WO2018105423A1 - 遠心圧縮機及びターボチャージャ - Google Patents

遠心圧縮機及びターボチャージャ Download PDF

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WO2018105423A1
WO2018105423A1 PCT/JP2017/042399 JP2017042399W WO2018105423A1 WO 2018105423 A1 WO2018105423 A1 WO 2018105423A1 JP 2017042399 W JP2017042399 W JP 2017042399W WO 2018105423 A1 WO2018105423 A1 WO 2018105423A1
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WO
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flow path
diffuser
centrifugal compressor
channel
impeller
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PCT/JP2017/042399
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東森　弘高
直志 神坂
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三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社
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Definitions

  • This disclosure relates to a centrifugal compressor and a turbocharger.
  • Centrifugal compressors generally have a diffuser on the downstream side of the impeller. Diffusers are classified into vaned diffusers with diffuser vanes (vanes) and vaneless diffusers without vanes.
  • the vane diffuser is classified into a low chord ratio diffuser and a normal vane diffuser.
  • FIG. 22 is a meridional view showing a schematic configuration of a conventional centrifugal compressor including a vane diffuser.
  • FIG. 23 is a front view partially showing the arrangement of the internal configuration of a conventional centrifugal compressor.
  • the low chord ratio diffuser blade described below and a normal vane diffuser blade are illustrated in the same drawing for convenience of description.
  • the “small chord ratio diffuser” is the same blade with respect to the circumferential distance I between the front edges of adjacent blades (the distance on the circumference around the rotation center of the impeller).
  • the ratio H / I of the distance H between the leading edge and the trailing edge is about 1 and less than 1, and at most 1.5 or less, that is, the ratio H / I is 1.5 or less.
  • a vaned diffuser having a configured wing hereinafter referred to as a “small string ratio diffuser wing”. Since a normal low chord ratio diffuser blade is configured to satisfy H / I ⁇ 1, no throat is formed between adjacent small chord ratio diffuser blades.
  • ordinary vane diffuser refers to a vane diffuser other than a low-string ratio diffuser. That is, as shown in the first quadrant of FIG. 23, the blade is configured such that the ratio H / I is sufficiently larger than 1 and at least 1.5 or more (hereinafter referred to as “normal vane diffuser blade”).
  • Patent Document 1 discloses a centrifugal compressor provided with a normal vane diffuser.
  • the diffuser flow path is divided into two in the flow path width direction by a disc-shaped partition plate, and the average flow angle of each flow path is divided into each of the divided flow paths.
  • FIG. 24 shows the flow rate and pressure characteristics of a centrifugal compressor with a vaneless diffuser, the flow rate and pressure characteristics of a normal centrifugal compressor with a vane diffuser, and the flow rate and pressure characteristics of a centrifugal compressor with a small chord ratio diffuser blade. Indicated by a solid line and a one-dot chain line.
  • FIG. 25 shows the flow efficiency characteristics of the centrifugal compressor with vaneless diffuser, the flow efficiency characteristics of the normal centrifugal compressor with vaned diffuser, and the flow efficiency characteristics of the centrifugal compressor with small chord ratio diffuser blades. It is shown by a broken line, a solid line, and a one-dot chain line.
  • a centrifugal compressor with a vane-less diffuser has a small surge flow rate and a large choke flow rate, so that it can be operated over a wide flow rate range but has a low efficiency.
  • the normal centrifugal compressor with a vane diffuser has a larger surge flow rate and a smaller choke flow rate than a centrifugal compressor with a vaneless diffuser. Narrow ones are characterized by high efficiency.
  • the centrifugal compressor with a small chord ratio diffuser does not form a throat between the small chord ratio diffuser blades as described above. Therefore, as shown in FIGS. 24 and 25, the centrifugal compressor with a vaneless diffuser is used. And intermediate characteristics of centrifugal compressor with vane diffuser.
  • the centrifugal compressor with a low-string ratio diffuser has a larger choke flow rate than a normal vane diffuser and a surge flow rate smaller than that of a normal vane diffuser.
  • the low chord ratio diffuser has a feature that the efficiency is higher because the pressure recovery rate is higher than that of the vaneless diffuser. However, further improvement in efficiency is desired. It is rare. In this regard, Patent Document 1 does not disclose knowledge for improving the efficiency of the low chord joint ratio diffuser.
  • At least one embodiment of the present invention has been made in view of the above-described conventional problems, and an object thereof is related to a centrifugal compressor provided with a low chord joint ratio diffuser blade, and a highly efficient centrifugal compressor. It is providing a compressor and a turbocharger provided with the same.
  • a centrifugal compressor includes an impeller, a diffuser flow path forming portion that forms an annular diffuser flow path on the downstream side of the impeller, and a periphery of the impeller in the diffuser flow path.
  • a plurality of small chord ratio diffuser blades provided at intervals in the direction, and extending to the diffuser flow path along a radial direction of the impeller, the diffuser flow path being a hub-side flow path and a shroud-side flow path
  • a flow path dividing ring that is divided into two.
  • the centrifugal compressor described in (1) above by providing the flow dividing ring, the flow area of the section where the flow dividing ring exists in the diffuser flow path can be reduced. Thereby, it is possible to suppress the development of the boundary layer along the wall surface of the diffuser channel forming portion (the channel wall surface on the hub side and the channel wall surface on the shroud side in the diffuser channel).
  • the boundary layer formed along the suction surface of the low chord ratio diffuser blade flows from the suction surface downstream from around the center of the chord length of the suction surface of the small chord ratio diffuser blade. It moves to the wall surface of the path division ring and flows radially inward along the wall surface of the flow path division ring. That is, the boundary layer along the suction surface of the low chord joint ratio diffuser blade is sucked from the suction surface toward the wall surface of the flow-dividing ring. For this reason, the development of the boundary layer along the suction surface of the low chord ratio diffuser blade can be more effectively suppressed than a conventional small chord ratio diffuser that does not have a flow path dividing ring. Therefore, the force acting on the flow can be effectively functioned as a reaction of the blade lift force of the small chord specific blade, and as a result, the pressure recovery rate in the diffuser flow path can be increased and a highly efficient centrifugal compressor can be realized.
