WO2013008599A1 - 遠心圧縮機 - Google Patents

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拓郎 桐明
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株式会社Ihi
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    • F04D29/4206—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/4213—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps suction ports
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    • F04D17/10—Centrifugal pumps for compressing or evacuating
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04D29/663—Sound attenuation
    • F04D29/665—Sound attenuation by means of resonance chambers or interference
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    • 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
    • F05D2250/51—Inlet

Definitions

  • the present invention relates to a centrifugal compressor that is used in a supercharger, a gas turbine, an industrial air facility, etc., and compresses a gas such as air using centrifugal force.
  • General centrifugal compressors have a housing.
  • This housing has a shroud (wall surface) inside thereof.
  • An impeller is provided in the shroud of the housing so as to be rotatable around its axis.
  • the impeller includes a disk (hub disk) that can rotate around the axis of the impeller, and a plurality of blades that are provided at intervals on the outer peripheral surface of the disk.
  • ⁇ A suction port is formed on the outer wall of the housing.
  • the suction port is located on the inlet side of the impeller, and sucks air as an example of gas.
  • An exhaust passage is formed inside the housing.
  • the exhaust passage is provided on the outlet side of the impeller and exhausts the compressed air.
  • a discharge port is formed at an appropriate position on the outer wall of the housing. The discharge port communicates with the exhaust passage, and the compressed air passes through the exhaust passage and is discharged from the discharge port.
  • an object of the present invention is to provide a centrifugal compressor capable of expanding the operating range to a lower flow rate side.
  • a first aspect of the present invention is a centrifugal compressor that compresses a gas by utilizing centrifugal force, the housing, a disk rotatably provided in the housing, and rotatable about an axis, and the above
  • An impeller having a plurality of blades provided on the outer peripheral surface of the disk at intervals in the circumferential direction; an inlet formed on the inlet side of the impeller; and a suction port for sucking gas; and the suction port and the impeller And an enlarged portion that forms a cylindrical space, and the enlarged portion has an inner diameter that is larger than an inner diameter of the suction port and is at least twice as large as an inlet diameter of the impeller.
  • gas means air, nitrogen gas, hydrogen gas, and the like.
  • the “axial center” is the impeller axial center
  • the “axial direction” is the impeller axial direction
  • the “radial direction” is the impeller radial direction. is there.
  • upstream means upstream when viewed from the flow direction of the mainstream gas
  • downstream means downstream when viewed from the flow direction of the mainstream gas.
  • the ratio of the length in the axial direction from the leading edge of the blade to the enlarged portion with respect to the axial length of the blade may be 1.0 to 6.0.
  • blade axial length refers to the length from the tip end (tip) of the leading edge to the hub end (base end) of the trailing edge in the blade. If there are multiple types of blades with different axial lengths, it means the axial length of the longest blade.
  • the ratio of the axial length of the enlarged portion to the axial length of the blade may be 0.5 to 5.0.
  • the present invention it is possible to suppress the upstream reverse flow region of the impeller in the vicinity of the surge from expanding in the upstream direction, and therefore, the surge of the centrifugal compressor is sufficiently suppressed, and the operating range of the centrifugal compressor is reduced. It can be expanded to the lower flow rate side.
  • FIGS. 1A and 1B are diagrams showing a reverse flow region on the upstream side of the impeller in the vicinity of the surge
  • FIG. 1A is an enlarged view that defines a cylindrical space between the suction port and the impeller.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the centrifugal compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a partially enlarged cross-sectional view of the centrifugal compressor according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of a centrifugal compressor according to the second embodiment of the present invention.
  • FIGS. 1A and 1B are diagrams showing a reverse flow region R on the upstream side of the impeller 41 in the vicinity of the surge, and FIG. 1A is a cylindrical shape (annular) between the suction port 49 and the impeller 41.
  • FIG. 1A is a cylindrical shape (annular) between the suction port 49 and the impeller 41.
  • FIG. 1B shows the case where the enlarged portion 43 is formed.
  • the backflow region R in FIGS. 1A and 1B is obtained from a pressure distribution analyzed by three-dimensional steady viscosity CFD (Computational Fluid Dynamics).
  • an inlet taper portion 45 is formed on the inlet side (that is, upstream side) of the enlarged portion 43, and an outlet taper portion 47 is formed on the outlet side (downstream side) of the enlarged portion 43.
