WO2016088451A1 - インペラ、及び回転機械 - Google Patents

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WO2016088451A1
WO2016088451A1 PCT/JP2015/078778 JP2015078778W WO2016088451A1 WO 2016088451 A1 WO2016088451 A1 WO 2016088451A1 JP 2015078778 W JP2015078778 W JP 2015078778W WO 2016088451 A1 WO2016088451 A1 WO 2016088451A1
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WO
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impeller
reinforcing ring
impeller body
axis
reinforcing
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Application number
PCT/JP2015/078778
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English (en)
French (fr)
Inventor
保徳 渡邊
良次 岡部
Original Assignee
三菱重工業株式会社
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Publication date
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Priority to US15/531,567 priority patent/US20170328372A1/en
Priority to CN201580065062.3A priority patent/CN107002705B/zh
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    • 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
    • F04D29/02—Selection of particular materials
    • F04D29/023—Selection of particular materials especially adapted for elastic fluid pumps
    • 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
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/284—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for compressors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • 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
    • F05D2300/00—Materials; Properties thereof
    • F05D2300/60—Properties or characteristics given to material by treatment or manufacturing
    • F05D2300/603—Composites; e.g. fibre-reinforced

Definitions

  • the present invention relates to an impeller provided in a rotating machine and a rotating machine including the impeller.
  • a turbocharger is a rotating machine that can improve the fuel efficiency and increase the CO 2 reduction effect compared to a naturally aspirated engine by sending compressed air into the engine and burning fuel.
  • the turbocharger rotates the impeller of the centrifugal compressor by rotating the turbine with the exhaust gas of the engine.
  • the air compressed by the rotation of the impeller is pressurized by being decelerated by the diffuser, and is supplied to the engine via the scroll flow path.
  • a method of driving the turbocharger not only a method driven by exhaust gas but also a method using an electric motor or a motor is known.
  • a turbocharger impeller using a synthetic resin composite material such as a carbon fiber reinforced plastic
  • a resin impeller has lower rigidity than a metal impeller, and when it rotates, the amount of deformation increases due to the influence of centrifugal force. For this reason, the diameter of the boss hole into which the rotating shaft is fitted may increase, and the rotation balance may be impaired.
  • the impeller described in Patent Document 1 suppresses the deformation of the impeller due to centrifugal force by providing a metal ring on the back surface.
  • Patent Document 1 When a metal ring is used as disclosed in Patent Document 1, since the impeller is formed of resin, the material of the impeller and the ring is different. Therefore, the metal ring has a larger linear expansion coefficient than the resin impeller, and depending on the operating conditions, the stress generated in the impeller cannot be distributed to the ring, and the deformation of the impeller may not be suppressed. Further, since the density of metal is higher than that of resin, the diameter of the ring itself increases due to the influence of centrifugal force, so that the deformation of the impeller cannot be suppressed, and it is difficult to ensure the reliability of the impeller.
  • the present invention provides an impeller and a rotating machine that can ensure reliability even when a resin material is used.
  • the impeller is formed of resin and has a disk shape, and is provided with a plurality of impeller bodies that rotate together with the rotation shaft around the rotation center axis, and a plurality of front surfaces of the impeller body.
  • a blade and a step portion formed on the back surface of the impeller body and having a surface facing the outer periphery side are fitted from the outer periphery side, and are formed of resin and reinforcing fibers to form an annular shape along the circumferential direction of the impeller body. And a reinforcing ring.
  • the material of the impeller body and the material of the reinforcing ring are substantially equal because the reinforcing ring is formed of resin and reinforcing fibers. For this reason, the difference in the linear expansion coefficient between the impeller body and the reinforcing ring is reduced, and it is possible to suppress a reduction in the binding force of the impeller body due to the expansion of the diameter of the reinforcing ring due to thermal expansion. Furthermore, since the resin has a low density, it is possible to prevent the reinforcing ring from expanding due to the centrifugal force and reducing the restraining force of the impeller body.
  • rigidity can be improved because the reinforcing ring contains the reinforcing fiber, and the restraining force of the impeller body can be prevented from being reduced due to the diameter expansion by the centrifugal force of the reinforcing ring itself. Therefore, the centrifugal force acting on the impeller body can be distributed to the reinforcing ring, the impeller body stress caused by the centrifugal force can be reduced, and deformation of the entire impeller can be suppressed.
  • the stepped portion in the first aspect is from the rotation center axis to 2/3 of the radial dimension between the rotation center axis and the outer peripheral end of the impeller body. It may be formed in the position.
  • a reinforcing ring is provided at a position 2/3 of the radial dimension of the impeller body from the central axis of the impeller body.
  • the step portion in the first aspect is 0.1 times the radial dimension between the rotation center axis and the outer peripheral end of the impeller body from the rotation center axis.
  • the reinforcing ring may be formed such that the radial center of the reinforcing ring is located at a position that is larger and smaller than the radial dimension.
  • the formation of the step portion at such a position can more effectively reduce the stress of the impeller body caused by the centrifugal force and suppress the deformation of the entire impeller.
  • the impeller body in the first aspect is provided with a boss portion that protrudes from the back surface and engages with the rotating shaft, and the stepped portion is the boss portion. It may be formed.
  • the reinforcing ring is provided in the boss portion provided in the impeller body.
  • the radial width dimension of the reinforcing ring in the first to fourth aspects is the same as the circumferential blade thickness dimension of the blade.
  • the thickness dimension in the direction of the central axis of rotation of the reinforcing ring may be larger than the width dimension in the radial direction.
  • the formation of the reinforcing ring with such dimensions can more effectively reduce the stress of the impeller body caused by the centrifugal force and suppress the deformation of the entire impeller.
  • the reinforcing ring in the first to fifth aspects may be arranged such that the reinforcing fiber extends along the circumferential direction of the impeller body.
  • the impeller has a disk shape formed of resin, and the impeller body together with the rotation shaft around the rotation center axis, and a plurality of blades provided on the front side of the impeller body, A reinforcing ring formed on the back surface of the impeller body and having a surface facing the outer peripheral side from the outer peripheral side, formed of only reinforcing fibers and forming an annular shape along the circumferential direction of the impeller body; It has.
  • the difference in the linear expansion coefficient between the impeller body and the reinforcing ring is reduced because the reinforcing ring is formed of only the reinforcing fibers, and the diameter of the impeller body is increased by the expansion of the reinforcing ring due to thermal expansion. It can suppress that restraining force falls. Moreover, since the density of carbon fiber is low, it can suppress that the reinforcement ring diameter-expands by centrifugal force and the restraining force of an impeller main body falls. Therefore, the centrifugal force acting on the impeller body can be distributed to the reinforcing ring, the impeller body stress caused by the centrifugal force can be reduced, and deformation of the entire impeller can be suppressed.
  • a second reinforcing ring having an annular shape arranged along the circumferential direction of the impeller body inside the impeller body in the first to seventh aspects. May be.
  • the rigidity of the impeller body can be further improved by disposing the second reinforcing ring inside the resin impeller body.
  • this 2nd reinforcement ring is arrange
  • positioned inside the impeller main body even if it uses the material from which an impeller main body differs in a linear expansion coefficient, falling off from an impeller main body can be suppressed. Therefore, the centrifugal force acting on the impeller body can be distributed to the second reinforcing ring, the stress generated in the impeller body due to the centrifugal force can be further reduced, and deformation of the entire impeller can be suppressed.
  • a rotating machine includes the impeller according to the first to eighth aspects, and a rotating shaft attached to the impeller and rotating together with the impeller.
  • FIG. 1 It is a longitudinal section showing a turbocharger concerning a first embodiment of the present invention. It is a longitudinal cross-sectional view which shows the impeller of the turbocharger which concerns on 1st embodiment of this invention. It is a graph of the analysis result which shows the effect of the reinforcement ring in the impeller of the turbocharger of 1st embodiment of this invention, Comprising: A horizontal axis shows the coordinate of the direction of an axis line, and a vertical axis
  • shaft shows the stress ratio which arises in an impeller main body. Moreover, the broken line shows the case where the reinforcing ring is not provided, and the solid line shows the impeller of the first embodiment.
  • a horizontal axis shows the coordinate of the direction of an axis line
  • shaft shows the stress ratio which arises in an impeller main body.
  • a broken line shows the case where the reinforcement ring is not provided
  • a solid line shows the impeller of 1st embodiment
  • a dashed-two dotted line shows the impeller of 2nd embodiment.
  • the turbocharger 1 (rotary machine) according to an embodiment of the present invention will be described.
