RU137762U1 - MICROPOWER TURBOCHARGER ROTOR - Google Patents
MICROPOWER TURBOCHARGER ROTOR Download PDFInfo
- Publication number
- RU137762U1 RU137762U1 RU2013146263/02U RU2013146263U RU137762U1 RU 137762 U1 RU137762 U1 RU 137762U1 RU 2013146263/02 U RU2013146263/02 U RU 2013146263/02U RU 2013146263 U RU2013146263 U RU 2013146263U RU 137762 U1 RU137762 U1 RU 137762U1
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- rotor
- channels
- longitudinal hole
- rotor according
- intersection
- Prior art date
Links
Images
Landscapes
- Supercharger (AREA)
Abstract
1. Ротор микромощного турбокомпрессора, выполненный в виде цилиндра, внутри которого расположены сквозные не пересекающиеся друг с другом цилиндрические каналы, образующие проточную часть для рабочей среды с ее входом в ротор со стороны его торцевой поверхности и выходом из каналов на его боковой поверхности, отличающийся тем, что вход для рабочей среды в ротор выполнен в виде осевого продольного отверстия, пересекающего каждый канал и имеющего диаметр от 45% до 60% от диаметра ротора, при этом точки пересечения осей каналов с боковой поверхностью ротора расположены в одной поперечной плоскости, а точки пересечения осей каналов с продольным отверстием расположены в двух или более поперечных плоскостях, причем входы у соседних каналов находятся в разных плоскостях.2. Ротор по п.1, отличающийся тем, что в поперечной проекции ось каждого канала в точке своего пересечения с продольным отверстием образует угол с касательной к отверстию в этой точке, больший 35° и меньший 50°.3. Ротор по п.1, отличающийся тем, что боковая поверхность ротора используется как поверхность радиального газового подшипника ротора.4. Ротор по п.1, отличающийся тем, что торцевая поверхность ротора используется как поверхность упорного газового подшипника ротора.5. Ротор по п.1, отличающийся тем, что каналы выполнены с искусственной шероховатостью на всей или части длины, а в осевом продольном отверстии перед каналами установлена форсунка для ввода охлаждающей жидкости.6. Ротор по п.1 или 5, отличающийся тем, что в каналах на всей или части длины установлены шнеки.7. Ротор по п.1, отличающийся тем, что он выполнен с двумя или более проточными частями.1. The rotor of a micropower turbocharger, made in the form of a cylinder, inside of which there are through cylindrical channels that do not intersect with each other, forming a flow part for the working medium with its entrance to the rotor from the side of its end surface and the exit from the channels on its side surface, characterized in that the input for the working medium into the rotor is made in the form of an axial longitudinal hole intersecting each channel and having a diameter of 45% to 60% of the diameter of the rotor, while the points of intersection of the axes of the channels with the lateral top rotors are located in one transverse plane, and the points of intersection of the axes of the channels with the longitudinal hole are located in two or more transverse planes, and the entrances of adjacent channels are in different planes. 2. The rotor according to claim 1, characterized in that in the transverse projection the axis of each channel at its intersection with the longitudinal hole forms an angle tangent to the hole at this point, greater than 35 ° and less than 50 °. 3. The rotor according to claim 1, characterized in that the side surface of the rotor is used as the surface of the radial gas bearing of the rotor. The rotor according to claim 1, characterized in that the end surface of the rotor is used as the surface of the thrust gas bearing of the rotor. The rotor according to claim 1, characterized in that the channels are made with artificial roughness on all or part of the length, and an nozzle for introducing coolant is installed in the axial longitudinal hole in front of the channels. The rotor according to claim 1 or 5, characterized in that in the channels along the whole or part of the length of the installed screws. The rotor according to claim 1, characterized in that it is made with two or more flowing parts.