  • the low chord joint ratio diffuser blade is connected to the shroud from the hub side flow path so as to intersect the flow path dividing ring. It extends in the axial direction of the impeller across the side flow path.
  • the boundary layer of the suction surface of the low chord ratio diffuser blade has two wall surfaces of the diffuser channel forming portion (the channel wall surface on the hub side in the diffuser channel and the wall surface on the hub side). Shroud-side channel wall surface), a wall surface facing the hub-side channel in the channel segmented ring, and a wall surface facing the shroud-side channel in the channel segmented ring Such an effect occurs. For this reason, the development of the boundary layer along the suction surface of the low chord ratio diffuser blade can be more effectively suppressed than a conventional small chord ratio diffuser that does not have a flow path dividing ring. Therefore, it is possible to effectively function the blade lift of the small chord joint blade, and as a result, it is possible to realize a highly efficient centrifugal compressor by increasing the pressure recovery rate in the diffuser flow path.
  • the blade angle at the leading edge of the low chord joint ratio diffuser blade is shroud from the hub side end of the leading edge in the axial direction. Uniform across the side edges.
  • the flow path dividing ring is integrated with the plurality of small chord joint ratio diffuser blades.
  • the low chord ratio ratio diffuser blade includes a diffuser blade side engaging portion that engages a flow channel wall side engaging portion provided in the diffuser flow path forming portion, and the diffuser blade side engaging portion is By engaging with the flow channel wall side engaging portion, the flow channel dividing ring is held in the diffuser flow channel.
  • the flow path dividing ring and the plurality of low chord joint ratio diffuser blades can be constituted by a single component.
  • one part consisting of the flow channel dividing ring and the plurality of small chord ratio ratio diffuser blades is coaxial with the impeller rotation shaft. Can be fixed to.
  • the axial direction of the impeller at the position of the inner peripheral end of the flow path dividing ring ZSi is the channel width of the shroud-side channel
  • ZHi is the channel width of the hub-side channel in the axial direction at the position of the inner peripheral end of the channel-splitting ring
  • the channel width of the shroud side channel in the axial direction at the position of the outer peripheral end is ZSo
  • the channel width of the hub side channel in the axial direction at the position of the outer peripheral end of the channel dividing ring is ZHo.
  • the flow path dividing ring is formed so as to satisfy ZSi / ZHi> ZSo / ZHo.
  • the hub side In the vicinity of the inlet of the diffuser flow path, the hub side has a higher flow rate and a higher flow rate than the shroud side. Therefore, the flow path width of the hub side flow path while passing through the flow path split ring is configured by configuring the flow path split ring so as to satisfy ZSi / ZHi> ZSo / ZHo as described in (5) above. Since the ratio of the flow path width of the shroud side flow path to that of the shroud side becomes small, the difference in flow speed between the hub side flow path and the shroud side flow path can be reduced and the flow velocity distribution at the outlet of the flow path split ring can be made uniform. Thereby, the increase in the loss in a diffuser flow path can be suppressed effectively, the pressure recovery rate in a diffuser flow path can be raised, and a highly efficient centrifugal compressor can be implement
  • the inner peripheral end of the flow path dividing ring is the small chord ratio diffuser. It is located inside the radial direction from the leading edge of the blade.
  • centrifugal compressor described in (6) above, it is possible to realize a highly efficient centrifugal compressor by increasing the pressure recovery rate in the diffuser flow path.
  • the inner peripheral end of the flow path dividing ring is the small chord ratio diffuser. It is located on the outer side in the radial direction from the leading edge of the blade.
  • centrifugal compressor described in (7) above, it is possible to realize a highly efficient centrifugal compressor by increasing the pressure recovery rate in the diffuser flow path.
  • the outer peripheral end of the flow path dividing ring is the small chord joint ratio diffuser blade. It is located inside the radial direction from the rear edge.
  • centrifugal compressor described in (8) above, it is possible to realize a highly efficient centrifugal compressor by increasing the pressure recovery rate in the diffuser flow path.
  • the outer peripheral end of the flow path dividing ring is the small chord joint ratio diffuser blade. It is located outside in the radial direction from the rear edge.
  • an inner peripheral side end portion including the inner peripheral end in the flow path dividing ring Is formed such that the thickness of the impeller in the axial direction increases toward the outside in the radial direction.
  • an outer peripheral side end including the outer peripheral end of the flow path dividing ring is The impeller is formed such that its axial thickness increases toward the inside in the radial direction.
  • the flow of the hub side flow path and the flow of the shroud side flow path are smoothly merged to suppress an increase in loss in the vicinity of the outer peripheral end of the flow path dividing ring. Can do.
  • the centrifugal compressor according to any one of (1) to (11) at least a part of the hub-side flow path including the position of the inner peripheral end is included.
  • the axial flow path width of the impeller in the section decreases as it goes downstream.
  • the boundary layer along the hub-side flow path wall can be made thinner toward the downstream side. Further, if the flow widths of the hub side flow path and the shroud side flow path are appropriately adjusted, the flow velocity at the outlet position of the hub side flow path and the flow velocity at the outlet position of the shroud side flow path can be made substantially equal. .
  • the boundary layer along the wall surface of the shroud side flow path wall can be made thinner toward the downstream side. Further, if the flow widths of the hub side flow path and the shroud side flow path are appropriately adjusted, the flow velocity at the outlet position of the hub side flow path and the flow velocity at the outlet position of the shroud side flow path can be made substantially equal. .
  • a turbocharger includes the centrifugal compressor described in any one of (1) to (13) above.
  • a high-efficiency centrifugal compressor and a turbocharger including the same are provided for a centrifugal compressor provided with a low chord ratio diffuser blade.
  • FIG. 3 is a schematic view partially showing an arrangement example of the internal configuration of the centrifugal compressor 2 (2A) viewed from the upstream side along the rotation axis O of the impeller 4.