  • the turbocharger 1 includes a rotating shaft 2, a turbine 3 and a compressor 4 that rotate together with the rotating shaft 2, and a housing connecting portion 5 that connects the turbine 3 and the compressor 4 and supports the rotating shaft 2.
  • the turbine 3 is rotated by exhaust gas G from an engine (not shown), and the air AR compressed by the compressor 4 along with the rotation is supplied to the engine.
  • the rotary shaft 2 extends in the direction of the axis O.
  • the rotating shaft 2 rotates about the axis O.
  • the turbine 3 is arranged on one side (the right side in FIG. 1) in the direction of the axis O.
  • the turbine 3 includes a turbine impeller 14 to which the rotating shaft 2 is attached and having a turbine blade 15, and a turbine housing 11 that covers the turbine impeller 14 from the outer peripheral side.
  • the rotating shaft 2 is fitted in the turbine impeller 14.
  • the turbine impeller 14 can rotate about the axis O together with the rotary shaft 2.
  • the turbine housing 11 covers the turbine impeller 14.
  • the turbine housing 11 is formed in an annular shape centering on the axis O at a radially outer position and extends radially outward from a front edge portion (radially outer end portion) of the turbine blade 15.
  • a scroll passage 12 is formed to communicate between the inside and the outside.
  • the turbine housing 11 has a discharge port 13 that opens on one side of the axis O.
  • the exhaust gas G that has passed through the turbine blade 15 circulates toward one side of the axis O, and is discharged from the discharge port 13 to the outside of the turbine housing 11.
  • the compressor 4 is disposed on the other side in the direction of the axis O (left side in FIG. 1).
  • the compressor 4 includes a compressor impeller 24 to which the rotary shaft 2 is attached and having a compressor blade 25, and a compressor housing 21 that covers the compressor impeller 24 from the outer peripheral side.
  • the rotating shaft 2 is fitted in the compressor impeller 24.
  • the compressor impeller 24 can rotate around the axis O together with the rotary shaft 2.
  • the compressor housing 21 covers the compressor impeller 24.
  • the compressor housing 21 is formed with a suction port 23 that opens on the other side of the axis O. Air AR is introduced into the compressor impeller 24 from the outside of the compressor housing 21 through the suction port 23. Then, the rotational force from the turbine impeller 14 is transmitted to the compressor impeller 24 via the rotary shaft 2, so that the compressor impeller 24 rotates around the axis O, and the air AR is compressed.
  • the compressor housing 21 extends from the rear edge portion (downstream end portion of the flow of the air AR) of the compressor blade 25 toward the radially outer side, and has an annular shape centering on the axis O at the radially outer position.
  • a compressor passage 22 communicating with the inside and outside of the compressor housing 21 is formed.
  • the air AR compressed by the compressor impeller 24 is introduced into the compressor passage 22 and discharged to the outside of the compressor housing 21.
  • the housing connecting portion 5 is disposed between the compressor housing 21 and the turbine housing 11 and connects them.
  • the housing connection part 5 covers the rotating shaft 2 from the outer peripheral side.
  • the housing connection portion 5 is provided with a bearing 6.
  • the bearing 6 supports the rotary shaft 2 so as to be rotatable relative to the housing connecting portion 5.
  • the compressor impeller 24 includes a plurality of compressor blades 25, an impeller body 31 that supports the compressor blade 25 on a hub surface 31 a formed on the front surface side, and a reinforcing ring 41 that fits on the back surface 32 of the impeller body 31. It has.
  • a plurality of compressor blades 25 are provided apart from each other in the circumferential direction of the rotary shaft 2 and the impeller body 31. Between the compressor blades 25 adjacent in the circumferential direction, a flow path FC through which the air AR flows is formed.
  • the compressor blade 25 is made of resin in this embodiment.
  • Examples of the resin used for the compressor blade 25 include polyethersulfone (PES), polyetherimide (PEI), polyetheretherketone (PEEK), polyetherketone (PEK), and polyetherketoneketone (PEKK). And polyketone sulfide (PKS), polyallyl ether ketone (PAEK), aromatic polyamide (PA), polyamideimide (PAI), polyimide (PI) and the like.
  • the compressor blade 25 is not limited to resin, and may be made of metal or the like.
  • the impeller body 31 has a disk shape and supports the compressor blade 25 so as to protrude from the hub surface 31a on the front side, that is, on the other side in the direction of the axis O.
  • the impeller body 31 is made of the same resin as the compressor blade 25 described above.
  • the impeller body 31 is formed with a boss hole 31b into which the rotary shaft 2 is inserted and fitted in a radially inner region.
  • the step portion 36 is formed so as to be recessed in an annular shape around the axis O toward the other side in the direction of the axis O from the back 32 of the impeller body 31, and the back 32 is positioned radially outward.
  • the first back surface 32A is divided into a second back surface 32B located on the radially inner side.
  • the first back surface 32A and the second back surface 32B are formed along the radial direction.
  • a fitting surface 37 is disposed between the first back surface 32A and the second back surface 32B, and a step 36 is formed on the back surface 32 by connecting the first back surface 32A and the second back surface 32B.
  • the second back surface 32B is inclined so as to be directed toward one side in the direction of the axis O while being curved concavely toward the other side in the direction of the axis O as it goes inward in the radial direction, and from the midway position in the radial direction. It bends along the boss hole 31b.
  • the fitting surface 37 of the stepped portion 36 is formed from the axis O serving as the rotation center axis of the impeller body 31 to the axis O and the outer peripheral end (radially outermost end) of the impeller body 31. It is formed at a position of 2/3 of the radial dimension R therebetween.
  • the reinforcing ring 41 has an annular shape and is fitted to the step portion 36 of the impeller body 31 from the outer peripheral side. That is, the inner peripheral surface is engaged with the stepped portion 36 by contacting the fitting surface 37 of the stepped portion 36. In the state where the reinforcing ring 41 is fitted, the center of the reinforcing ring 41 coincides with the axis O, and the shape and size are formed so as to be smoothly continuous with the second back surface 32B of the impeller body 31.
  • the shape of the cross section including the axis O is rectangular, the thickness dimension in the direction of the axis O matches the length dimension of the fitting surface 37, and the width dimension in the radial direction is the axis O. It is larger than the thickness dimension in the direction.
  • the reinforcing ring 41 is formed of the same resin as the compressor blade 25 and the impeller body 31, and further reinforced fibers. That is, the reinforcing ring 41 is formed of a composite material (carbon fiber reinforced plastic) made of resin and carbon fiber in this embodiment.
  • the reinforcing fibers in the reinforcing ring 41 are not limited to carbon fibers, and may be glass fibers, whiskers, or the like.
  • the reinforcing ring 41 may be provided, for example, by being fitted into the impeller body 31 by insert molding, or may be provided by applying a fiber reinforced resin on the fitting surface 37 of the stepped portion 36.
  • the reinforcing ring 41 of the compressor impeller 24 is formed of a composite material containing resin, so that the material of the reinforcing ring 41 and the material of the impeller body 31 are substantially the same. Will be equal. For this reason, the difference in the linear expansion coefficient between the impeller body 31 and the reinforcing ring 41 is reduced, and the restraining force of the impeller body 31 can be prevented from being reduced due to the diameter expansion of the reinforcing ring 41 due to thermal expansion.
  • the density of resin is lower than that of metal. For this reason, it can suppress that the reinforcement ring 41 expands by centrifugal force and the restraining force of the impeller main body 31 falls.
  • the reinforcing ring 41 contains carbon fiber as the reinforcing resin, the rigidity can be improved. Thereby, it can suppress that the restraining force of the impeller main body 31 falls by the diameter expansion by the centrifugal force of reinforcement ring 41 itself.
  • the centrifugal force acting on the impeller body 31 can be distributed to the reinforcing ring 41, and the stress generated in the impeller body 31 by the centrifugal force can be reduced. For this reason, even if it uses resin for the impeller main body 31, it becomes possible to fully suppress a deformation
  • the step portion 36 of the impeller body 31 is formed at a position that is 2/3 of the radial dimension R between the axis O and the outer peripheral end of the impeller body 31 from the axis O that is the rotation center axis of the impeller body 31. .
  • the reinforcing ring 41 is provided at a position that is 2/3 of the radial dimension R of the impeller body 31 from the rotation center axis of the impeller body 31.
  • FIG. 3 shows the ratio of the stress generated in the impeller body 31 when the center of the reinforcing ring 41 in the radial direction is located at a position 0.6 (about 2/3) times the diameter of the impeller body 31.