Description
Предложенное техническое решение относится к области турбомашиностроения, а именно к конструкциям роторов микромощных (от 0.5 КВт) турбокомпрессоров, например для систем кондиционирования и энергообеспечения отсеков малых объемов или маршевых двигателей миниатюрных беспилотных летательных аппаратов. У этого типа устройств есть ряд специфических особенностей, в частности, они имеют небольшие поперечные размеры проточной части и эксплуатируются при малых расходах рабочей среды. Из-за относительно низких значений чисел Рейнольдса потока в этих устройствах существенное значение приобретает проблема ограничения гидравлические потерь и оптимизации геометрии проточной части для достижения приемлемых значений коэффициента полезного действия.The proposed technical solution relates to the field of turbomachinery, namely, to the designs of micropower rotors (from 0.5 kW) of turbocompressors, for example, for air conditioning and power supply of small-volume compartments or mid-flight engines of miniature unmanned aerial vehicles. This type of device has a number of specific features, in particular, they have small transverse dimensions of the flow part and are operated at low flow rates. Due to the relatively low values of the Reynolds numbers of the flow in these devices, the problem of limiting hydraulic losses and optimizing the geometry of the flow part to achieve acceptable values of the efficiency coefficient is of great importance.
Для рассматриваемого специфического класса устройств оказалась малоэффективной адаптация стандартных известных решений, в которых используется ротор с решеткой рабочих лопаток - как открытого типа, так и с покрывными дисками, и были предложены альтернативные варианты конструктивного исполнения ротора.For the specific class of devices under consideration, the adaptation of standard known solutions proved to be ineffective, in which a rotor with a grid of working blades, both open type and with cover discs, was used, and alternative variants of the rotor design were proposed.
В частности, была предложена безлопаточная канальная турбомашина, в которой проточная часть представляет собой систему непрерывных сквозных каналов, выполненных в роторе [RU 2010109562 A, публ. 20-09-2011]. В известной конструкции используется ротор сложной формы и каналы с профилированными геометрическими характеристиками - переменным диаметром, плавным изменением направления и кривизны центральных линий каналов - что значительно усложняет технологию и увеличивает стоимость изготовления ротора. Геометрическая форма проточной части при этом не обеспечивает необходимого снижения габаритов изделия.In particular, a bezoplatochny channel turbomachine was proposed, in which the flow part is a system of continuous through channels made in the rotor [RU 2010109562 A, publ. 09/20/2011]. The known design uses a rotor of complex shape and channels with profiled geometric characteristics - a variable diameter, a smooth change in direction and curvature of the center lines of the channels - which greatly complicates the technology and increases the cost of manufacturing the rotor. The geometric shape of the flowing part does not provide the necessary reduction in the dimensions of the product.
Наиболее близкой к предлагаемому решению является конструкция безлопаточного типа, в которой ротор представляет собой цилиндр с расположенной внутри проточной частью [DE 102008011976 A1, публ. 24-09-2009]. То есть ротор имеет боковую цилиндрическую поверхность, перпендикулярные ей торцевые круглые плоские поверхности, а внутри ротора для прохода рабочей среды выполнено множество не пересекающихся между собой каналов. Для упрощения конструкции в одном из вариантов ее реализации проточная часть выполнена путем сквозного сверления ротора, то есть каналами являются полые цилиндры постоянного диаметра, у которых входные сечения расположены на одной из торцевых поверхностей ротора, а выходные сечения - на его боковой поверхности. Недостатки данной конструкции обусловлены неоптимальной конфигурацией проточной части. В частности, расположением всех входных сечений каналов в одной плоскости, что приводит к увеличению габаритов ротора, усложнению и удорожанию технологии его изготовления и снижению гидравлических и прочностных характеристик.Closest to the proposed solution is the design of the bladeless type, in which the rotor is a cylinder located inside the flow part [DE 102008011976 A1, publ. 09/24/2009]. That is, the rotor has a lateral cylindrical surface, end-face circular flat surfaces perpendicular to it, and a plurality of non-intersecting channels are made inside the rotor for the passage of the working medium. To simplify the design, in one of the variants of its implementation, the flow part is made by drilling the rotor through, that is, the channels are hollow cylinders of constant diameter, in which the input sections are located on one of the end surfaces of the rotor and the output sections are on its side surface. The disadvantages of this design are due to the non-optimal configuration of the flow part. In particular, the location of all the input sections of the channels in one plane, which leads to an increase in the dimensions of the rotor, complicating and increasing the cost of its manufacturing technology and reducing hydraulic and strength characteristics.