  • FIG. 6 is a diagram (a view taken along line AA in FIG. 2) showing a state of a boundary layer of the diffuser flow path 12 in the centrifugal compressor 2 (2A). It is an enlarged view near the flow path division ring 22 in the centrifugal compressor 2 (2A). It is a figure for demonstrating the flow velocity distribution in the diffuser flow path 12, and the deviation of flow volume.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining an example of a method for fixing the small chord ratio diffuser blade 16 when the small chord ratio diffuser blade 16 and the flow path dividing ring 22 are integrally formed; The state which removed 16 and the shroud casing 24 from the predetermined position is shown.
  • FIG. 3 is a schematic view partially showing an arrangement example of the internal configuration of the centrifugal compressor 2 (2A) viewed from the upstream side along the rotation axis O of the impeller 4. It is a meridional sectional view of a part of the centrifugal compressor 2 (2B) according to an embodiment.
  • FIG. 3 is a schematic view partially showing the arrangement of the internal configuration of the centrifugal compressor 2 (2B) viewed from the upstream side along the rotation axis O of the impeller 4. It is a figure for demonstrating the effect
  • FIG. 15 is a schematic diagram illustrating an example of a DD cross section in FIG. 14.
  • FIG. 15 is a schematic diagram illustrating another example of a DD cross section in FIG. 14.
  • FIG. 6 is a view for explaining the suction effect of the boundary layer of the suction surface 32 of the low chord ratio diffuser blade 16; It is a figure for demonstrating the suction effect of the boundary layer of the suction surface 32 of the low chord ratio ratio diffuser blade
  • FIG. 24 is a view (a view taken along the line BB in FIG. 23) illustrating a state of a boundary layer of a diffuser flow path in a conventional centrifugal compressor including a normal vane diffuser.
  • FIG. 24 is a diagram showing a state of a boundary layer of a diffuser flow path in a conventional centrifugal compressor including a small chord ratio diffuser but not including a flow path dividing ring (a CC view in FIG. 23).
  • an expression indicating that things such as “identical”, “equal”, and “homogeneous” are in an equal state not only represents an exactly equal state, but also has a tolerance or a difference that can provide the same function. It also represents the existing state.
  • expressions representing shapes such as quadrangular shapes and cylindrical shapes represent not only geometrically strict shapes such as quadrangular shapes and cylindrical shapes, but also irregularities and chamfers as long as the same effects can be obtained. A shape including a part or the like is also expressed.
  • the expressions “comprising”, “comprising”, “comprising”, “including”, or “having” one constituent element are not exclusive expressions for excluding the existence of the other constituent elements.
  • FIG. 1 is a partial meridional sectional view of a centrifugal compressor 2 (2A) according to an embodiment.
  • FIG. 2 is a schematic view partially showing the arrangement of the internal configuration of the centrifugal compressor 2 (2 ⁇ / b> A) viewed from the upstream side along the rotation axis O of the impeller 4.
  • the impeller 4 of the centrifugal compressor 2 is connected to a turbine rotor of a turbine (not shown) via a rotating shaft 6, and a turbocharger 8 is configured by the centrifugal compressor 2 and a turbine (not shown).
  • the centrifugal compressor 2 (2 ⁇ / b> A) includes an impeller 4 including a hub 47 and a plurality of impeller blades 49 erected on the outer peripheral surface of the hub 47, and a downstream side of the impeller 4. And a low chord ratio diffuser 10 provided on the side.
  • the small chord ratio diffuser 10 is provided on the downstream side of the impeller 4 with a diffuser flow path forming portion 14 that forms an annular diffuser flow path 12, and is provided in the diffuser flow path 12 with an interval in the circumferential direction of the impeller 4.
  • the low chord joint ratio diffuser blade 16 extends in the axial direction of the impeller 4 from the hub side flow path 18 to the shroud side flow path 20 so as to intersect the flow path dividing ring 22.
  • the diffuser flow path 12 is provided between the outlet position P1 of the impeller 4 and a scroll flow path (not shown) formed on the outer peripheral side of the impeller 4.
  • the diffuser flow path forming portion 14 is a disc-shaped flow corresponding to a range radially outside the outlet position P1 of the impeller 4 and radially inward from the scroll flow path (not shown) in the shroud casing 24 that houses the impeller 4.
  • the shroud side flow path wall portion 26 that houses the road wall portion (hereinafter referred to as “the shroud side flow path wall portion 26”) and the bearing device (not shown) that supports the rotating shaft 6 of the impeller 4, the shroud side flow path wall portion 26.
  • a disk-shaped channel wall hereinafter referred to as “hub-side channel wall 30”.
  • the centrifugal compressor 2 (2A) by providing the flow dividing ring 22, the flow path width of the section where the flow dividing ring 22 exists in the diffuser flow path 12 can be narrowed. Thereby, the development of the boundary layer along the shroud-side channel wall 26 and the development of the boundary layer along the hub-side channel wall 30 can be suppressed.
  • centrifugal compressor 2 (2A) the provision of the flow dividing ring 22 effectively suppresses the development of the boundary layer formed along the suction surface of the low chord ratio diffuser blade 16.
  • a high efficiency centrifugal compressor 2 (2A) can be realized by increasing the pressure recovery rate in the diffuser flow path 12.
  • FIG. 3 is a diagram (a view taken along the line AA in FIG. 2) showing the state of the boundary layer of the diffuser flow path 12 in the centrifugal compressor 2 (2A).
  • FIG. 26 is a diagram (a view taken along the line BB in FIG. 23) illustrating a state of a boundary layer of a diffuser flow path in a conventional centrifugal compressor including a normal vane diffuser.
  • FIG. 27 is a diagram (a view taken along the line CC in FIG. 23) showing the state of the boundary layer of the diffuser flow path in the conventional centrifugal compressor that includes the low chord ratio diffuser but does not include the flow path split ring. .
  • the flow of the boundary layer of the suction surface of the low chord ratio diffuser blade not only flows radially outward along the suction surface, but also each of the wall surface of the shroud side channel wall and the wall surface of the hub side channel wall.
  • the boundary layer suction effect May occur).
  • the boundary layer along the suction surface of the low chord ratio diffuser blade is thinner than the boundary layer along the suction surface of the vaned diffuser blade.