  • the analysis result expressed for each relative position coordinate in the direction of the axis O in the impeller body 31 is shown.
  • the ratio of the stress is a ratio when the maximum value of the stress generated in the impeller body 31 in the present embodiment is about 0.7.
  • the position of the other end of the axis O on the air AR inflow side is set to 0, and the axis O on the air AR outflow side
  • the end position on one side is set to 1.0.
  • the formation range of the compressor blade 25 is in the range of about 0.3 to 0.8.
  • the thickness dimension b of the reinforcing ring 41 in the axis O direction is 0.03 times the thickness of the impeller body 31 in the axis O direction
  • the radial width a of the reinforcing ring 41 is the width dimension a of the impeller body 31. It is 0.03 times the outer diameter.
  • the relative position coordinate in the direction of the axis O is larger than about 0.6. It can be confirmed that the stress can be greatly reduced as compared with the case where the reinforcing ring 41 is not provided (broken line).
  • the stress gradually decreases from the position coordinates of about 0.6 to 0.95, and the stress ratio is suppressed to about 0.55 at the position of 0.95.
  • the stress gradually increases as the position coordinates increase, and the stress ratio exceeds 0.8 at the position of about 0.85.
  • the reinforcing ring 41 at a position about 2/3 of the radial dimension of the impeller body 31, the stress generated in the impeller body 31 can be more effectively reduced, and the entire compressor impeller 24 can be reduced. Deformation can be suppressed.
  • the fitting surface 37 of the stepped portion 36 is formed at a position that is 2/3 of the radial dimension R of the impeller body 31 from the rotation center axis (axis O) of the impeller body 31. It is not limited, and it should just be formed at a position closer to the axis O than a position of 2/3 of the dimension in the radial direction. By forming the fitting surface 37 at a position closer to the axis O than the position of 2/3 of the radial dimension, it is possible to enhance the stress reduction effect.
  • the step portion 36 may be formed so that the radial center of the reinforcing ring 41 is located at a small position. That is, when the distance between the center in the radial direction of the reinforcing ring 41 and the axis O is h, the reinforcing ring 41 may be provided so that 0.1R ⁇ h ⁇ 1.0R.
  • the compressor impeller 51 is provided with a boss portion 53 that protrudes from the back surface of the impeller body 52 to one side in the direction of the axis O.
  • the impeller body 52 has substantially the same shape as the impeller body 31 of the first embodiment, and is made of the above-described resin.
  • the back surface 54 of the impeller main body 52 extends along the radial direction, and is smoothly curved toward one side in the direction of the axis O as it goes inward in the radial direction.
  • the boss portion 53 is formed integrally with the impeller body 52 at a radially inner position in the impeller body 52 and has an annular shape centering on the axis O.
  • the boss 53 is formed with a boss hole 53a continuous with the boss hole 31b.
  • the rotary shaft 2 is fitted in the boss hole 53a.
  • the boss portion 53 has a fitting surface 57 facing outward in the radial direction.
  • the fitting surface 57 smoothly continues to the curved back surface 54 of the impeller body 52.
  • the fitting surface 57 is formed in an R shape that smoothly curves toward one side in the direction of the axis O so as to follow the direction of the axis O as it goes radially inward.
  • the shape of the cross section including the axis O is not rectangular, and the shape of the cross section is such that the inner peripheral surface 65 facing radially inward is directed toward the axis O.
  • the curved surface is convex.
  • the shape of the curved surface corresponds to the curved shape of the fitting surface 57.
  • the reinforcing ring 61 includes an outer peripheral surface 66 that is continuous with the inner peripheral surface 65 that is the curved surface and extends substantially parallel to the axis O and faces radially outward, and these inner peripheral surface 65 and the outer peripheral surface. 66 is formed, and an axial surface 67 that is orthogonal to the axis O and faces one side in the direction of the axis O is formed.
  • the material of the reinforcing ring 61 and the material of the impeller body 52 are substantially equal. For this reason, the difference in the linear expansion coefficient between the impeller body 52 and the reinforcing ring 61 is reduced, and the restraining force of the impeller body 52 can be prevented from being reduced due to the diameter expansion of the reinforcing ring 61 due to thermal expansion.
  • the density of the resin is lower than that of metal or the like, it is possible to prevent the reinforcing ring 61 from being enlarged by centrifugal force and the restraining force of the impeller body 52 from being reduced.
  • the reinforcing ring 61 includes carbon fiber as the reinforcing resin, it is possible to suppress the restraining force of the impeller body 52 from being reduced due to the diameter expansion due to the centrifugal force of the reinforcing ring 61 itself. Even if this is used, deformation can be sufficiently suppressed.
  • FIG. 5 shows an analysis result in which the ratio of stress generated in the impeller body 52 when the reinforcing ring 61 is provided on the boss portion 53 of the impeller body 52 is expressed for each relative position coordinate in the direction of the axis O in the impeller body 52. .
  • the formation range of the boss portion 53 is in the range of 0 to 1.0.
  • the thickness dimension of the reinforcing ring 61 in the axis O direction is 0.15 times the thickness of the impeller body 31 in the axis O direction
  • the radial width dimension of the reinforcing ring 61 is 0 of the outer diameter of the impeller body 31. .05 times.
  • Other analysis conditions are the same as those shown in FIG. 3 in the first embodiment.
  • the relative position coordinate in the direction of the axis O is about 0 by providing the reinforcing ring 61 at the position of the boss portion 53 of the impeller body 52 (position where the relative position coordinate is larger than about 0.9). It can be confirmed that the stress can be greatly reduced compared to the case where the reinforcing ring 61 is not provided temporarily (broken line) at a position larger than .6. Then, the stress gradually decreases from the position coordinates of about 0.6 to 0.9, and the stress ratio is about 0.25 at the position of about 0.9, that is, at the connecting portion between the impeller body 52 and the boss portion 53. It can be suppressed.
  • the reinforcing ring 61 on the boss portion 53 of the impeller body 52, the stress caused by the centrifugal force at the boss portion 53 can be reduced, and the stress generated in the impeller body 52 can be reduced, and the compressor impeller 51 as a whole. Can be further suppressed.
  • the compressor impeller 24 of the first embodiment (or the compressor impeller 51 of the second embodiment) further includes a second reinforcing ring 71.
  • annular annular groove portion 75 is formed that is recessed outward in the radial direction and extends along the circumferential direction of the rotating shaft 2.
  • the annular groove portion 75 opens to the inner peripheral surface of the boss hole portion 31b, and extends radially outward and has a rectangular cross-sectional shape including the axis O.
  • the inner groove portion 75a communicates with the inner groove portion 75a and has a diameter.
  • An outer groove 75b that extends outward in the direction and has a rectangular shape in which a cross-sectional shape including the axis O protrudes from the inner groove 75a to both sides of the axis O is formed. That is, the annular groove 75 has a T-shaped cross section.
  • the second reinforcing ring 71 is disposed inside the annular groove 75 of the impeller body 31. That is, the second reinforcing ring 71 has a rectangular base section 72 corresponding to the inner groove 75 a and forms an annular shape along the circumferential direction of the impeller main body 31, and the impeller main body is continuous to the base 72 and is higher than the base 72. 31 has an engaging portion 63 that extends radially outward on the inner side of 31 and extends from the base 72 to both sides in the direction of the axis O.
  • the second reinforcing ring 71 is arranged inside the annular groove 75 without any gap.
  • the base 72 is exposed to the inner peripheral surface of the boss hole 31b and is flush with the inner peripheral surface.
  • the second reinforcing ring 71 is in the state of being arranged inside the impeller body 31 and has an annular shape around the axis O and has a T-shaped cross section.
  • the second reinforcing ring 71 is formed of a composite material including a thermosetting resin and reinforcing fibers.
  • a thermosetting resin similarly to the reinforcing ring 41, carbon fibers, glass fibers, whiskers, or the like can be used as the reinforcing fibers.
  • a thermosetting resin a phenol resin, an epoxy resin, a melamine resin, a silicon resin, etc. can be used.
  • the second reinforcing ring 71 may be formed of a metal material such as aluminum instead of the composite material.
  • the second reinforcing ring 71 is provided by being fitted into the impeller body 31 by insert molding, for example.
  • the rigidity of the impeller body 31 can be improved by disposing the second reinforcing ring 71 inside the resin-made impeller body 31 with the compressor impeller 24. . Further, since the second reinforcing ring 71 is disposed inside the impeller body 31, even if a material having a linear expansion coefficient different from that of the impeller body 31 is used, the second reinforcing ring 71 can be prevented from falling off from the impeller body 31.