Технической задачей предлагаемого решения является улучшение технико-экономических показателей эксплуатации турбокомпрессора в штатном режиме, достигаемое путем оптимизации геометрии его проточной части, а технический результат заключается в уменьшении радиальных габаритов и снижении максимальных напряжений в материале ротора, повышении прочности и жесткости. За счет более высоких допустимых скоростей вращения ротора улучшаются гидродинамические характеристики турбокомпрессора. Кроме того, повышается технологичность изделия вследствие простоты геометрической формы ротора и его проточной части.The technical task of the proposed solution is to improve the technical and economic performance of a turbocharger in normal mode, achieved by optimizing the geometry of its flow part, and the technical result is to reduce radial dimensions and reduce maximum stresses in the rotor material, increase strength and stiffness. Due to the higher permissible rotor speeds, the hydrodynamic characteristics of the turbocompressor are improved. In addition, the manufacturability of the product is increased due to the simplicity of the geometric shape of the rotor and its flow part.
Для достижения указанного технического эффекта в роторе микромощного турбокомпрессора, имеющего форму цилиндра, с торцевой стороны выполнено осевое продольное отверстие, диаметр которого составляет от 45% до 60% от диаметра боковой поверхности ротора. Кроме того, в роторе имеется множество сквозных не пересекающихся между собой цилиндрических каналов, проходящих от осевого продольного отверстия к боковой поверхности ротора. Осевое продольное отверстие и система каналов образуют проточную часть для рабочей среды. При работающем турбокомпрессоре рабочая среда вначале поступает в осевое отверстие, далее распределяется по каналам и затем выходит из каналов на боковой поверхности ротора. При этом точки пересечения осей каналов с внешней поверхностью ротора расположены в одной поперечной плоскости, а точки пересечения осей каналов с осевым продольным отверстием расположены в двух или более поперечных плоскостях, причем входы у соседних каналов находятся в разных плоскостях.To achieve the specified technical effect in the rotor of a micropower turbocharger having the shape of a cylinder, an axial longitudinal hole is made from the end side, the diameter of which is from 45% to 60% of the diameter of the side surface of the rotor. In addition, the rotor has many through cylindrical channels that do not intersect each other, passing from the axial longitudinal hole to the side surface of the rotor. The axial longitudinal hole and the channel system form a flow part for the working medium. When the turbocharger is running, the working medium first enters the axial hole, then is distributed through the channels and then leaves the channels on the side surface of the rotor. In this case, the points of intersection of the channel axes with the outer surface of the rotor are located in one transverse plane, and the points of intersection of the channel axes with the axial longitudinal hole are located in two or more transverse planes, and the entrances of adjacent channels are in different planes.
Кроме того, в поперечной проекции ось каждого канала в точке своего пересечения с продольным отверстием образует угол с касательной к отверстию в этой точке, больший 35° и меньший 50°.In addition, in the transverse projection, the axis of each channel at its intersection with the longitudinal hole forms an angle tangent to the hole at this point, greater than 35 ° and less than 50 °.
Боковая поверхность ротора может использоваться в качестве поверхности радиального газового подшипника ротора, а его торцевые поверхности могут использоваться в качестве поверхности упорного газового подшипника.The side surface of the rotor can be used as the surface of the radial gas bearing of the rotor, and its end surfaces can be used as the surface of the thrust gas bearing.
Каналы в роторе могут быть выполнены с искусственной шероховатостью, а в осевом продольном отверстии перед каналами при этом устанавливается форсунка для ввода охлаждающей жидкости.The channels in the rotor can be made with artificial roughness, and in the axial longitudinal hole in front of the channels, an injector for introducing coolant is installed.
В каналах на всей или части длины могут также устанавливаться шнеки.Augers can also be installed in channels along all or part of the length.
Предложенное техническое решение может быть также реализовано в многоступенчатом турбокомпрессоре, когда в роторе имеются, по крайней мере, две проточные части, проходимые последовательно или параллельно рабочей средой.The proposed technical solution can also be implemented in a multi-stage turbocompressor, when the rotor has at least two flow parts passing in series or parallel to the working medium.