  • the boundary layer BL formed along the suction surface 32 of the low chord ratio ratio diffuser blade 16 has a shroud-side channel wall portion 26. 3 and the wall surface 31 of the hub side flow path wall portion 30 as well as the wall surfaces 34 and 36 of the flow path dividing ring 22, the pressure gradient from the higher to the lower one (the broken line in FIG. And flows away from the suction surface 32 along the wall surfaces 27 and 31).
  • the boundary layer BL formed along the negative pressure surface 32 acts to be sucked out toward the four wall surfaces 27, 31, 34, 36 as indicated by the arrow E.
  • the development of the boundary layer BL along the suction surface 32 of the low chord ratio diffuser blade 16 can be suppressed more effectively than the conventional small chord ratio diffuser. Therefore, the force acting on the flow is effectively functioned as a reaction of the blade lift of the low chord ratio diffuser blade 16, and as a result, the pressure recovery rate in the diffuser flow path 12 is increased, and the highly efficient centrifugal compressor 2 (2A) Can be realized.
  • the blade angle ⁇ at the leading edge 38 of the low chord ratio diffuser blade 16 shown in FIG. 2 are the positions of the leading edge 38. Is uniform from the hub side end 54 to the shroud side end 56 of the front edge 38 in the axial direction. 2 and 4 and the like, the inner peripheral end 46 of the flow path dividing ring 22 is located on the inner side in the radial direction from the front edge 38 of the low chord joint ratio diffuser blade 16, and the flow path dividing circle is formed.
  • the outer peripheral edge 48 of the ring 22 is located on the inner side in the radial direction from the rear edge 39 of the low chord ratio diffuser blade 16.
  • the inner peripheral side end portion 50 including the inner peripheral end 46 of the flow path dividing ring 22 extends in the axial direction of the impeller 4 toward the outer side in the radial direction.
  • the thickness ti is formed to be large.
  • the outer peripheral side end 52 including the outer peripheral end 48 of the flow path dividing ring 22 is formed so that the axial thickness to of the impeller increases toward the inner side in the radial direction.
  • the flow path dividing ring 22 has a blade-shaped cross-sectional shape that is formed thin near the inner peripheral end 46 and the outer peripheral end 48 and thick at the center.
  • the flow path dividing ring 22 may have a lens-like cross-sectional shape that is formed thin in the vicinity of the inner peripheral end 46 and the outer peripheral end 48 and thick in the central portion, and is substantially constant.
  • the thickness may be formed, and the vicinity of the inner peripheral end 46 and the vicinity of the outer peripheral end 48 may be formed in an arc shape.
  • the axial flow path width ZH of the impeller 4 in at least a part of the hub-side flow path 18 including the position of the inner peripheral end 46 is set on the downstream side. It decreases as heading to. Thereby, in the said area, the boundary layer along the above-mentioned wall surface 31 and 36 which faces the hub side flow path 18 can be made thin as it goes downstream. Further, the flow path width ZS in the axial direction of the impeller 4 in at least a part of the shroud-side flow path 20 including the position of the inner peripheral end 46 decreases toward the downstream side.
  • the boundary layer along the above-mentioned wall surfaces 27 and 34 which face the shroud side flow path 20 can be made thin as it goes downstream.
  • the flow on the hub side and the shroud side have substantially the same boundary layer thickness up to the position of the outer peripheral end 48 of the flow path dividing ring 22, and the flow velocity distribution of the hub side flow path 18 and the shroud side flow path 20.
  • the flow velocity distributions of are almost equal.
  • the enlargement ratio of the downstream boundary layer when deceleration is performed when the upstream boundary layer is thin is the downstream ratio when the same deceleration is performed when the upstream boundary layer is thick. It tends to be smaller than the expansion rate of the boundary layer.
  • the impeller axial direction increases toward the outer peripheral side. Since the flow path widths ZH and ZS respectively increase, the boundary layer along the wall surfaces 27, 31, 34, and 36 tends to expand in the section. However, by reducing the boundary layer on the upstream side, Expansion of the boundary layer is suppressed.
  • the wall surface having the above-described suction effect on the boundary layer BL formed along the suction surface 32 is compared with the case where the flow path dividing ring 22 is not provided (see FIG. 27).
  • the effect of increasing the pressure recovery rate of the low chord joint ratio diffuser 10 is increased.
  • the effect of the total increase in the thickness of the boundary layer due to the increase in the number of wall surfaces itself due to the provision of the flow path dividing ring 22 is canceled, and the pressure recovery rate is effectively increased.
  • the channel width of the shroud-side channel 20 in the axial direction of the impeller 4 at the position of the inner peripheral end 46 of the channel dividing ring 22 is ZSi
  • the flow width of the hub side flow path 18 in the axial direction at the position of the inner peripheral end 46 of the divided ring is ZHi
  • the flow of the shroud side flow path 20 in the axial direction at the position of the outer peripheral end 48 of the flow divided ring is ZSi
  • the channel dividing ring 22 is expressed as ZSi / ZHi> ZSo / ZHo. It is formed to satisfy. That is, the flow path dividing ring 22 is configured such that the value ZSi / ZHi obtained by dividing the flow path width ZSi by the flow path width ZHi is larger than the value ZSo / ZHo obtained by dividing the flow path width ZSo by the flow path width ZHo. Has been. The reason for this configuration will be described below.
  • the hub side of the impeller 4 has a higher flow rate and a higher flow rate than the shroud side. That is, when a virtual center line L that divides the flow rate into two at the outlet position P1 of the impeller 4 is drawn, the distance d1 from the hub 47 of the impeller 4 to the center line L at the outlet position P1 of the impeller 4 is the diffuser flow It is smaller than half of the entrance width d0 of the passage 12.
  • the passage of the hub side flow path 18 with respect to the flow path width ZH while passing through the flow path dividing ring 22 is performed. Since the ratio of the channel width ZS of the shroud-side channel 20 is reduced, the difference in flow velocity between the hub-side channel 18 and the shroud-side channel 20 is reduced, and the position at the outer peripheral end 48 of the channel dividing ring 22 is reduced. The flow velocity distribution can be made uniform. For this reason, the flow velocity distribution in the vicinity of the outlet position of the diffuser channel 12 can be made uniform.