  • the inlet taper portion 45 has an inner diameter that gradually decreases in the upstream direction
  • the outlet taper portion 47 has an inner diameter that gradually decreases in the downstream direction.
  • a diffuser flow path 47 for discharging the air compressed by the impeller 41 is formed on the outlet side of the impeller 41.
  • the centrifugal compressor 1 compresses air (an example of gas) A using centrifugal force.
  • the centrifugal compressor 1 is used for, for example, a supercharger for a vehicle, a gas turbine, an industrial air facility, and the like.
  • the centrifugal compressor 1 includes a housing 3.
  • the housing 3 includes a housing main body 5 having a shroud (inner wall) 5s on the inner side, a seal plate 7 provided on the rear side of the housing main body 5, and the like.
  • the seal plate 7 is integrally connected to the housing 9 of the supercharger.
  • an impeller 11 is rotatably provided in the shroud 5s of the housing body 5.
  • the impeller 11 includes a disk (hub disk) 13, a full blade 19, and a splitter blade 21.
  • a disk (hub disk) 13 is provided in the shroud 5 s of the housing body 5.
  • the disk 13 is provided so as to be rotatable around the axis 11 c of the impeller 11.
  • the disk 13 is connected to one end of a rotor shaft (turbine shaft) 15 using a fixing nut 17.
  • the rotor shaft 15 is rotatably provided on the housing 9 and rotates integrally with the disk 13.
  • the disk 13 has an outer peripheral surface (hub surface) 13 f and a back surface 13 d facing the seal plate 7.
  • the outer peripheral surface 13f extends so as to curve from the axial direction B1 of the impeller 11 toward the radial direction B2.
  • the rotor shaft 15 is rotated by a rotational force from another impeller (not shown) connected to the other end of the rotor shaft 15.
  • a blade 19 and a blade 21 having different axial lengths are provided on the outer peripheral surface 13 f of the disk 13.
  • the blade 19 is a so-called full blade
  • the blade 21 is a so-called splitter blade.
  • the blades 19 and 21 are alternately arranged at intervals in the circumferential direction. That is, the blade 21 is disposed between the adjacent blades 19, and the blade 19 is also disposed between the adjacent blades 21.
  • the front edge 19 a of the blade 19 is located on the upstream side (front side) of the front edge 21 a of the blade 21.
  • the rear edge 19b of the blade 19 and the rear edge 21b of the splitter blade 21 are located at the same position in the axial direction B1 and the radial direction B2.
  • end 19 t of the blade 19 in the radial direction extends along the shroud 5 s of the housing body 5.
  • the end 21t of the blade 21 in the radial direction extends along the shroud 5s.
  • blades having the same axial length may be used.
  • a cylindrical casing 23 communicates with the outer wall of the housing body 5 upstream of the inlet of the impeller 11.
  • the casing 23 has a suction port 25 for sucking air A on the tip side (left side in FIG. 2).
  • the suction port 25 can be connected to an air cleaner (not shown) for purifying air via a pipe (not shown).
  • a diffuser flow path 27 as an exhaust flow path is formed on the outlet side (immediately downstream side) of the impeller 11 in the housing body 5 (housing 3). Further, a scroll channel 29 is formed on the outer peripheral side of the diffuser channel 27.
  • the diffuser channel 27 is formed in an annular shape, and depressurizes and exhausts the compressed air.
  • the scroll channel 29 is formed in a spiral shape and communicates with the diffuser channel 27.
  • a discharge port 31 is formed on the outer wall of the housing body 5. The discharge port 31 is formed so as to communicate with the scroll flow path 29 and the diffuser flow path 27 and discharges air.
  • the discharge port 31 can be connected to an intake manifold (not shown) of the internal combustion engine via a pipe (not shown).
  • an enlarged portion 33 is formed at the center of the casing 23.
  • the enlarged portion 33 is formed between the suction port 25 and the impeller 11.
  • the enlarged portion 33 has at least a cylindrical (annular) wall surface 33f and forms a cylindrical (annular) space S.
  • the vicinity of the wall surface 33f of the enlarged portion 33 (including the vicinity of the wall surface 35f of the inlet taper portion 35 and the vicinity of the wall surface 37f of the outlet taper portion 37) has a space S having the same inner diameter as the inner diameter De of the suction port 25.
  • An inlet taper portion 35 is formed on the inlet side of the enlarged portion 33 inside the casing 23.
  • the inlet taper portion 35 is formed continuously with the enlarged portion 33, and its inner diameter is gradually reduced in the upstream direction (forward direction).