  • the centrifugal force acting on the impeller body 31 can be distributed to the second reinforcing ring 71, the stress generated in the impeller body 31 due to the centrifugal force can be reduced, and the deformation of the compressor impeller 24 as a whole can be suppressed. Become.
  • the second reinforcing ring 71 has the base portion 72 and the engaging portion 73 that is continuous with the base portion 72, the impeller body 31 is moved radially outward by the centrifugal force when the impeller body 31 rotates.
  • the engaging portion 73 is hooked inside the impeller body 31, and the centrifugal force acting on the impeller body 31 can be securely distributed to the second reinforcing ring 71. Therefore, the stress generated in the impeller body 31 can be further reduced, and deformation of the impeller body 31 can be suppressed.
  • the second reinforcing ring 71 is formed of a composite material including a thermosetting resin and reinforcing fibers, the linear expansion coefficient of the composite material is smaller than that of the metal, so The two reinforcing rings 71 are not easily loosened. Therefore, the centrifugal force that effectively acts on the impeller body 31 can be distributed to the second reinforcing ring 71, and the stress generated in the impeller body 31 can be further reduced.
  • the second reinforcing ring 71 is made of a metal material, so that it is difficult to be deformed when a centrifugal force is applied, and the second reinforcing ring 71 is not easily deformed with respect to the impeller body 31.
  • the reinforcing ring 71 is not easily loosened. Therefore, the centrifugal force that effectively acts on the impeller body 31 can be distributed to the second reinforcing ring 71, and the stress generated in the impeller body 31 can be further reduced.
  • the second reinforcing ring 71A may have a cross-sectional Christmas tree shape.
  • the second reinforcing ring 71 ⁇ / b> A has a curved engagement surface 80 that is an outer surface curved so as to protrude toward the impeller body 31.
  • the impeller is positioned at a position where the second reinforcing ring 71A and the impeller body 31 come into contact with each other when a radially outward tensile force due to centrifugal force acts on the impeller body 31. Stress concentration occurring in the main body 31 can be suppressed. For this reason, the curved engagement surface 80 can further suppress the deformation and damage of the impeller body 31.
  • the shape of the 2nd reinforcement rings 71 and 71A is not limited to the above-mentioned case.
  • the second reinforcing rings 71 and 71 ⁇ / b> A may be disposed at a position in the direction of the axis O where the stress generated in the impeller body 31 is maximum. Further, the second reinforcing rings 71, 71 ⁇ / b> A may not be exposed on the inner peripheral surface of the boss hole portion 31 b and may be completely embedded in the impeller body 31.
  • the cross-sectional shape of the reinforcement rings 41 and 61 is not limited to the case of the above-mentioned embodiment. That is, it may be circular in cross section.
  • the width dimension a (refer FIG. 2) of the radial direction of the reinforcement ring 41 (61) and the thickness dimension (thickness dimension of the circumferential direction) of the compressor blade 25 may be the same.
  • the reinforcing ring 41 (61) may have a thickness dimension b (see FIG. 2) in the direction of the axis O larger than a radial width dimension a.
  • the reinforcing fibers may be arranged so as to extend along the circumferential direction of the rotating shaft 2.
  • a centrifugal force acts on the reinforcing ring 41 (61)
  • a tensile force acts in the circumferential direction so as to expand the diameter.
  • deformation of the reinforcing ring 41 (61) itself due to such tensile force can be suppressed. Therefore, it can suppress that the restraining force of the impeller main body 31 (52) falls, and the centrifugal force which acts on the impeller main body 31 (52) can be distributed to the reinforcement ring 41 (61). Therefore, the stress of the impeller body 31 (52) can be reduced, and the deformation of the compressor impeller 24 (51) as a whole can be suppressed.