  • the above-described value ZSo / ZHo is preferably set so that the flow rate QSi of the shroud-side flow path 20 at the position of the inner peripheral end 46 of the flow path dividing ring 22 is the position of the inner peripheral end 46 of the flow path dividing ring 22. It may be approximately the same as the value QSi / QHi divided by the flow rate QHi of the hub side flow path 18 (for example, in the range of 90% to 110% with respect to the value QSi / QHi).
  • FIG. 6 is a diagram showing a comparison between the flow rate pressure characteristics of the centrifugal compressor 2 (2A) described above and the flow rate pressure characteristics of a conventional centrifugal compressor with a vaneless diffuser.
  • FIG. 7 is a diagram showing a comparison between the flow efficiency characteristics of the centrifugal compressor 2 (2A) described above and the flow efficiency characteristics of a conventional centrifugal compressor with a vaneless diffuser.
  • the flow rate pressure characteristic of the centrifugal compressor 2 (2A) is indicated by a solid line
  • the flow rate pressure characteristic of a conventional centrifugal compressor with a vaneless diffuser is indicated by a broken line.
  • FIG. 6 is a diagram showing a comparison between the flow rate pressure characteristics of the centrifugal compressor 2 (2A) described above and the flow rate pressure characteristics of a conventional centrifugal compressor with a vaneless diffuser.
  • the flow efficiency characteristic of the centrifugal compressor 2 (2A) is shown by a solid line, and the flow efficiency characteristic of a conventional centrifugal compressor with a vaneless diffuser is shown by a broken line.
  • the centrifugal compressor 2 (2A) realizes higher pressure and higher efficiency than the conventional centrifugal compressor with vaneless diffuser. Can do.
  • the flow path dividing ring 22 is configured integrally with a plurality of low chord ratio diffuser blades 16.
  • the low chord ratio diffuser blade 16 includes a diffuser blade side engaging portion 42 that engages with a flow channel wall side engaging portion 40 provided in the diffuser flow channel forming portion 14.
  • the blade-side engaging portion 42 is engaged with the flow passage wall side engaging portion 40, whereby the flow passage dividing ring 22 is held in the diffuser flow passage 12.
  • the diffuser blade side engaging portion 42 is axially directed from the end surface 44 of the low chord ratio diffuser blade 16 facing the hub side flow channel wall 30 toward the hub side flow channel wall 30.
  • the diffuser blade side engaging portion 42 is provided as a cylindrical or conical protrusion at a position corresponding to the thickest portion of the low chord joint ratio diffuser blade 16, and the channel wall side engaging portion 40 is It is configured as a circular hole that fits into the protrusion.
  • the diffuser blade side engaging portion 42 may be provided in all the small chord ratio diffuser blades 16 or may be provided in some of the small chord ratio diffuser blades 16 as shown in FIG.
  • the flow path dividing ring 22 and the plurality of small chord ratio diffuser blades 16 can be configured as one annular part.
  • one annular part composed of the flow channel dividing ring 22 and the plurality of low chord joint ratio diffuser blades 16 is replaced with the impeller 4. It can fix to the rotating shaft 6 of this.
  • FIG. 10 is a partial meridional sectional view of a centrifugal compressor 2 (2B) according to an embodiment.
  • FIG. 11 is a schematic view partially showing the arrangement of the internal configuration of the centrifugal compressor 2 (2B) viewed from the upstream side along the rotation axis O of the impeller 4. As shown in FIG.
  • members having the same functions as those in the configuration of the centrifugal compressor 2 (2A) are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.
  • the configuration different from the centrifugal compressor 2 (2A) is mainly described. Explained.
  • the inner peripheral end 46 of the flow dividing annular ring 22 is located on the outer side in the radial direction from the leading edge 38 of the low chord ratio diffuser blade 16.
  • the outer peripheral end 48 of the flow path dividing ring 22 is located on the outer side in the radial direction from the rear edge 39 of the low chord ratio diffuser blade 16.
  • the boundary layer starts to develop from the position of the inner peripheral end 46 on the wall surfaces 34 and 36 of the flow path dividing ring 22, but the axial flow path width of the impeller 4 in the shroud side flow path 20 is In the vicinity of the end 46, it becomes narrower toward the downstream side, so that the flow flowing on the shroud side of the flow path dividing ring 22 is accelerated and the development of the boundary layer along the wall surface 27 of the shroud side flow path wall portion 26 is suppressed. , The flow velocity distribution becomes uniform.
  • the axial flow path width of the impeller 4 in the hub side flow path 18 becomes narrower toward the downstream side in the vicinity of the inner peripheral end 46.
  • the flow flowing on the hub side of the split ring 22 is accelerated, the development of the boundary layer along the wall surface 31 of the hub side flow path wall 30 is suppressed, and the flow velocity distribution is made uniform.
  • the width of the hub side channel 18 and the width of the shroud side channel increase from the middle of each channel, the flow velocity in the radial direction of the impeller 4 decreases and the static pressure increases, and the channel division ring At the position of the outer peripheral end 48 of 22, the pressure of the hub side flow path 18 and the pressure of the shroud side flow path 20 are substantially equal.
  • the uniform flow velocity distribution due to the increase in the radial velocity, the downstream deceleration, and the static pressure distribution are perpendicular to the wall surface 27 of the shroud-side channel wall 26 and the wall surface 31 of the hub-side channel wall 30 and Because of the characteristic that the static pressure is the same so as to connect the shortest distance, the outer peripheral end 48 has a uniform static pressure in each of the flow paths 18 and 20 at the position of the outer peripheral end 48 of the flow path dividing ring 22.
  • the flow rate is divided into the channels 18 and 20 at the position of the inner peripheral end 46 of the channel dividing ring 22 in proportion to the channel width of the channels 18 and 20 at the position.
  • the flow path dividing ring 22 of the centrifugal compressor 2 (2B) has an inner diameter larger than that of the flow path dividing ring 22 of the centrifugal compressor 2 (2A). The effect that the drift becomes uniform between the distances is produced. For this reason, also in the centrifugal compressor 2 (2B), the pressure recovery rate in a diffuser flow path can be raised and a highly efficient centrifugal compressor can be implement
  • FIG. 13 is a partial meridional sectional view of a centrifugal compressor 2 (2C) according to an embodiment.