  • An outlet taper portion 37 is formed on the outlet side of the enlarged portion 33 inside the casing 23.
  • the outlet tapered portion 37 is formed continuously with the enlarged portion 33.
  • the inner diameter of the outlet taper portion 37 is gradually reduced in the downstream direction (rear direction).
  • the inner diameter Dm of the enlarged portion 33 is larger than the inner diameter De of the suction port 25 and is set to 2.0 to 4.0 times the inlet diameter Di of the impeller 11. This is to apply the above-described novel findings.
  • the ratio of the distance Lt to the axial length Ls is 1 0.0 to 6.0, preferably 1.5 to 4.0.
  • the ratio (Lt / Ls) is set to 1.0 or more because when the ratio (Lt / Ls) is set to less than 1.0, the distance between the impeller 11 and the enlarged portion 33 is too small. This is because the performance of the centrifugal compressor 1 is significantly reduced.
  • the ratio (Lt / Ls) is set to 6.0 or less because when the ratio (Lt / Ls) is set to exceed 6.0, the distance between the impeller 11 and the enlargement unit 33 is set. This is because it is too large to make the centrifugal compressor 1 compact.
  • the ratio (Lm / Ls) of the axial length Lm of the enlarged portion 33 to the axial length Ls of the blade 19 is set to 0.5 to 5.0, preferably 0.5 to 2.5.
  • the ratio (Lm / Ls) is set to 0.5 or more because when the ratio (Lm / Ls) is set to less than 0.5, the axial length Lm of the enlarged portion 33 is too small and the space S is This is because it is difficult to receive back flow pressure energy as a so-called damper function.
  • the ratio (Lm / Ls) is set to 5.0 or less because when the ratio (Lm / Ls) is set to exceed 5.0, the centrifugal compressor 1 increases in size, and the centrifugal compressor 1 This is because it becomes difficult to reduce the size.
  • the rotor shaft 15 rotates by the rotational force from another impeller, and the impeller 11 rotates integrally with the rotor shaft 15. Due to the rotation of the impeller 11, the air A is sucked into the impeller 11 from the suction port 25, and centrifugal force is applied to the air A. As a result, the air A can be compressed. Further, the compressed air A can be discharged from the discharge port 31 to the outside of the housing 3 via the diffuser flow path 27 and the scroll flow path 29.
  • a cylindrical space-like enlarged portion 33 is formed between the suction port 25 and the impeller 11.
  • the inner diameter Dm of the enlarged portion 33 is larger than the inner diameter De of the suction port 25 and is at least twice the inlet diameter Di of the impeller 11. Therefore, as understood from the above-described novel knowledge, it is possible to suppress the upstream reverse flow region of the impeller 11 in the vicinity of the surge from expanding in the upstream direction.
  • the surge of the centrifugal compressor 1 can be sufficiently suppressed, and the operating range of the centrifugal compressor 1 can be expanded to the lower flow rate side.
  • the ratio of the distance Lt to the axial length Ls (Lt / Ls) is set to 1.0 to 6.0, and the ratio of the axial length Lm to the axial length Ls (Lm / Ls) is set to 0.5 to 5.0. Since it is set, the enlargement of the centrifugal compressor 1 can be suppressed, and the centrifugal compressor 1 can be made compact.
  • the centrifugal compressor 39 according to the second embodiment of the present invention compresses air A using centrifugal force, and is the same as the centrifugal compressor 1 according to the first embodiment. It has a configuration. Accordingly, as in the first embodiment, the centrifugal compressor 39 is also used in a supercharger for vehicles, a gas turbine, an industrial air facility, and the like. Hereinafter, only the parts of the configuration of the centrifugal compressor 39 that are different from the configuration of the centrifugal compressor 1 will be described. In addition, about the component corresponding to the component in the centrifugal compressor 1 among the some components in the centrifugal compressor 39, the same number is attached
  • the cylindrical casing 23 is omitted, and accordingly, the suction port 25 is upstream of the inlet of the impeller 11 on the outer wall of the housing 3 (front side of the outer wall of the housing 3). Is formed. Therefore, the enlarged portion 33 is formed between the suction port 25 in the housing 3 and the impeller 11.
  • the inlet taper portion 35 is continuously formed on the inlet side (direct upstream side) of the enlarged portion 33 in the housing 3.
  • An outlet taper portion 37 is formed continuously on the outlet side (direct downstream side) of the enlarged portion 33 inside the housing 3.