  • the reinforcing ring 41 (61) may be formed of only carbon fiber without containing resin.
  • compressor blade 25 and the impeller body 31 (52) may also contain reinforcing fibers similar to the reinforcing ring 41 (61) in addition to the resin.
  • turbocharger has been described as an example of the rotating machine, but may be used for other centrifugal compressors.

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Abstract

　このインペラは、樹脂により形成されて円盤状をなし、軸線（Ｏ）を中心に回転軸（２）とともに回転するインペラ本体（３１）と、インペラ本体（３１）のハブ面（３１ａ）に複数設けられた圧縮機ブレード（２５）と、インペラ本体（３１）の背面（３２）に形成されるとともに外周側を向く嵌合面（３７）を有する段部（３６）に外周側から嵌合し、樹脂及び強化繊維により形成されて周方向に沿って環状をなす補強リング（４１）と、を備えている。

Description

インペラ、及び回転機械
　本発明は、回転機械に設けられるインペラ、及びインペラを備える回転機械に関する。
　本願は、２０１４年１２月３日に、日本に出願された特願２０１４－２４５１５７号に基づき優先権を主張し、その内容をここに援用する。
　地球環境保全の世界的な取り組みが進む中、例えば自動車のエンジン等の内燃機関における排気ガス・燃費に関する規制は強化の一途にある。ターボチャージャは、圧縮空気をエンジンに送り込んで燃料を燃焼させることで自然吸気のエンジンに比べて燃費改善、及びＣＯ２削減の効果を高めることが可能な回転機械である。
　ターボチャージャでは、エンジンの排気ガスによってタービンが回転駆動することで、遠心圧縮機のインペラを回転させる。インペラの回転により圧縮された空気は、ディフューザで減速されることで昇圧され、スクロール流路を経てエンジンに供給される。なお、ターボチャージャの駆動方式としては、排気ガスによって駆動される方式のみならず、例えば電動機によるものや原動機によるもの等が知られている。
　ターボチャージャのインペラとしては、例えば特許文献１に記載されているように、炭素繊維強化プラスチック等の合成樹脂の複合材（以下、樹脂とする）を用いたものが知られている。ここで、このような樹脂のインペラは金属のインペラに比べて剛性が低く、回転すると遠心力の影響によって変形量が大きくなる。このため、回転軸が嵌合するボス孔が拡径し、回転バランスを損なう可能性がある。
　このような問題を鑑みて、特許文献１に記載のインペラは、背面部に金属製のリングを設けることで、遠心力によるインペラの変形を抑制している。
実開平３－１００４０号公報
　特許文献１に開示されたように金属製のリングを用いた場合、インペラは樹脂によって形成されていることから、インペラとリングとの材質は異なる。よって、金属製のリングの方が樹脂製のインペラよりも線膨張率が大きくなり、運転条件によっては、インペラに生じる応力をリングに分配できず、インペラの変形を抑制できない可能性がある。また、金属は樹脂に比べて密度が高いため、遠心力の影響によってリング自体が拡径してしまい、インペラの変形を抑制できず、インペラの信頼性を確保することが難しい。
　本発明は、樹脂の材料が用いられても、信頼性を確保できるインペラ、及び回転機械を提供する。
　本発明の第一の態様によれば、インペラは、樹脂により形成されて円盤状をなし、回転中心軸を中心に回転軸とともに回転するインペラ本体と、前記インペラ本体の前面側に複数設けられたブレードと、前記インペラ本体の背面に形成されるとともに外周側を向く面を有する段部に外周側から嵌合し、樹脂及び強化繊維により形成されて前記インペラ本体の周方向に沿って環状をなす補強リングと、を備えている。
　このようなインペラによれば、補強リングが樹脂及び強化繊維により形成されていることで、インペラ本体の材質と補強リングの材質とが略等しくなる。このため、インペラ本体と補強リングとの線膨張率の差が小さくなり、熱膨張による補強リングの拡径によってインペラ本体の拘束力が低下してしまうことを抑制できる。さらに、樹脂は密度が低いため、遠心力によって補強リングが拡径してインペラ本体の拘束力が低下してしまうことを抑制できる。また、補強リングが強化繊維を含んでいることで、剛性を向上することができ、補強リング自体の遠心力による拡径によってインペラ本体の拘束力が低下してしまうことを抑制できる。よって、インペラ本体に作用する遠心力を補強リングに分配でき、遠心力によって生じるインペラ本体の応力を低減することができ、インペラ全体の変形を抑制することが可能となる。
　本発明の第二の態様によれば、上記第一の態様における前記段部は、前記回転中心軸から、該回転中心軸と前記インペラ本体の外周端との間の径寸法の２／３までの位置に形成されていてもよい。
　このような位置に段部が形成されていることで、インペラ本体の中心軸から、インペラ本体の径方向の寸法の２／３の位置に補強リングが設けられる。このような位置に補強リングを設けることで、さらに効果的に、遠心力によって生じるインペラ本体の応力を低減することができ、インペラ全体の変形を抑制することができる。
　本発明の第三の態様によれば、上記第一の態様における前記段部は、前記回転中心軸から、該回転中心軸と前記インペラ本体の外周端との間の径寸法の０．１倍より大きく、かつ、前記径寸法より小さい位置に前記補強リングにおける径方向の中央が位置するように形成されていてもよい。
　このような位置に段部が形成されていることで、さらに効果的に、遠心力によって生じるインペラ本体の応力を低減することができ、インペラ全体の変形を抑制することができる。
　本発明の第四の態様によれば、上記第一の態様における前記インペラ本体には、前記背面から突出して、前記回転軸が嵌合するボス部が設けられ、前記段部は、前記ボス部に形成されていてもよい。
　上記態様によれば、インペラ本体に設けられたボス部に補強リングが設けられる。これにより、ボス部での遠心力による応力を低減でき、インペラ全体の変形を抑制することができる。
　本発明の第五の態様によれば、上記第一から第四の態様における前記補強リングにおける径方向の幅寸法と、前記ブレードにおける周方向の翼厚寸法とが同じであり、前記補強リングにおける径方向の幅寸法よりも前記補強リングにおける前記回転中心軸の方向の厚さ寸法の方が大きくともよい。
　このような寸法で補強リングが形成されていることで、さらに効果的に、遠心力によって生じるインペラ本体の応力を低減することができ、インペラ全体の変形を抑制することができる。
　本発明の第六の態様によれば、上記第一から第五の態様における前記補強リングは、前記強化繊維が前記インペラ本体の周方向に沿って延びるように配置されていてもよい。
　補強リングに遠心力が作用すると周方向に引張力が作用する。このため、この引張力が作用する方向である周方向に強化繊維が延びていることで、このような引張力による補強リング自身の変形を抑制することができる。従って、インペラ本体の拘束力が低下してしまうことを抑制でき、インペラ本体に作用する遠心力を補強リングに分配できる。よって、インペラ本体の応力を低減することができ、インペラ全体の変形を抑制することができる。
　本発明の第七の態様によれば、インペラは、樹脂により形成された円盤状をなし、回転中心軸を中心に回転軸とともにインペラ本体と、前記インペラ本体の前面側に複数設けられたブレードと、前記インペラ本体の背面に形成されるとともに外周側を向く面を有する段部に外周側から設けられ、強化繊維のみにより形成されて前記インペラ本体の周方向に沿って環状をなす補強リングと、を備えている。
　このようなインペラによれば、補強リングが強化繊維のみにより形成されていることで、インペラ本体と補強リングとの線膨張率の差が小さくなり、熱膨張による補強リングの拡径によってインペラ本体の拘束力が低下してしまうことを抑制できる。また、炭素繊維は密度が低いため、遠心力によって補強リングが拡径してインペラ本体の拘束力が低下してしまうことを抑制できる。よって、インペラ本体に作用する遠心力を補強リングに分配でき、遠心力によって生じるインペラ本体の応力を低減することができ、インペラ全体の変形を抑制することができる。
　本発明の第八の態様によれば、上記第一から第七の態様における前記インペラ本体の内部に、該インペラ本体の周方向に沿って配置された環状をなす第二補強リングをさらに備えていてもよい。
　このように樹脂製のインペラ本体の内部に第二補強リングを配置することで、インペラ本体の剛性をさらに向上することができる。またこの第二補強リングは、インペラ本体の内部に配置されているため、インペラ本体と線膨張率の異なる材料を用いていたとしても、インペラ本体からの脱落を抑制できる。よって、インペラ本体に作用する遠心力を第二補強リングに分配でき、遠心力によるインペラ本体に生じる応力をさらに低減することができ、インペラ全体の変形を抑制することができる。