  • FIG. 14 is a schematic view partially showing the arrangement of the internal configuration of the centrifugal compressor 2 (2C) viewed from the upstream side along the rotation axis O.
  • FIG. 15 is a schematic diagram showing an example of a DD cross section in FIG.
  • FIG. 16 is a schematic diagram showing another example of the DD cross section in FIG.
  • members having the same functions as those in the configuration of the centrifugal compressor 2 (2A) are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.
  • the configuration different from the centrifugal compressor 2 (2A) is mainly described. Explained.
  • a corner R portion 58 is formed at the corner between the suction surface 32 of the low chord ratio diffuser blade 16 and the wall surface 34 of the flow path dividing ring 22.
  • a corner R portion 60 is formed at the corner between the suction surface 32 of the low chord ratio diffuser blade 16 and the wall surface 36 of the flow path dividing ring 22.
  • a corner R portion 62 is formed at a corner portion between the suction surface 32 of the low chord joint ratio diffuser blade 16 and the wall surface 27 of the shroud side flow passage wall portion 26, and the small chord joint ratio diffuser blade.
  • a corner R portion 64 is formed at a corner portion between the 16 negative pressure surfaces 32 and the wall surface 31 of the hub-side flow path wall portion 30.
  • the corner R portion is not formed at the corner between the suction surface 32 of the low chord ratio diffuser blade 16 and the wall surface 27 of the shroud side flow path wall portion 26, and the small chord ratio diffuser is formed.
  • a corner R portion is not formed at a corner portion between the suction surface 32 of the blade 16 and the wall surface 31 of the hub-side flow path wall portion 30.
  • the flow path dividing ring 22 shown in FIGS. 8 and 9 is a mold that sandwiches a member integrally formed with a plurality of small chord ratio diffuser blades 16 in the axial direction. Can be easily processed by casting, so that the surface accuracy can be increased and the surface roughness can be reduced.
  • each of the corner R portions 58, 60, 62, 64 is 20% to 50% of the blade height b divided by the flow path dividing ring 22 in the blade height of the low chord ratio diffuser blade 16. % Is preferable.
  • FIG. 17 shows the state of the boundary layer when the corner R portion 62 is not provided
  • FIG. 18 shows the corner R portion 62 provided. Shows the state of the boundary layer.
  • the broken line indicates a constant pressure line
  • the alternate long and short dash line indicates a constant velocity line of the boundary layer.
  • a force exerting the suction effect of the boundary layer BL of the suction surface 32 acts as shown by an arrow a3 in FIG. And the boundary layer moves from a high pressure location to a low pressure location.
  • the corner R portion (corner R portion 62 in the illustrated example)
  • the region where the force exerting the suction effect of the boundary layer BL of the suction surface 32 is widened.
  • the total force for moving the boundary layer BL increases. For this reason, as described above, the pressure recovery rate is further increased, and a high-pressure and high-efficiency centrifugal compressor can be realized.
  • Drawing 19 is a figure for explaining the shape of diffuser channel formation part 14 of centrifugal compressor 2 (2D) concerning one embodiment.
  • the wall surface 31 of the hub-side flow path wall 30 has a back surface in at least a part of the section of the diffuser flow path 12 where the flow path split ring 22 exists. It has a smooth curved surface shape 66 that is recessed in a direction (a direction away from the wall surface 27 of the shroud-side channel wall portion 26).
  • the wall surface 31 of a part of the hub-side flow path 18 including the position where the thickness of the flow path dividing ring 22 in the axial direction of the impeller 4 is the largest is the outlet of the diffuser flow path 12. It is recessed in the back direction with respect to the wall surface 31 of an area
  • a diffuser channel 12 can be formed.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiments, and includes forms obtained by modifying the above-described embodiments and forms obtained by appropriately combining these forms.
  • FIG. 19 illustrates an example in which the wall surface 31 of the hub side flow path wall portion 30 has a smooth curved surface shape 66 that is recessed in the back direction, but the wall surface 27 of the shroud side flow path wall portion 26 is formed of the diffuser flow path. 12 may have a smooth curved surface that is recessed in the front direction (direction away from the wall surface 31 of the hub-side flow path wall 30) in at least a part of the section where the flow path dividing ring 22 is present. .
  • the hub side flow path 18 connects the area where the flow path width ZH decreases as it goes downstream from the position of the inner peripheral end 46, and the said area and the outer peripheral end 48, it is downstream.
  • the form which has the area where channel width ZH expands as it goes to is illustrated.
  • the hub-side flow path 18 is, for example, a section in which the flow path width ZH decreases from the position of the inner peripheral end 46 toward the downstream side, and a section in which the section and the outer peripheral end 48 are connected and the flow path width ZH is constant. You may have.
  • the hub side flow path 18 may be comprised so that flow path width ZH may decrease from the position of the inner peripheral end 46 to the position of the outer peripheral end 48, for example.
  • shroud side flow path 20 connects the area where the flow path width ZS decreases as it goes to the downstream side from the position of the inner peripheral end 46, and the said area and the outer peripheral end 48, it is downstream.
  • the form which has the area where channel width ZS expands as it goes to is illustrated.
  • the shape of the shroud side flow path 20 is not limited to this.
  • the shroud-side flow path 20 is, for example, a section in which the flow path width ZS decreases from the position of the inner peripheral end 46 toward the downstream side, and a section where the section and the outer peripheral end 48 are connected and the flow path width ZS is constant. You may have.
  • the shroud side flow path 20 may be configured such that the flow path width ZS decreases from the position of the inner peripheral end 46 to the position of the outer peripheral end 48, for example.
  • the mode in which the flow dividing ring 22 is provided in the low chord ratio diffuser blade 16 is shown.
  • the vane diffuser blade 68 may be provided with the flow path dividing ring 22. 20 and 21, the inner peripheral end 46 of the flow path dividing ring 22 is located on the inner side in the radial direction from the front edge 70 of the normal vane diffuser blade 68, and the flow path dividing ring is formed.