  • the inner diameter Dm of the enlarged portion 33 is set to be larger than the inner diameter De of the suction port 25 and 2.0 to 4.0 times the inlet diameter Di of the impeller 11. .
  • the ratio (Lt / Ls) is set to 1.0 to 6.0, preferably 1.5 to 4.0.
  • Ls is the axial length of the blade 19
  • Lt is the distance in the axial direction B 1 of the impeller 11 from the front edge 19 a of the blade 19 to the enlarged portion 33.
  • the ratio (Lm / Ls) of the axial length Lm of the enlarged portion 33 to the axial length Ls of the blade 19 is set to 0.5 to 5.0, preferably 0.5 to 2.5.
  • the same operation and effect as the first embodiment of the present invention are exhibited. Furthermore, in this embodiment, since the inlet 25, the enlarged portion 33, the inlet tapered portion 35, and the outlet tapered portion 37 are formed in the housing 3, the enlargement of the centrifugal compressor 1 is sufficiently suppressed, and centrifugal compression is performed. The machine 1 can be further downsized.
  • the centrifugal compressor 1 according to the embodiment of the present invention was manufactured as a prototype, and the centrifugal compressor 1 without the casing 23 was manufactured as a comparative product.
  • performance tests were performed by simulating actual operating conditions. As a result, it was confirmed that the surge flow rate of the prototype can be reduced by 15% with respect to the surge flow rate of the comparative product.

Abstract

　遠心圧縮機（１）は、吸入口（２５）とインペラ（１１）との間に円筒状の空間（Ｓ）を形成する拡大部（３３）を備える。拡大部（３３）の入口側に入口テーパ部（３５）が形成され、拡大部（３３）の出口側に出口テーパ部（３７）が形成されている。拡大部（３３）は、吸入口（２５）の内径よりも大きく、且つ、インペラ（１１）の入口径の２倍以上の内径を有する。

Description

遠心圧縮機
　本発明は、過給機、ガスタービン、産業用空気設備等に用いられ、遠心力を利用して空気等のガスを圧縮する遠心圧縮機に関する。
　車両用過給機等の過給器に用いられる一般的な遠心圧縮機の構成について簡単に説明する。
　一般的な遠心圧縮機は、ハウジングを具備している。このハウジングは、その内側に、シュラウド（壁面）を有している。また、ハウジングのシュラウド内には、インペラがその軸心の周りに回転可能に設けられている。このインペラは、インペラの軸心周りに回転可能なディスク（ハブディスク）と、ディスクの外周面に間隔を置いて設けられた複数枚のブレードとを備えている。