　本発明の第九の態様によれば、回転機械は、上記第一から第八の態様における前記インペラと、前記インペラに取り付けられて、該インペラとともに回転する回転軸と、を備えている。
　このような回転機械によれば、上記の補強リングが設けられていることで、インペラ本体の拘束力が低下してしまうことを抑制できる。よって、インペラ本体に作用する遠心力を補強リングに分配でき、遠心力によるインペラ本体に生じる応力を低減することができる。
　上記したインペラ、及び回転機械によれば、補強リングを設けることで、樹脂の材料が用いられても信頼性を確保することが可能となる。
本発明の第一実施形態に係るターボチャージャを示す縦断面図である。 本発明の第一実施形態に係るターボチャージャのインペラを示す縦断面図である。 本発明の第一実施形態のターボチャージャのインペラにおける補強リングの効果を示す解析結果のグラフであって、横軸は軸線の方向の座標を示し、縦軸はインペラ本体に生じる応力比を示す。また、破線が補強リングを設けていない場合を示し、実線が第一実施形態のインペラを示す。 本発明の第二実施形態に係るターボチャージャのインペラを示す縦断面図である。 本発明の第二実施形態のターボチャージャのインペラにおける補強リングの効果を示す解析結果のグラフであって、横軸は軸線の方向の座標を示し、縦軸はインペラ本体に生じる応力比を示す。また、破線が補強リングを設けていない場合を示し、実線が第一実施形態のインペラを示し、二点鎖線が第二実施形態のインペラを示す。 本発明の第三実施形態に係るターボチャージャのインペラを示す縦断面図である。 本発明の第三実施形態の変形例に係るターボチャージャのインペラを示す縦断面図である。
〔第一実施形態〕
　以下、本発明の実施形態に係るターボチャージャ１（回転機械）について説明する。
　図１に示すようにターボチャージャ１は、回転軸２と、回転軸２とともに回転するタービン３及び圧縮機４と、タービン３と圧縮機４を連結するとともに回転軸２を支持するハウジング連結部５とを備えている。
　このターボチャージャ１では、図示しないエンジンからの排気ガスＧによりタービン３が回転し、当該回転に伴って圧縮機４が圧縮した空気ＡＲがエンジンに供給される。
　回転軸２は、軸線Ｏの方向に延びる。回転軸２は、軸線Ｏを中心として回転する。
　タービン３は、軸線Ｏの方向の一方側（図１の右側）に配置されている。
　タービン３は、回転軸２が取付けられるとともにタービンブレード１５を有するタービンインペラ１４と、タービンインペラ１４を外周側から覆うタービンハウジング１１とを備えている。
　タービンインペラ１４には、回転軸２が嵌り込んでいる。タービンインペラ１４は、回転軸２とともに軸線Ｏ回りに回転可能となっている。
　タービンハウジング１１は、タービンインペラ１４を覆っている。タービンハウジング１１には、タービンブレード１５の前縁部（径方向外側の端部）から径方向外側に向かって延びるとともに径方向外側の位置で軸線Ｏを中心とした環状に形成されてタービンハウジング１１の内外を連通するスクロール通路１２が形成されている。このスクロール通路１２から排気ガスＧがタービンインペラ１４に導入されることで、タービンインペラ１４及び回転軸２が回転する。
　タービンハウジング１１には、軸線Ｏの一方側で開口する排出口１３が形成されている。タービンブレード１５を通過した排気ガスＧは、軸線Ｏの一方側に向かって流通し、排出口１３からタービンハウジング１１の外部に排出される。
　圧縮機４は、軸線Ｏの方向の他方側（図１の左側）に配置されている。
　圧縮機４は、回転軸２が取付けられるとともに圧縮機ブレード２５を有する圧縮機インペラ２４と、圧縮機インペラ２４を外周側から覆う圧縮機ハウジング２１とを備えている。
　圧縮機インペラ２４には、回転軸２が嵌り込んでいる。圧縮機インペラ２４は、回転軸２とともに軸線Ｏ回りに回転可能となっている。
　圧縮機ハウジング２１は圧縮機インペラ２４を覆っている。圧縮機ハウジング２１には軸線Ｏの他方側で開口する吸込口２３が形成されている。この吸込口２３を通じて圧縮機ハウジング２１の外部から空気ＡＲが圧縮機インペラ２４に導入される。そして、圧縮機インペラ２４に、タービンインペラ１４からの回転力が回転軸２を介して伝達されることで、圧縮機インペラ２４が軸線Ｏ回りに回転し、空気ＡＲが圧縮される。
　圧縮機ハウジング２１には、圧縮機ブレード２５の後縁部（空気ＡＲの流れの下流端部）から径方向外側に向かって延びるとともに、径方向外側の位置で軸線Ｏを中心とした環状をなして圧縮機ハウジング２１の内外を連通する圧縮機通路２２が形成されている。この圧縮機通路２２へ圧縮機インペラ２４で圧縮された空気ＡＲが導入され、圧縮機ハウジング２１の外部に吐出される。
　ハウジング連結部５は、圧縮機ハウジング２１とタービンハウジング１１との間に配置されて、これらを連結している。ハウジング連結部５は回転軸２を外周側から覆う。ハウジング連結部５には軸受６が設けられる。この軸受６によって回転軸２をハウジング連結部５に対して相対回転可能となるように支持している。
　次に、図２を参照して、圧縮機インペラ２４について詳しく説明する。
　圧縮機インペラ２４は、複数の圧縮機ブレード２５と、前面側に形成されたハブ面３１ａに圧縮機ブレード２５を支持するインペラ本体３１と、インペラ本体３１の背面３２に嵌合する補強リング４１とを備えている。
　圧縮機ブレード２５は、回転軸２及びインペラ本体３１の周方向に互いに離間して複数が設けられる。周方向に隣接する圧縮機ブレード２５同士の間には、空気ＡＲが流通する流路ＦＣが形成されている。この圧縮機ブレード２５は、本実施形態では樹脂により形成されている。
　ここで圧縮機ブレード２５に用いられる樹脂としては、例えばポリエーテルスルホン（ＰＥＳ）、ポリエーテルイミド（ＰＥＩ）、ポリエーテルエーテルケトン（ＰＥＥＫ）、ポリエーテルケトン（ＰＥＫ）、ポリエーテルケトンケトン（ＰＥＫＫ）、ポリケトンサルファイド（ＰＫＳ）、ポリアリルエーテルケトン（ＰＡＥＫ）、芳香族ポリアミド（ＰＡ）、ポリアミドイミド（ＰＡＩ）、ポリイミド（ＰＩ）等が例示される。
　なお、圧縮機ブレード２５は樹脂である場合には限定されず、金属製等であってもよい。
　インペラ本体３１は、円盤状をなして圧縮機ブレード２５を前面側、即ち、軸線Ｏの方向の他方側で、圧縮機ブレード２５をハブ面３１aから突出させるように支持している。
　インペラ本体３１は、上述した圧縮機ブレード２５と同様の樹脂を材料としている。インペラ本体３１の背面３２、即ち軸線Ｏの方向の一方側の面には、外周側（径方向外側）を向く嵌合面３７を有する段部３６が形成されている。
　インペラ本体３１には、径方向内側の領域に回転軸２が挿通されて嵌合するボス孔部３１ｂが形成されている。
　より具体的には、この段部３６は、インペラ本体３１の背面３２から軸線Ｏの方向の他方側に向かって軸線Ｏを中心として環状に凹むように形成され、背面３２を径方向外側に位置する第一背面３２Ａと、径方向内側に位置する第二背面３２Ｂとに分割している。
　これら第一背面３２Ａ及び第二背面３２Ｂは径方向に沿って形成されている。第一背面３２Ａと第二背面３２Ｂとの間に嵌合面３７が配され、これら第一背面３２Ａと第二背面３２Ｂとを接続することで、背面３２に段部３６が形成されている。
　なお、第二背面３２Ｂは、径方向内側に向かうに従って、軸線Ｏの方向の他方側に凹状に湾曲しつつ軸線Ｏの方向の一方側に向かうように傾斜し、かつ、中途位置から径方向に沿うように屈曲してボス孔部３１ｂに連続している。
　本実施形態では、この段部３６における嵌合面３７は、インペラ本体３１の回転中心軸となる軸線Ｏから、軸線Ｏとインペラ本体３１の外周端（径方向の最外側の端部）との間の径寸法Ｒの２／３の位置に形成されている。
　補強リング４１は、環状をなし、インペラ本体３１の段部３６に外周側から嵌合している。即ち、内周面が段部３６における嵌合面３７に接触することで段部３６に嵌合している。補強リング４１が嵌合した状態では、補強リング４１の中心が軸線Ｏに一致するとともに、インペラ本体３１の第二背面３２Ｂと滑らかに連続するような形状、大きさに形成されている。
　本実施形態では、軸線Ｏを含む断面の形状が矩形状をなし、軸線Ｏの方向の厚さ寸法が嵌合面３７の長さ寸法に一致するとともに、径方向の幅寸法の方が軸線Ｏの方向の厚さ寸法よりも大きくなっている。
　補強リング４１は、圧縮機ブレード２５及びインペラ本体３１と同様の樹脂と、さらに強化繊維とから形成されている。即ち、補強リング４１は、本実施形態では樹脂と炭素繊維とからなる複合材（炭素繊維強化プラスチック）によって形成されている。ここで、補強リング４１における強化繊維は炭素繊維に限定されず、ガラス繊維、ウィスカ―（Ｗｈｉｓｋｅｒ）等であってもよい。
　補強リング４１は、例えばインペラ本体３１にインサート成形によって嵌め込むようにして設けてもよいし、段部３６における嵌合面３７に繊維強化樹脂を塗り重ねることで設けてもよい。
　以上説明した本実施形態のターボチャージャ１によると、圧縮機インペラ２４の補強リング４１が樹脂を含む複合材により形成されていることで、補強リング４１の材質と、インペラ本体３１の材質とが略等しくなる。このため、インペラ本体３１と補強リング４１との線膨張率の差が小さくなり、熱膨張による補強リング４１の拡径によってインペラ本体３１の拘束力が低下してしまうことを抑制できる。