  • the outer peripheral end 48 of the reference numeral 22 is located on the outer side in the radial direction from the trailing edge 72 of the normal vane diffuser blade 68.

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Abstract

インペラと、インペラの下流側に環状のディフューザ流路を形成するディフューザ流路形成部と、ディフューザ流路にインペラの周方向に間隔をあけて設けられた複数の小弦節比ディフューザ翼と、インペラの径方向に沿ってディフューザ流路に延在し、ディフューザ流路をハブ側流路とシュラウド側流路に分割する流路分割円環と、を備える遠心圧縮機。

Description

遠心圧縮機及びターボチャージャ
　本開示は、遠心圧縮機及びターボチャージャに関する。
　遠心圧縮機は、一般に、インペラの下流側にディフューザを備える。ディフューザは、ディフューザ翼（ベーン）を備えたベーンドディフューザと、ベーンを備えないベーンレスディフューザとに分類される。
　ベーンドディフューザは、小弦節比ディフューザと通常のベーンドディフューザとに分類される。
　図２２は、ベーンドディフューザを備える従来の遠心圧縮機の概略構成を示す子午面図である。図２３は、従来の遠心圧縮機の内部構成の配置を部分的に示す正面図である。図２２及び図２３では、以下で説明する小弦節比ディフューザ翼と通常のベーンドディフューザ翼とを、説明の便宜上同一の図面内に記載している。
「小弦節比ディフューザ」とは、図２３の第２象限に示すように、隣り合う翼の前縁間の周方向距離Ｉ（インペラの回転中心回りの円周上の距離）に対する、同一翼の前縁と後縁の間の距離Ｈの比Ｈ／Ｉが約１近傍及び１未満、大きくとも１．５以下、となるように、すなわち比Ｈ／Ｉが１．５以下となるように構成された翼（以下、「小弦節比ディフューザ翼」という。）を有するベーンドディフューザをいう。通常の小弦節比ディフューザ翼は、Ｈ／Ｉ＜１を満たすように構成されているため、隣り合う小弦節比ディフューザ翼の間にはスロートが形成されない。
　また、「通常のベーンドディフューザ」とは、小弦節比ディフューザ以外のベーンドディフューザをいう。すなわち、図２３の第１象限に示すように、上記比Ｈ／Ｉが１より十分大きく少なくとも１．５以上となるように構成された翼（以下、「通常のベーンドディフューザ翼」という。）を有するベーンドディフューザをいう。通常のベーンドディフューザ翼は、Ｈ／Ｉ≧１を満たすように構成されているため、隣り合う通常のベーンドディフューザ翼の間には、図２３に示すようにスロートＳが形成される。
　特許文献１には、通常のベーンドディフューザを備えた遠心圧縮機が開示されている。特許文献１に係る遠心圧縮機では、ディフューザ流路が、円盤状の仕切り板によって流路幅方向に２分割されるとともに、その分割されたそれぞれの流路に、それぞれの流路の平均流れ角と等しい入口羽根角度を有する複数の案内羽根が設けられている。これにより、羽根付きディフューザの入口部の入射損失を低減するとともに、ディフューザ内の２次流れ損失の低減が図られている。
特開昭６０‐１８４９９９号公報
　図２４に、ベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機の流量圧力特性、通常のベーンドディフューザ付き遠心圧縮機の流量圧力特性、及び小弦節比ディフューザ翼付き遠心圧縮機の流量圧力特性を、それぞれ破線、実線、及び一点鎖線で示す。また、図２５に、ベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機の流量効率特性、通常のベーンドディフューザ付き遠心圧縮機の流量効率特性、及び小弦節比ディフューザ翼付き遠心圧縮機の流量効率特性を、それぞれ破線、実線、及び一点鎖線で示す。
　一般に、ベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機は、図２４及び図２５に示すように、サージ流量が小さく、しかもチョーク流量が大きいため、広い流量範囲に亘って運転が可能であるものの効率が低いという特徴を有する。
　一方、通常のベーンドディフューザ付き遠心圧縮機は、図２４及び図２５に示すように、ベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機に比べて、サージ流量が大きくチョーク流量が小さいため、運転可能な流量範囲は狭いものの効率は高いという特徴を有する。
　これに対し、小弦節比ディフューザ付き遠心圧縮機は、上記の通り小弦節比ディフューザ翼の間にスロートが形成されないため、図２４及び図２５に示すように、ベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機と通常のベーンドディフューザ付き遠心圧縮機の中間的な特性を示す。小弦節比ディフューザ付き遠心圧縮機は、チョーク流量は通常のベーンドディフューザより大きく、サージ流量は通常のベーンドディフューザより小さくなるため、通常のベーンドディフューザより運転可能な流量範囲は広くなる。また、小弦節比ディフューザは、図２４及び図２５に示すようにベーンレスディフューザと比較して圧力回復率が高いため効率が高くなるという特徴を有しているが、更なる効率向上が望まれている。この点、特許文献１には、小弦節比ディフューザにおける効率向上のための知見は開示されていない。
　本発明の少なくとも一実施形態は、上述したような従来の課題に鑑みなされたものであって、その目的とするところは、小弦節比ディフューザ翼を備えた遠心圧縮機に関し、高効率な遠心圧縮機及びこれを備えるターボチャージャを提供することである。
　（１）本発明の少なくとも一実施形態に係る遠心圧縮機は、インペラと、前記インペラの下流側に環状のディフューザ流路を形成するディフューザ流路形成部と、前記ディフューザ流路に前記インペラの周方向に間隔をあけて設けられた複数の小弦節比ディフューザ翼と、前記インペラの径方向に沿って前記ディフューザ流路に延在し、前記ディフューザ流路をハブ側流路とシュラウド側流路に分割する流路分割円環と、を備える。
　上記（１）に記載の遠心圧縮機によれば、流路分割円環を設けたことにより、ディフューザ流路のうち流路分割円環が存在する区間の流路面積を狭くすることができる。これにより、ディフューザ流路形成部の壁面（ディフューザ流路におけるハブ側の流路壁面及びシュラウド側の流路壁面）に沿った境界層の発達を抑制することができる。
　また、上記遠心圧縮機では、小弦節比ディフューザ翼の負圧面に沿って形成された境界層は、小弦節比ディフューザ翼の負圧面の弦長の中央あたりから下流において該負圧面から流路分割円環の壁面に移動し、流路分割円環の壁面に沿って径方向内側へ流れる。すなわち、小弦節比ディフューザ翼の負圧面に沿った境界層が、該負圧面から流路分割円環の壁面に向かって吸い出されるような作用が生じる。このため、小弦節比ディフューザ翼の負圧面に沿った境界層の発達を、流路分割円環を有さない従来の小弦節比ディフューザよりも効果的に抑制することができる。したがって、小弦節比翼の翼揚力の反作用として流れに作用する力を有効に機能させ、結果としてディフューザ流路における圧力回復率を高めて高効率な遠心圧縮機を実現することができる。