　ハウジングの外壁には、吸入口が形成されている。この吸入口はインペラの入口側に位置し、ガスの一例としての空気を吸入する。また、ハウジングの内部には、排気流路が形成されている。排気流路は、インペラの出口側に設けられ、圧縮した空気を排気する。また、ハウジングの外壁の適宜位置には吐出口が形成されている。吐出口は排気流路に連通しており、圧縮した空気は排気流路を通り、吐出口から吐出される。
　遠心圧縮機を運転する場合には、インペラを回転させる。この回転により、吸入口からインペラ側に吸入した空気を、遠心力を利用して圧縮することができると共に、圧縮した空気を、排気流路を経由して吐出口からハウジングの外側へ吐出することができる。
　なお、本発明に関連する先行技術として特許文献１から特許文献３に示すものがある。
特開２００９－２０９６９４号公報 特開２００４－２７９３１号公報 特開平９－３１０６９９号公報
　ところで、近年、遠心圧縮機内で生じるサージを抑制し、遠心圧縮機の作動域をより低流量側へ拡大するという要請が強くなってきている。
　そこで、本発明は、作動域をより低流量側へ拡大することができる遠心圧縮機を提供することを目的とする。
　本発明の第１の態様は、遠心力を利用してガスを圧縮する遠心圧縮機であって、ハウジングと、前記ハウジング内に回転可能に設けられ、軸心周りに回転可能なディスク、及び前記ディスクの外周面に周方向に間隔を置いて設けられた複数枚のブレードを備えたインペラと、前記インペラの入口側に形成され、ガスを吸入する吸入口と、前記吸入口と前記インペラとの間に形成され、円筒状の空間を形成する拡大部と、を具備し、前記拡大部は、前記吸入口の内径よりも大きくかつ前記インペラの入口径の２倍以上の内径を有することを要旨とする。
　なお、本願の明細書及び特許請求の範囲において、「ガス」とは、空気、窒素ガス、水素ガス等を含む意である。また、「軸心」とは、インペラの軸心のことであって、「軸方向」とは、インペランの軸方向のことであって、「径方向」とは、インペラの径方向のことである。更に、「上流」とは、主流のガスの流れ方向から見て上流のことであって、「下流」とは、主流のガスの流れ方向から見て下流のことである。
　前記ブレードの軸長に対する前記ブレードの前縁から前記拡大部までの前記軸方向の長さの比率は、１．０～６．０であってもよい。
　ここで、本願の明細書及び特許請求の範囲において、「ブレードの軸長」とは、ブレードにおける前縁のチップ端（先端）から後縁のハブ端（基端）までの長さのことをいい、軸長の異なる複数種のブレードを備えている場合には、最も長いブレードの軸長のことをいう。
　前記ブレードの軸長に対する前記拡大部の軸長の比率は、０．５～５．０であってもよい。
　本発明によれば、サージ近傍における前記インペラの上流側の逆流領域が上流方向に拡大することを抑制できるため、前記遠心圧縮機のサージを十分に抑制して、前記遠心圧縮機の作動域をより低流量側へ拡大することができる。
図１（ａ）及び図１（ｂ）は、サージ近傍におけるインペラの上流側の逆流領域を示す図であり、（ａ）は吸入口とインペラとの間に円筒状の空間を画成する拡大部を形成しない場合、（ｂ）は、この拡大部を形成した場合を示す。 図２は、本発明の第１実施形態に係る遠心圧縮機の断面図である。 図３は、本発明の第１実施形態に係る遠心圧縮機の部分拡大断面図である。 図４は、本発明の第２実施形態に係る遠心圧縮機の断面図である。
　まず、遠心圧縮機の作動域を低流量側へ拡大するために得られた新た知見について説明する。図１（ａ）及び図１（ｂ）は、サージ近傍におけるインペラ４１の上流側の逆流領域Ｒを示す図であり、（ａ）は吸入口４９とインペラ４１との間に円筒状（環状）の空間Ｓを画成する拡大部４３を形成しない場合、（ｂ）は、この拡大部４３を形成した場合を示す。図１（ａ）及び図１（ｂ）中の逆流領域Ｒは、３次元定常粘性ＣＦＤ（Computational Fluid Dynamics）により解析した圧力分布から求めたものである。
　この解析結果によれば、吸入口とインペラとの間に適正な内径を有した拡大部を形成すると、拡大部４３内の壁面付近における空間の圧力が高くなり、拡大部を形成しない場合（図１（ａ）参照）に比べて、サージ近傍におけるインペラの上流側の逆流領域が上流方向に拡大されることを抑制できるという知見が得られた。これは、拡大部４３の壁面付近の空間Ｓが、所謂ダンパーとして、逆流の圧力エネルギーを受け止めることによるものと考えられる。なお、上記の適正な内径とは、吸入口４９の内径よりも大きくかつインペラ４１の入口径の２倍以上の内径のことをいう。また、拡大部４３の入口側（即ち、上流側）には入口テーパ部４５が形成されており、拡大部４３の出口側（下流側）には出口テーパ部４７が形成されている。入口テーパ部４５は、上流方向に向かって漸次縮径した内径をもち、出口テーパ部４７は、下流方向に向かって漸次縮径した内径をもつ。さらに、インペラ４１の出口側には、インペラ４１によって圧縮された空気を排出するためのディフューザ流路４７が形成されている。