Предложенное решение поясняется фиг. 1, на которой изображен цилиндрический ротор микромощного компрессора, имеющий боковую поверхность 1, перпендикулярные ее оси входную 2 и заднюю 3 круглые торцевые плоские поверхности. При этом боковая и, по крайней мере, одна из торцевых поверхностей ротора могут использоваться как упорные поверхности радиального 4 и осевого 5 газостатического подшипника. Вращение ротора обеспечивается за счет центростремительной турбины привода 6.The proposed solution is illustrated in FIG. 1, which shows a cylindrical rotor of a micropower compressor having a
В роторе со стороны входной торцевой поверхности 2 выполнено осевое продольное отверстие 7, диаметр которого составляет от 45% до 60% от диаметра боковой поверхности 1. Кроме того, в роторе имеется система сквозных непересекающихся друг с другом прямых каналов круглого поперечного сечения 8, образующих вместе с отверстием 7 проточную часть рабочей среды. Рабочая среда входит в отверстие 7 ротора, далее распределяется по каналам 8, и затем выходит на боковой поверхности ротора в диффузор 9 статора.An axial
Для обеспечения выхода рабочей среды из ротора в диффузор 9 точки пересечения осей каналов 8 с боковой поверхностью 1 располагаются в одной поперечной плоскости 10. В то же время точки пересечения осей каналов 8 с продольным отверстием 7 располагаются в двух или более поперечных плоскостях 11 и 12, причем у соседних каналов точки пересечения осей с продольным отверстием находятся в разных плоскостях, то есть чередуются в шахматном порядке.To ensure the exit of the working medium from the rotor into the
Кроме того, каналы 8 могут выполняться таким образом, чтобы в поперечной проекции ось канала в точке своего пересечения с продольным отверстием 7 образовала угол с касательной к отверстию в этой точке, больший 35°, но меньший 50° (фиг 1, А-А), то есть ось имеет наклон в сторону, противоположную направлению вращения. В этом диапазоне значений угла наклона обеспечивается оптимальная работа турбокомпрессора в штатном режиме эксплуатации. Конкретная величина угла определяется на основе расчетных и экспериментальных данных.In addition, the
Углы между осями каналов и осью продольного отверстия также выбираются из условия гидродинамической эффективности.The angles between the axes of the channels and the axis of the longitudinal holes are also selected from the conditions of hydrodynamic efficiency.
Диаметры самих каналов должны определяться во взаимосвязи с выбранным соотношением диаметров отверстия и боковой поверхности ротора, поскольку для повышения гидравлических характеристик работы желательно максимально тесное расположение каналов как в плоскости 10 выхода рабочей среды в диффузор, так и в плоскостях 11 и 12 ее входа в каналы, то есть желательно минимизировать толщину перегородок между каналами в этих плоскостях.The diameters of the channels themselves should be determined in conjunction with the selected ratio of the diameters of the hole and the side surface of the rotor, since in order to increase the hydraulic performance of the channels, it is desirable to have the channels as close as possible both in the
Поскольку диаметр продольного отверстия составляет от 45% до 60% от диаметра ротора, то и его периметр оказывается приблизительно в два раза меньше внешнего периметра ротора. То есть места для прохода каналов вблизи продольного отверстия оказывается меньше, чем у внешней поверхности ротора. В предложенном решении это обстоятельство преодолевается путем разнесения входов каналов на два или более ряда в продольном направлении. Это позволяет исключить пересечение каналов между собой и обеспечивает двукратное или более увеличение проходного сечения проточной части на поверхности продольного отверстия (при заданном внешнем диаметре ротора). Тем самым достигается более компактное расположение каналов по всему поперечнику ротора по сравнению с известным решением.Since the diameter of the longitudinal hole is from 45% to 60% of the diameter of the rotor, its perimeter is also approximately two times smaller than the outer perimeter of the rotor. That is, there is less space for passage of channels near the longitudinal hole than at the outer surface of the rotor. In the proposed solution, this circumstance is overcome by spacing the channel inputs into two or more rows in the longitudinal direction. This eliminates the intersection of the channels between themselves and provides a twofold or more increase in the bore of the flow part on the surface of the longitudinal hole (for a given outer diameter of the rotor). Thus, a more compact arrangement of the channels along the entire diameter of the rotor is achieved in comparison with the known solution.