　さらに、樹脂は金属等に比べて密度が低い。このため、遠心力によって補強リング４１が拡径して、インペラ本体３１の拘束力が低下してしまうことを抑制できる。
　また、補強リング４１が強化樹脂として炭素繊維を含んでいることで、剛性を向上することができる。これにより、補強リング４１自体の遠心力による拡径によってインペラ本体３１の拘束力が低下してしまうことを抑制できる。
　この結果、インペラ本体３１に作用する遠心力を補強リング４１に分配でき、遠心力によってインペラ本体３１に生じる応力を低減することができる。このため、樹脂及び強化繊維を含む複合材によって形成された補強リング４１によって、インペラ本体３１に樹脂を用いていても、十分に変形を抑制することが可能となる。
　さらに、インペラ本体３１の段部３６がインペラ本体３１の回転中心軸となる軸線Ｏから、軸線Ｏとインペラ本体３１の外周端との間の径寸法Ｒの２／３の位置に形成されている。このため、インペラ本体３１の回転中心軸から、インペラ本体３１の径寸法Ｒの２／３の位置に補強リング４１が設けられる。
　図３に、補強リング４１の径方向の中央がインペラ本体３１の径寸法の０．６（約２／３）倍の位置に位置するように設けた場合のインペラ本体３１に生じる応力の比を、インペラ本体３１における軸線Ｏの方向の相対位置座標毎に表した解析結果を示す。応力の比は、本実施形態でのインペラ本体３１に生じる応力の最大値を約０．７とした場合の比率である。
　この解析では、圧縮機インペラ２４における軸線Ｏの方向の位置座標として、空気ＡＲが流入する側となる軸線Ｏの他方側の端部位置を０とし、空気ＡＲが流出する側となる軸線Ｏの一方側の端部位置を１．０としている。また、圧縮機ブレード２５の形成範囲は、約０．３～０．８の範囲である。
　さらに、解析条件として、補強リング４１の軸線Ｏ方向の厚さ寸法ｂは、インペラ本体３１の軸線Ｏ方向の厚みの０．０３倍、補強リング４１の径方向の幅寸法ａはインペラ本体３１の外径寸法の０．０３倍となっている。
　図３の解析結果によると、インペラ本体３１の径寸法Ｒの約２／３の位置に補強リング４１を設けることで、軸線Ｏの方向の相対位置座標が約０．６よりも大きくなる位置で、補強リング４１を仮に設けない場合（破線）に比べて大幅に応力を低減できていることが確認できる。
　そして、位置座標が約０．６から０．９５にかけて徐々に応力は減少し、０．９５の位置では、応力比が約０．５５に抑えられている。一方で、補強リング４１が設けられていない場合、位置座標が大きくなるにつれて徐々に応力が大きくなっていき、約０．８５の位置では応力比０．８を超える。
　従って、インペラ本体３１の径方向の寸法の約２／３の位置に補強リング４１を設けることで、さらに効果的に、インペラ本体３１に生じる応力を低減することができ、圧縮機インペラ２４全体の変形を抑制することができる。
　なお、本実施形態では、段部３６における嵌合面３７は、インペラ本体３１の回転中心軸（軸線Ｏ）から、インペラ本体３１の径寸法Ｒの２／３の位置に形成されている場合に限定されず、径方向の寸法の２／３の位置よりも軸線Ｏに近い位置に形成されていればよい。嵌合面３７を径方向の寸法の２／３の位置よりも軸線Ｏに近い位置に形成することで、応力の低減効果を高めることが可能である。
　さらに、インペラ本体３１の回転中心軸（軸線Ｏ）から、インペラ本体３１の回転中心軸とインペラ本体３１の外周端との間の径寸法Ｒの０．１倍より大きく、かつ、径寸法Ｒより小さい位置に、補強リング４１における径方向の中央が位置するように、段部３６が形成されていてもよい。即ち、補強リング４１における径方向の中央と軸線Ｏとの距離をｈとした場合、０．１Ｒ＜ｈ＜１．０Ｒとなるように補強リング４１が設けられていてもよい。
〔第二実施形態〕
　次に、図４を参照して、本発明の第二実施形態について説明する。
　第一実施形態と同様の構成要素には同一の符号を付して詳細説明を省略する。
　本実施形態のターボチャージャ５０は、圧縮機インペラ５１の形状が第一実施形態と異なっている。
　圧縮機インペラ５１では、インペラ本体５２の背面から、軸線Ｏの方向の一方側に突出するボス部５３が設けられている。
　インペラ本体５２は、第一実施形態のインペラ本体３１と略同一形状をなすとともに、上述した樹脂を材料としている。インペラ本体５２の背面５４は本実施形態では、径方向に沿って延びており、径方向内側に向かうに従って、軸線Ｏの方向の一方側に向かって滑らかに湾曲している。
　ボス部５３は、インペラ本体５２における径方向内側の位置でインペラ本体５２と一体に形成され、軸線Ｏを中心とした環状をなしている。このボス部５３には、ボス孔部３１ｂに連続するボス孔部５３ａが形成されている。このボス孔部５３ａに回転軸２が嵌合している。
　このボス部５３は、径方向外側を向く嵌合面５７を有している。この嵌合面５７がインペラ本体５２の湾曲する背面５４に滑らかに連続している。これにより嵌合面５７は、径方向内側に向かうに従って軸線Ｏの方向に沿うように、軸線Ｏの方向の一方側に向かって滑らかに湾曲するＲ形状に形成されている。
　このボス部５３の嵌合面５７に補強リング４１の内周面６５が接触することで補強リング６１がボス部５３に嵌合する。即ち本実施形態では、ボス部５３には嵌合面５７を有する段部５６が形成されており、この段部５６に補強リング６１が嵌合している。
　ここで、本実施形態の補強リング６１では、軸線Ｏを含む断面の形状が矩形状をなしておらず、この断面の形状は、径方向内側を向く内周面６５が、軸線Ｏに向かって凸状をなす湾曲面となっている。この湾曲面の形状は、嵌合面５７の湾曲形状に対応している。
　また、補強リング６１には、上記の湾曲面となっている内周面６５に連続して軸線Ｏに略平行に延びるとともに径方向外側を向く外周面６６と、これら内周面６５と外周面６６とを接続して、軸線Ｏに直交するとともに軸線Ｏの方向の一方側を向く軸方向面６７とが形成されている。
　以上説明した本実施形態のターボチャージャ５０によると、補強リング６１の材質とインペラ本体５２の材質とが略等しいものとなる。このため、インペラ本体５２と補強リング６１との線膨張率の差が小さくなり、熱膨張による補強リング６１の拡径によってインペラ本体５２の拘束力が低下してしまうことを抑制できる。また、樹脂は金属等に比べて密度が低いため、遠心力によって補強リング６１が拡径して、インペラ本体５２の拘束力が低下してしまうことを抑制できる。
　さらに、補強リング６１が強化樹脂として炭素繊維を含んでいることで、補強リング６１自体の遠心力による拡径によってインペラ本体５２の拘束力が低下してしまうことを抑制でき、インペラ本体５２に樹脂を用いていても、十分に変形を抑制することが可能となる。
　図５に、補強リング６１をインペラ本体５２のボス部５３に設けた場合のインペラ本体５２に生じる応力の比を、インペラ本体５２における軸線Ｏの方向の相対位置座標毎に表した解析結果を示す。ボス部５３の形成範囲は、０～１．０の範囲である。
　この解析では、補強リング６１の軸線Ｏ方向の厚さ寸法はインペラ本体３１の軸線Ｏ方向の厚さの０．１５倍、補強リング６１の径方向の幅寸法はインペラ本体３１の外径の０．０５倍となっている。その他の解析条件は第一実施形態で図３に示したものと同様である。
　図５の解析結果によると、インペラ本体５２のボス部５３の位置（相対位置座標が約０．９より大きい位置）に補強リング６１を設けることで、軸線Ｏの方向の相対位置座標が約０．６よりも大きくなる位置で、補強リング６１を仮に設けない場合（破線）に比べて大幅に応力を大幅に低減できていることが確認できる。そして、位置座標が約０．６から０．９にかけて徐々に応力は減少し、約０．９の位置、即ち、インペラ本体５２とボス部５３の接続部分では、応力比を約０．２５に抑えることができている。
　従って、インペラ本体５２のボス部５３に補強リング６１を設けることで、ボス部５３での遠心力による応力を低減できるとともに、インペラ本体５２に生じる応力を低減することができ、圧縮機インペラ５１全体の変形をさらに抑制することができる。
〔第三実施形態〕
　次に、図６を参照して、本発明の第三実施形態について説明する。
　第一実施形態及び第二実施形態と同様の構成要素には同一の符号を付して詳細説明を省略する。
　本実施形態のターボチャージャ７０は、第一実施形態の圧縮機インペラ２４（又は第二実施形態の圧縮機インペラ５１）がさらに第二補強リング７１を備えている。
　ボス孔部３１ｂの内周面には、径方向外側に向かって凹むとともに、回転軸２の周方向に沿う円環状の環状溝部７５が形成されている。
　環状溝部７５としては、ボス孔部３１ｂの内周面に開口するとともに、径方向外側に延びて軸線Ｏを含む断面の形状が矩形状をなす内側溝部７５ａと、内側溝部７５ａに連通するとともに径方向外側に延び、かつ、軸線Ｏを含む断面の形状が内側溝部７５ａから軸線Ｏの両側に突出する矩形状をなす外側溝部７５ｂとが形成されている。
　即ち、環状溝部７５は、断面Ｔ字状をなしている。
　第二補強リング７１は、インペラ本体３１の環状溝部７５の内部に配置されている。即ち、第二補強リング７１は、内側溝部７５ａに対応するような断面矩形状をなしてインペラ本体３１の周方向に沿う環状をなす基部７２と、基部７２に連続して基部７２よりもインペラ本体３１の内部側となる径方向外側で、基部７２から軸線Ｏの方向の両側に延びる係合部６３とを有している。
