

標準ＭＷＥ圧縮機のハウジングとインペラの断面図である。 図１の圧縮機のインペラの正面図である。 図１のインペラの側面図である。 本発明の第１実施形態による圧縮機と従来型圧縮機との性能マップを比較した重複プロットである。 本発明の第２実施形態による圧縮機と従来型圧縮機との性能マップを比較した重複プロットである。

１ インペラ
２ ハウジング
４ ブレード
５ 前方エッジ
６ 先端部
７ 湾曲エッジ
８ 出口渦巻部
９ 外側管状壁
１０ 取入口
１１ 内側管状壁
１２ インデューサ
１４ 環状ガス流通路
１６ 孔
１９ ディフューザ
１９ａ 環状出口
Ｄ１ インペラ・インデューサ直径
Ｄ２ インペラ外径
Ｄ３ ディフューザ出口直径

Claims (4)

1. ガスを圧縮するための圧縮機であって、
   ハウジングによって形成されたチャンバ内の軸の周りに回転するために取付けられたインペラを備え、
   上記ハウジングは、軸方向取入口、環状出口渦巻部、上記インペラから上流方向に延在して上記軸方向取入口を形成する外側管状壁、この外側管状壁内において上記インペラから上流方向に延在してハウジングのインデューサ部を形成する内側管状壁、および環状ガス流通路を有し、この環状ガス流通路は、上記内側管状壁と上記外側管状壁との間に形成されるとともに、少なくとも１つの上流側の孔を通じて上記軸方向取入口または上記インデューサ部と連通する上流端と、少なくとも１つの下流側の孔を通じて上記インペラの複数のブレードの湾曲エッジによって一掃されるハウジングの表面と連通する下流端とを有し、
   上記チャンバのディフューザは、上記インペラを包囲する環状ディフューザ通路によって形成されて上記環状出口渦巻部に連通する環状出口を有し、
   上記インペラの複数のブレードは、上記インデューサ部内で回転する前方エッジと、上記ディフューザの環状入口を一掃する先端部と、上記前方エッジと先端部との間に形成された上記湾曲エッジと有し、
   上記インペラは、上記ブレードの上記前方エッジの外径によって形成されるインデューサ直径と、上記ブレード先端部の外径によって形成されるインペラ外径とを有し、
   各ブレードは、上記軸の周りの上記インペラの回転方向に対して後退し、ブレード表面の任意点での後退角は４５度から５５度の範囲内に在るとともに、ブレード表面の任意点において上記軸の周りの上記インペラの回転方向に対して、３５度から５５度の範囲内に在る実質的に一定の後方傾斜角で後方に傾斜しており、
   上記インペラ外径に対する上記インデューサ直径の比率は０．５９から０．６３の範囲内に在り、
   上記インペラ外径に対するディフューザ出口直径の比率は１．４から１．５５の間に在ることを特徴とする圧縮機。
2. 請求項１に記載の圧縮機において、
   上記後退角(B)は４８度と５５度の間に在ることを特徴とする圧縮機。
3. 請求項１または２に記載の圧縮機において、
   ブレードの表面で測定された平均後退角(B)は、５０度から５５度の範囲内に在ることを特徴とする圧縮機。
4. 請求項１に記載の圧縮機において、
   上記後方傾斜角(R)が３５度から４０度の範囲内に在ることを特徴とする圧縮機。

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