На фиг. 2 представлен вариант реализации устройства с повышенной тепловой защитой стенок каналов 8. Для этого каналы выполняются с искусственной шероховатостью, например, с резьбой, на всей или части длины, а в осевом продольном отверстии 7 перед каналами устанавливается форсунка для распыления охлаждающей жидкости. Охлаждение стенок каналов достигается при этом за счет формирования и удержания на них пленки охлаждающей жидкости, интенсифицирующей теплопередачу.In FIG. 2 shows an embodiment of a device with increased thermal protection of the walls of the
В каналах на всей или части длины могут также устанавливаться шнеки (фиг. 3), закручивающие поток рабочей среды, для дополнительной интенсификации теплопередачи от стенок каналов.In the channels along the whole or part of the length, screws can also be installed (Fig. 3), swirling the flow of the working medium, for additional intensification of heat transfer from the walls of the channels.
При использовании двухрядного входа рабочей среды в каналы и при соотношении диаметров отверстия и боковой поверхности ротора в интервале от 45% до 60% обеспечиваются минимальные значения и наилучший баланс гидравлических потерь в роторе и в диффузоре при величинах степени сжатия рабочей среды от 2 до 3.5. С другой стороны, такие величины степени сжатия являются наиболее приемлемыми в плане напряженно-деформированного состояния материала ротора под действием центробежной нагрузки. Для больших степеней сжатия предпочтительно применить многоступенчатую схему компрессора.When using a two-row input of the working medium into the channels and with a ratio of the diameters of the hole and the side surface of the rotor in the range from 45% to 60%, the minimum values and the best balance of hydraulic losses in the rotor and in the diffuser are ensured with a compression ratio of the working medium from 2 to 3.5. On the other hand, such values of the degree of compression are most acceptable in terms of the stress-strain state of the rotor material under the action of centrifugal load. For high compression ratios, it is preferable to use a multi-stage compressor circuit.
На фиг. 4 представлен вариант реализации предложенного технического решения при многоступенчатой схеме турбокомпрессора, в случае, когда необходимы повышенные значения степени сжатия рабочей среды. Выполнение дополнительной ступени на роторе при этом оказывается возможным при его незначительном удлинении и сохранении приемлемых величин напряжений в материале ротора. Каналы второй ступени при этом выполняются с меньшим проходным сечением, чем у первой ступени, из-за более высокой плотности рабочей среды, прошедшей сжатие на предыдущей ступени.In FIG. 4 presents an implementation option of the proposed technical solution with a multi-stage turbocharger circuit, in the case when higher values of the compression ratio of the working medium are needed. An additional step on the rotor is thus possible with its slight elongation and maintaining acceptable stress values in the rotor material. The channels of the second stage in this case are performed with a smaller cross-section than the first stage, due to the higher density of the working medium that has undergone compression in the previous stage.
Возможно также применение предложенного технического решения для схемы с параллельным прохождением ступеней рабочей средой.It is also possible to use the proposed technical solution for a circuit with parallel passage of steps by the working medium.
Таким образом, использование совокупности перечисленных выше признаков приводит к тому, что при одинаковых режимах работы предложенного устройства и известных устройств (в мощностном диапазоне от 0.5 до 10 КВт) первое будет испытывать меньшие деформационные нагрузки. Это обусловлено тем, что конфигурация с осевым продольным отверстием и рядами смещенных вдоль него в шахматном порядке пересечений с каналами позволяет уменьшить внешний диаметр ротора, и, следовательно, снизить максимальные напряжения в материале ротора. Тем самым обеспечивается больший запас прочности, жесткости и долговечности. Становится возможным переход на более высокие допустимые скорости вращения ротора, в результате улучшаются рабочие характеристики турбокомпрессора.Thus, the use of the combination of the above features leads to the fact that, with the same operating modes of the proposed device and known devices (in the power range from 0.5 to 10 kW), the former will experience less strain loads. This is due to the fact that a configuration with an axial longitudinal hole and rows of intersections with channels staggered along it in a checkerboard pattern can reduce the outer diameter of the rotor and, therefore, reduce the maximum stress in the material of the rotor. This provides a greater margin of safety, rigidity and durability. It becomes possible to switch to higher permissible rotor speeds, resulting in improved turbocharger performance.