（第１実施形態）
　本発明の第１実施形態について図２及び図３を参照して説明する。なお、図面中において、「ＦＦ」は前方向、「ＦＲ」は後方向、「Ｂ１」はインペラの軸方向、「Ｂ２」はインペラの径方向をそれぞれ示す。
　図２及び図３に示すように、本発明の第１実施形態に係る遠心圧縮機１は、遠心力を利用して空気（ガスの一例）Ａを圧縮するものである。遠心圧縮機１は、例えば、車両用の過給機、ガスタービン、産業用空気設備などに用いられる。
　遠心圧縮機１はハウジング３を具備する。ハウジング３は、内側にシュラウド（内壁）５ｓを有したハウジング本体５と、このハウジング本体５の後側に設けられたシールプレート７等からなる。シールプレート７は、過給機のハウジング９に一体的に連結されている。
　ハウジング本体５のシュラウド５ｓ内には、インペラ１１が回転可能に設けられている。インペラ１１は、ディスク（ハブディスク）１３と、フルブレード１９及びスプリッタブレード２１とを備える。
　具体的には、ハウジング本体５のシュラウド５ｓ内には、ディスク（ハブディスク）１３が設けられている。ディスク１３は、インペラ１１の軸心１１ｃ周りに回転可能に設けられている。ディスク１３は、ロータ軸（タービン軸）１５の一端部に固定ナット１７を用いて連結されている。ロータ軸１５はハウジング９に回転可能に設けられており、ディスク１３と共に一体的に回転する。ディスク１３は外周面（ハブ面）１３ｆと、シールプレート７に対向する背面１３ｄとを有する。外周面１３ｆは、インペラ１１の軸方向Ｂ１から径方向Ｂ２に向かって湾曲するように延伸している。なお、ロータ軸１５は、ロータ軸１５の他端部に連結された別のインペラ（図示省略）からの回転力によって回転する。
　ディスク１３の外周面１３ｆには、互いに軸長の異なるブレード１９及びブレード２１が設けられている。ブレード１９は所謂フルブレードであり、ブレード２１は所謂スプリッタブレードである。
ブレード１９とブレード２１は周方向に間隔を置いて交互に配置している。即ち、ブレード２１は、隣接するブレード１９間に配置されており、ブレード１９も隣接するブレード２１間に配置されている。ブレード１９の前縁１９ａは、ブレード２１の前縁２１ａよりも上流側（前側）に位置している。一方、ブレード１９の後縁１９ｂ及びスプリッタブレード２１の後縁２１ｂは、軸方向Ｂ１及び径方向Ｂ２において同じ位置に位置している。また、径方向におけるブレード１９の端１９ｔは、ハウジング本体５のシュラウド５ｓに沿って延伸している。同様に、径方向におけるブレード２１の端２１ｔも、シュラウド５ｓに沿って延伸している。なお、軸長の異なるブレード１９，２１を用いる代わりに、軸長の同じブレード（図示省略）を用いても構わない。
　ハウジング本体５の外壁におけるインペラ１１の入口の上流側には、筒状のケーシング２３が連通して設けられている。ケーシング２３は、その先端側（図２の左側）に、空気Ａを吸入する吸入口２５を有する。吸入口２５は、空気を浄化するエアクリーナ（図示省略）に配管（図示省略）を介して接続可能である。
　ハウジング本体５（ハウジング３）におけるインペラ１１の出口側（直下流側）には、排気流路としてのディフューザ流路２７が形成されている。さらに、ディフューザ流路２７の外周側にはスクロール流路２９が形成されている。ディフューザ流路２７は環状に形成され、圧縮した空気を減速させて排気する。スクロール流路２９は渦巻き状に形成され、ディフューザ流路２７に連通している。ハウジング本体５の外壁には吐出口３１が形成されている。吐出口３１は、スクロール流路２９及びディフューザ流路２７に連通するように形成され、空気を吐出する。吐出口３１は、内燃機関の吸気マニホールド（図示省略）に配管（図示省略）を介して接続可能である。
　続いて、本発明の第１実施形態の要部について説明する。