　第二補強リング７１は、環状溝部７５の内部に隙間なく配置されている。基部７２はボス孔部３１ｂの内周面に露出して、内周面と面一になっている。このように第二補強リング７１は、インペラ本体３１の内部に配置された状態で、軸線Ｏを中心として環状をなすとともに、断面Ｔ字状をなしている。
　第二補強リング７１は、熱硬化性樹脂及び強化繊維を含む複合材により形成されている。ここで、強化繊維としては、補強リング４１と同様に、炭素繊維、ガラス繊維、ウィスカ―（Ｗｈｉｓｋｅｒ）等を用いることができる。また熱硬化性樹脂としては、フェノール樹脂、エポキシ樹脂、メラミン樹脂、シリコン樹脂等を用いることができる。
　ここで、第二補強リング７１は、複合材に代えてアルミニウム等の金属材料により形成されていてもよい。
　そして第二補強リング７１はインペラ本体３１に、例えばインサート成形によって嵌め込まれて設けられる。
　以上説明した本実施形態のターボチャージャ７０によると、圧縮機インペラ２４で、第二補強リング７１を樹脂製のインペラ本体３１の内部に配置することで、インペラ本体３１の剛性を向上することができる。またこの第二補強リング７１は、インペラ本体３１の内部に配置されているため、インペラ本体３１と線膨張率の異なる材料を用いていたとしても、インペラ本体３１からの脱落を抑制できる。よって、インペラ本体３１に作用する遠心力を第二補強リング７１に分配でき、遠心力によってインペラ本体３１に生じる応力を低減することができ、圧縮機インペラ２４全体の変形を抑制することが可能となる。
　さらに、第二補強リング７１が基部７２、及び基部７２に連続する係合部７３を有していることで、インペラ本体３１が回転した際の遠心力によって、インペラ本体３１に径方向外側への引張力が作用した際に、係合部７３がインペラ本体３１の内部で引っ掛かり、インペラ本体３１に作用する遠心力を第二補強リング７１にしっかりと分配できる。従って、インペラ本体３１に生じる応力をさらに低減することが可能となり、インペラ本体３１の変形を抑制可能である。
　また、第二補強リング７１が熱硬化性樹脂及び強化繊維を含む複合材により形成されていていることで、複合材の線膨張率は金属に比べて小さいため、熱膨張によってインペラ本体３１に対する第二補強リング７１の緩みが生じにくい。従って、効果的にインペラ本体３１に作用する遠心力を第二補強リング７１に分配でき、インペラ本体３１に生じる応力をさらに低減することが可能となる。
　また、第二補強リング７１が、金属材料によって形成されている場合には、第二補強リング７１自体の剛性が高くなるため、遠心力が作用した際に変形しにくく、インペラ本体３１に対する第二補強リング７１の緩みが生じにくい。従って、効果的にインペラ本体３１に作用する遠心力を第二補強リング７１に分配でき、インペラ本体３１に生じる応力をさらに低減することができる。
　ここで、図７に示すように、第二補強リング７１Ａは、断面クリスマスツリー形状をなしていてもよい。このような断面形状を有することで、第二補強リング７１Ａは、インペラ本体３１に向かって突出するように湾曲する外面である湾曲係合面８０を有する。このように湾曲係合面８０を設けることによって、遠心力による径方向外側への引張力がインペラ本体３１に作用した際に、第二補強リング７１Ａとインペラ本体３１とが接触する位置で、インペラ本体３１に生じる応力集中を抑制することができる。このため、湾曲係合面８０によってさらなるインペラ本体３１の変形、損傷の抑制が可能である。
　なお、第二補強リング７１、７１Ａの形状は上述の場合に限定されない。
　また、第二補強リング７１、７１Ａは、インペラ本体３１に生じる応力が最大となる軸線Ｏの方向の位置に配置されているとよい。
　また、第二補強リング７１、７１Ａは、ボス孔部３１ｂの内周面に露出せず、完全にインペラ本体３１の内部に埋め込まれていてもよい。
　以上、本発明の実施形態について詳細を説明したが、本発明の技術的思想を逸脱しない範囲内において、多少の設計変更も可能である。
　例えば、補強リング４１、６１の断面形状は、上述の実施形態の場合に限定されない。
　即ち断面円形状等であってもよい。
　また、補強リング４１（６１）の径方向の幅寸法ａ（図２参照）と、圧縮機ブレード２５の厚さ寸法（周方向の厚さ寸法）とが同じであってもよい。
　さらに、補強リング４１（６１）は、径方向の幅寸法ａよりも軸線Ｏの方向の厚さ寸法ｂ（図２参照）の方が大きくてもよい。
　このようにすることで、さらに効果的に、遠心力によって生じるインペラ本体３１（５２）の応力を低減することができ、圧縮機インペラ２４（５１）全体の変形を抑制することができる。
　また、強化繊維は、回転軸２の周方向に沿って延びるように配置されていてもよい。
　補強リング４１（６１）に遠心力が作用すると、拡径するように周方向に引張力が作用する。このため、この引張力が作用する方向である周方向に沿って強化繊維が延びていれば、このような引張力による補強リング４１（６１）自身の変形を抑制することができる。従って、インペラ本体３１（５２）の拘束力が低下してしまうことを抑制でき、インペラ本体３１（５２）に作用する遠心力を補強リング４１（６１）に分配できる。
　よって、インペラ本体３１（５２）の応力を低減することができ、圧縮機インペラ２４（５１）全体の変形を抑制することができる。
　また、補強リング４１（６１）は、樹脂を含まず、炭素繊維のみから形成されていてもよい。
　また、圧縮機ブレード２５及びインペラ本体３１（５２）も、樹脂に加えて補強リング４１（６１）と同様の強化繊維を含んでいてもよい。
　また、上述の実施形態では回転機械としてターボチャージャを例に挙げて説明したが、他の遠心圧縮機等に用いてもよい。
　上記したインペラ、及び回転機械によれば、補強リングを設けることで、樹脂の材料が用いられても信頼性を確保することが可能となる。
　１　　ターボチャージャ
　２　　回転軸
　３　　タービン
　４　　圧縮機
　５　　ハウジング連結部　
　６　　軸受　
　１１　　タービンハウジング　
　１２　　スクロール通路　
　１３　　排出口　
　１４　　タービンインペラ　
　１５　　タービンブレード　
　２１　　圧縮機ハウジング　
　２２　　圧縮機通路　
　２３　　吸込口　
　２４　　圧縮機インペラ　
　２５　　圧縮機ブレード　
　３１　　インペラ本体　
　３１ａ　　ハブ面
　３１ｂ　　ボス孔部
　３２　　背面　
　３２Ａ　　第一背面　
　３２Ｂ　　第二背面　
　３６　　段部　
　３７　　嵌合面　
　４１　　補強リング　
　５０　　ターボチャージャ（回転機械）　
　５１　　圧縮機インペラ　
　５２　　インペラ本体　
　５３　　ボス部　
　５３ａ　　ボス孔部
　５４　　背面　
　５６　　段部　
　５７　　嵌合面　
　６１　　補強リング　
　６５　　内周面　
　６６　　外周面　
　６７　　軸方向面　
　７０　　ターボチャージャ
　７１、７１Ａ　　第二補強リング
　７２　　基部
　７３　　係合部
　７５　　環状溝部
　７５ａ　　内側溝部
　７５ｂ　　外側溝部
　８０　　湾曲係合面
　Ｇ　　排気ガス　
　ＡＲ　　空気　
　Ｏ　　軸線
　ＦＣ　　流路

Claims (9)

  1. 　樹脂により形成されて円盤状をなし、回転中心軸を中心に回転軸とともに回転するインペラ本体と、
    　前記インペラ本体の前面側に複数設けられたブレードと、
    　前記インペラ本体の背面に形成されるとともに外周側を向く面を有する段部に外周側から嵌合し、樹脂及び強化繊維により形成されて前記インペラ本体の周方向に沿って環状をなす補強リングと、
    　を備えるインペラ。
  2. 　前記段部は、前記回転中心軸から、該回転中心軸と前記インペラ本体の外周端との間の径寸法の２／３までの位置に形成されている請求項１に記載のインペラ。
  3. 　前記段部は、前記回転中心軸から、該回転中心軸と前記インペラ本体の外周端との間の径寸法の０．１倍より大きく、かつ、前記径寸法より小さい位置に前記補強リングにおける径方向の中央が位置するように形成されている請求項１に記載のインペラ。
  4. 　前記インペラ本体には、前記背面から突出して、前記回転軸が嵌合するボス部が設けられ、
    　前記段部は、前記ボス部に形成されている請求項１に記載のインペラ。
  5. 　前記補強リングにおける径方向の幅寸法と、前記ブレードにおける周方向の翼厚寸法とが同じであり、前記補強リングにおける径方向の幅寸法よりも前記補強リングにおける前記回転中心軸の方向の厚さ寸法の方が大きい請求項１から４のいずれか一項に記載のインペラ。
  6. 　前記補強リングは、前記強化繊維が前記インペラ本体の周方向に沿って延びるように配置されている請求項１から５のいずれか一項に記載のインペラ。
  7. 　樹脂により形成された円盤状をなし、回転中心軸を中心に回転軸とともにインペラ本体と、
    　前記インペラ本体の前面側に複数設けられたブレードと、
    　前記インペラ本体の背面に形成されるとともに外周側を向く面を有する段部に外周側から設けられ、強化繊維のみにより形成されて前記インペラ本体の周方向に沿って環状をなす補強リングと、
    　を備えるインペラ。
  8. 　前記インペラ本体の内部に、該インペラ本体の周方向に沿って配置された環状をなす第二補強リングをさらに備える請求項１から７のいずれか一項に記載のインペラ。
  9. 　請求項１から８のいずれか一項に記載のインペラと、
    　前記インペラに取り付けられて、該インペラとともに回転する回転軸と、
    　を備える回転機械。
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