Предложенное устройство отличается также высокой технологичностью, поскольку может изготавливаться из обычной цилиндрической монолитной заготовки и имеет простую геометрию проточной части. Ее расположение не препятствует использованию боковой и торцевой поверхности ротора в качестве элементов газового подшипника, обеспечивая компактность предложенного устройства.The proposed device is also characterized by high manufacturability, because it can be made from a conventional cylindrical monolithic billet and has a simple geometry of the flow part. Its location does not prevent the use of the side and end surfaces of the rotor as elements of a gas bearing, ensuring the compactness of the proposed device.
Claims (7)
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2013146263/02U RU137762U1 (en) | 2013-10-16 | 2013-10-16 | MICROPOWER TURBOCHARGER ROTOR |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2013146263/02U RU137762U1 (en) | 2013-10-16 | 2013-10-16 | MICROPOWER TURBOCHARGER ROTOR |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| RU137762U1 true RU137762U1 (en) | 2014-02-27 |
Family
ID=50152389
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| RU2013146263/02U RU137762U1 (en) | 2013-10-16 | 2013-10-16 | MICROPOWER TURBOCHARGER ROTOR |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| RU (1) | RU137762U1 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2016010461A1 (en) * | 2014-07-16 | 2016-01-21 | Александр Федорович КРИВЦОВ | Centrifugal blower rotor |
-
2013
- 2013-10-16 RU RU2013146263/02U patent/RU137762U1/en active
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2016010461A1 (en) * | 2014-07-16 | 2016-01-21 | Александр Федорович КРИВЦОВ | Centrifugal blower rotor |
| RU2578790C2 (en) * | 2014-07-16 | 2016-03-27 | Александр Федорович Кривцов | Centrifugal replacement blower rotor (optional) |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US10267170B2 (en) | Turbine stator vane assembly for a turbomachine | |
| US6881029B2 (en) | Casing, a compressor, a turbine, and a combustion turbine engine including such a casing | |
| US9482101B2 (en) | Trailing edge and tip cooling | |
| RU2354852C2 (en) | Gas turbine compressor device and compressor housing element | |
| US8591190B2 (en) | Blade cooling | |
| US20150184519A1 (en) | Structural configurations and cooling circuits in turbine blades | |
| EP3361053B1 (en) | Grooved shroud casing treatment for high pressure compressor in a turbine engine | |
| RU2638495C2 (en) | Turbine nozzle blade, turbine and aerodynamic portion of turbine nozzle blade | |
| EP2431577B1 (en) | Axial flow compressor, gas turbine system having the axial flow compressor and method of modifying the axial flow compressor | |
| US6386830B1 (en) | Quiet and efficient high-pressure fan assembly | |
| US9631518B2 (en) | Exhaust diffuser and method for manufacturing an exhaust diffuser | |
| US20170167272A1 (en) | Cooling arrangement | |
| US9879547B2 (en) | Interior cooling circuits in turbine blades | |
| US10337527B2 (en) | Turbomachine blade, comprising intersecting partitions for circulation of air in the direction of the trailing edge | |
| US20150260127A1 (en) | Aircraft Turbofan Engine with Multiple High-Pressure Core Modules Not Concentric with the Engine Centerline | |
| RU137762U1 (en) | MICROPOWER TURBOCHARGER ROTOR | |
| CA2861171A1 (en) | Internally cooled airfoil | |
| US9631624B2 (en) | Exhaust diffuser and method for manufacturing an exhaust diffuser | |
| US9500093B2 (en) | Internally cooled airfoil | |
| JP6261498B2 (en) | Method for diffusing a gas turbine compression stage and diffusion stage implementing the same | |
| US6884021B2 (en) | Single cascade multistage turbine | |
| EP0036714A1 (en) | Axial-flow rotary compressor | |
| RU2618993C1 (en) | Dual-flow turbojet engine | |
| JP5726236B2 (en) | Diffuser for turbomachinery | |
| EP2559852A1 (en) | Exhaust diffuser and method for manufacturing an exhaust diffuser |