　図２に示すように、ケーシング２３の中央には拡大部３３が形成されている。換言すれば、拡大部３３は、吸入口２５とインペラ１１との間に形成されている。拡大部３３は少なくとも円筒状（環状）の壁面３３ｆを有し、円筒状（環状）の空間Ｓを形成する。具体的には、拡大部３３の壁面３３ｆ付近（入口テーパ部３５の壁面３５ｆ付近及び出口テーパ部３７の壁面３７ｆ付近を含む）は、吸入口２５の内径Ｄｅと同じ内径を有した空間Ｓを形成する。ケーシング２３の内部における、拡大部３３の入口側には入口テーパ部３５が形成されている。入口テーパ部３５は拡大部３３に連続して形成されており、その内径は上流方向（前方向）に向かって漸次縮径している。ケーシング２３の内部における、拡大部３３の出口側には出口テーパ部３７が形成されている。出口テーパ部３７は拡大部３３に連続して形成されている。出口テーパ部３７の内径は、下流方向（後方向）に向かって漸次縮径している。
　拡大部３３の内径Ｄｍは、吸入口２５の内径Ｄｅよりも大きく、且つ、インペラ１１の入口径Ｄｉの２．０～４．０倍に設定されている。これは、前述の新規な知見を適用するためである。一方、内径Ｄｍがインペラ１１の入口径Ｄｉの４．０倍以下となっているのは、４．０倍を超えて設定されると、遠心圧縮機１が大型化して、遠心圧縮機１のコンパクト化を図ることが困難になるからである。
　ブレード１９の軸長をＬｓ、ブレード１９の前縁１９ａから拡大部３３までのインペラ１１の軸方向Ｂ１の距離をＬｔとした場合、軸長Ｌｓに対する距離Ｌｔの比率（Ｌｔ／Ｌｓ）は、１．０～６．０、好ましくは、１．５～４．０に設定されている。比率（Ｌｔ／Ｌｓ）を１．０以上に設定されるようにしたのは、比率（Ｌｔ／Ｌｓ）が１．０未満に設定されると、インペラ１１と拡大部３３の間隔が小さすぎて、遠心圧縮機１の性能が著しく低下するからである。一方、比率（Ｌｔ／Ｌｓ）を６．０以下に設定されるようにしたのは、比率（Ｌｔ／Ｌｓ）が６．０を超えて設定されると、インペラ１１と拡大部３３の間隔が大きすぎて、遠心圧縮機１のコンパクト化を図ることが困難になるからである。
　ブレード１９の軸長Ｌｓに対する拡大部３３の軸長Ｌｍの比率（Ｌｍ／Ｌｓ）は、０．５～５．０、好ましくは、０．５～２．５に設定されている。比率（Ｌｍ／Ｌｓ）を０．５以上に設定したのは、比率（Ｌｍ／Ｌｓ）が０．５未満に設定されると、拡大部３３の軸長Ｌｍが小さすぎて、空間Ｓが、所謂ダンパーの機能として、逆流の圧力エネルギーを受け止めることが困難になるからである。一方、比率（Ｌｍ／Ｌｓ）を５．０以下に設定したのは、比率（Ｌｍ／Ｌｓ）が５．０を超えて設定されると、遠心圧縮機１が大型化して、遠心圧縮機１のコンパクト化を図ることが困難になるからである。
　続いて、本発明の第１実施形態の作用及び効果について説明する。
　別のインペラからの回転力によってロータ軸１５が回転し、インペラ１１がロータ軸１５と一体的に回転する。インペラ１１の回転により、空気Ａは吸入口２５からインペラ１１側に吸入され、空気Ａには遠心力が与えられる。その結果、空気Ａを圧縮することができる。また、圧縮した空気Ａをディフューザ流路２７及びスクロール流路２９を経由して吐出口３１からハウジング３の外側へ吐出することができる。
　また、吸入口２５とインペラ１１との間に円筒空間状の拡大部３３が形成されている。拡大部３３の内径Ｄｍは、吸入口２５の内径Ｄｅよりも大きく、且つ、インペラ１１の入口径Ｄｉの２倍以上である。そのため、前述の新規な知見から理解されるように、サージ近傍におけるインペラ１１の上流側の逆流領域が上流方向に拡大することを抑制できる。
　従って、本発明の第１実施形態によれば、遠心圧縮機１のサージを十分に抑制して、遠心圧縮機１の作動域をより低流量側へ拡大することができる。特に、軸長Ｌｓに対する距離Ｌｔの比率（Ｌｔ／Ｌｓ）が１．０～６．０に設定され、軸長Ｌｓに対する軸長Ｌｍの比率（Ｌｍ／Ｌｓ）が０．５～５．０に設定されているため、遠心圧縮機１の大型化を抑えて、遠心圧縮機１のコンパクト化を図ることができる。
（第２実施形態）
　本発明の第２実施形態について図４を参照して説明する。なお、図面中において、「ＦＦ」は、前方向、「ＦＲ」は、後方向をそれぞれ示す。
　図４に示すように、本発明の第２実施形態に係る遠心圧縮機３９は、遠心力を利用して空気Ａを圧縮するものであり、第１実施形態に係る遠心圧縮機１と同様の構成を有している。従って、第１実施形態と同じく、遠心圧縮機３９も車両用の過給機、ガスタービン、産業用空気設備などに用いられる。以下、遠心圧縮機３９の構成のうち、遠心圧縮機１の構成と異なる部分についてのみ説明する。なお、遠心圧縮機３９における複数の構成要素のうち、遠心圧縮機１における構成要素と対応するものについては、図面中に同一番号を付する。
　第２実施形態に係る遠心圧縮機３９では、筒状のケーシング２３が省略されており、それに伴い、吸入口２５がハウジング３の外壁におけるインペラ１１の入口の上流側（ハウジング３の外壁の前側）に形成されている。従って、拡大部３３は、ハウジング３内の吸入口２５とインペラ１１との間に形成されている。第１実施形態と同じく、入口テーパ部３５は、ハウジング３内の拡大部３３の入口側（直上流側）に、連続して形成されている。出口テーパ部３７がハウジング３の内部における拡大部３３の出口側（直下流側）に連続して形成されている。
　第１実施形態同じく、第２実施形態でも、拡大部３３の内径Ｄｍは、吸入口２５の内径Ｄｅよりも大きくかつインペラ１１の入口径Ｄｉの２．０～４．０倍に設定されている。比率（Ｌｔ／Ｌｓ）は、１．０～６．０、好ましくは、１．５～４．０に設定されている。上述したように、Ｌｓはブレード１９の軸長であり、Ｌｔはブレード１９の前縁１９ａから拡大部３３までのインペラ１１の軸方向Ｂ１の距離である。更に、ブレード１９の軸長Ｌｓに対する拡大部３３の軸長Ｌｍの比率（Ｌｍ／Ｌｓ）は、０．５～５．０、好ましくは、０．５～２．５に設定されている。
　本実施形態においても、本発明の第１実施形態と同様の作用及び効果を奏する。更に、本実施形態では、吸入口２５、拡大部３３、入口テーパ部３５、及び出口テーパ部３７がハウジング３に形成されているため、遠心圧縮機１の大型化を十分に抑えて、遠心圧縮機１のコンパクト化をより一層図ることができる。
　なお、本発明は、前述の実施形態の説明に限られるものではなく、適宜の変更を行うことにより、種々の態様で実施可能である。また、本発明に包含される権利範囲は、これらの実施形態に限定されないものである。
　本発明の実施例について説明する。
　本発明の実施形態に係る遠心圧縮機１を試作品として製作し、遠心圧縮機１からケーシング２３を省略したものを比較品として製作した。これら試作品と比較品について、実際の運転条件を模擬して性能試験を行った。その結果、試作品のサージ流量を比較品のサージ流量に対して１５％低減できることが確認された。

Claims (6)

  1. 　遠心力を利用してガスを圧縮する遠心圧縮機であって、
    　ハウジングと、
    　前記ハウジング内に回転可能に設けられ、軸心周りに回転可能なディスク、及び前記ディスクの外周面に周方向に間隔を置いて設けられた複数枚のブレードを備えたインペラと、
    　前記インペラの入口側に形成され、ガスを吸入する吸入口と、
    　前記吸入口と前記インペラとの間に形成され、円筒状の空間を形成する拡大部と、を具備し、
    　前記拡大部は、前記吸入口の内径よりも大きくかつ前記インペラの入口径の２倍以上の内径を有することを特徴とする遠心圧縮機。
  2. 　前記ブレードの軸長に対する前記ブレードの前縁から前記拡大部までの前記軸方向の距離の比率は、１．０～６．０であることを特徴とする請求項１に記載の遠心圧縮機。
  3. 　前記ブレードの軸長に対する前記拡大部の軸長の比率は、０．５～５．０であることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の遠心圧縮機。
  4. 　前記拡大部の入口側に内径を上流方向に向かって漸次縮径した入口テーパ部が形成され、前記拡大部の出口側に内径を下流方向に向かって漸次縮径した出口テーパ部が形成されていることを特徴とする請求項１から請求項３のうちのいずれかの請求項に記載の遠心圧縮機。
  5. 　前記ハウジングの外壁における前記インペラの入口の上流側に連通して設けられた筒状のケーシングと、を具備し、
    　前記吸入口が前記ケーシングの先端側に形成され、前記拡大部が前記ケーシングの内部に形成され、前記入口テーパ部が前記ケーシングの内部における前記拡大部の入口側に形成され、前記出口テーパ部が前記ケーシングの内部における前記拡大部の出口側に形成されていることを特徴とする請求項４に記載の遠心圧縮機。
  6. 　前記吸入口が前記ハウジングの外壁における前記インペラの入口の上流側に形成され、前記拡大部が前記ハウジングの内部における前記吸入口と前記インペラとの間に形成され、前記入口テーパ部が前記ハウジングの内部における前記拡大部の入口側に形成され、前記出口テーパ部が前記ハウジングの内部における前記拡大部の出口側に形成されていることを特徴とする請求項４に記載の遠心圧縮機。
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