　（２）幾つかの実施形態では、上記（１）に記載の遠心圧縮機において、前記小弦節比ディフューザ翼は、前記流路分割円環と交差するように前記ハブ側流路から前記シュラウド側流路に亘って前記インペラの軸方向に延在する。
　上記（２）に記載の遠心圧縮機によれば、小弦節比ディフューザ翼における負圧面の境界層には、ディフューザ流路形成部の２つの壁面（ディフューザ流路におけるハブ側の流路壁面及びシュラウド側の流路壁面）と、流路分割円環のうちハブ側流路に面する壁面と、流路分割円環のうちシュラウド側流路に面する壁面の、合計４つの壁面に吸い出されるような作用が生じる。このため、小弦節比ディフューザ翼の負圧面に沿った境界層の発達を、流路分割円環を有さない従来の小弦節比ディフューザよりも効果的に抑制することができる。したがって、小弦節比翼の翼揚力の作用を有効に機能させ、結果としてディフューザ流路における圧力回復率を高めて高効率な遠心圧縮機を実現することができる。
　（３）幾つかの実施形態では、上記（２）に記載の遠心圧縮機において、前記小弦節比ディフューザ翼の前縁における翼角は、前記軸方向において前記前縁のハブ側端からシュラウド側端に亘って一様である。
　上記（３）に記載の遠心圧縮機によれば、小弦節比ディフューザ翼の前縁における翼角が一様な簡素な構成において、ディフューザ流路における圧力回復率を高めて高効率な遠心圧縮機を実現することができる。
　（４）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（３）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記流路分割円環は、前記複数の小弦節比ディフューザ翼と一体的に構成され、前記小弦節比ディフューザ翼は、前記ディフューザ流路形成部に設けられた流路壁側係合部に係合するディフューザ翼側係合部を含み、前記ディフューザ翼側係合部が前記流路壁側係合部に係合することで前記流路分割円環が前記ディフューザ流路内に保持される。
　上記（４）に記載の遠心圧縮機によれば、流路分割円環と複数の小弦節比ディフューザ翼とを一個の部品により構成することができる。また、ディフューザ翼側係合部を前記流路壁側係合部に係合させることで、流路分割円環と複数の小弦節比ディフューザ翼とからなる一個の部品をインペラの回転軸と同軸に固定することができる。
　（５）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（４）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記流路分割円環の内周端の位置での前記インペラの軸方向における前記シュラウド側流路の流路幅をＺＳｉ、前記流路分割円環の内周端の位置での前記軸方向における前記ハブ側流路の流路幅をＺＨｉ、前記流路分割円環の外周端の位置での前記軸方向における前記シュラウド側流路の流路幅をＺＳｏ、前記流路分割円環の外周端の位置での前記軸方向における前記ハブ側流路の流路幅をＺＨｏとすると、前記流路分割円環は、ＺＳｉ／ＺＨｉ＞ＺＳｏ／ＺＨｏを満たすよう形成される。
　ディフューザ流路の入口近傍では、ハブ側の方がシュラウド側より流速が大きく流量が多い。そこで、上記（５）に記載のようにＺＳｉ／ＺＨｉ＞ＺＳｏ／ＺＨｏを満たすよう流路分割円環を構成することにより、流路分割円環を通過する間にハブ側流路の流路幅に対するシュラウド側流路の流路幅の比が小さくなるため、ハブ側流路とシュラウド側流路の流速の差を小さくして流路分割円環の出口での流速分布を均一にできる。これにより、ディフューザ流路における損失の増大を効果的に抑制し、ディフューザ流路における圧力回復率を高めて高効率な遠心圧縮機を実現することができる。
　（６）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（５）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記流路分割円環の前記内周端は、前記小弦節比ディフューザ翼の前縁より前記径方向における内側に位置する。
　上記（６）に記載の遠心圧縮機によれば、ディフューザ流路における圧力回復率を高めて高効率な遠心圧縮機を実現することができる。
　（７）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（５）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記流路分割円環の前記内周端は、前記小弦節比ディフューザ翼の前縁より前記径方向における外側に位置する。
　上記（７）に記載の遠心圧縮機によれば、ディフューザ流路における圧力回復率を高めて高効率な遠心圧縮機を実現することができる。
　（８）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（７）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記流路分割円環の前記外周端は、前記小弦節比ディフューザ翼の後縁より前記径方向における内側に位置する。
　上記（８）に記載の遠心圧縮機によれば、ディフューザ流路における圧力回復率を高めて高効率な遠心圧縮機を実現することができる。
　（９）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（７）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記流路分割円環の前記外周端は、前記小弦節比ディフューザ翼の後縁より前記径方向における外側に位置する。
　上記（９）に記載の遠心圧縮機によれば、ディフューザ流路における圧力回復率を高めて高効率な遠心圧縮機を実現することができる。
　（１０）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（９）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記流路分割円環のうち前記内周端を含む内周側端部は、前記径方向における外側に向かうにつれて前記インペラの軸方向の厚さが大きくなるよう形成される。
　上記（１０）に記載の遠心圧縮機によれば、ディフューザ流路の流れが流路分割円環の内周側端部に衝突することによる損失の増大を抑制することができる。
　（１１）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（１０）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記流路分割円環のうち前記外周端を含む外周側端部は、前記径方向における内側に向かうにつれて前記インペラの軸方向の厚さが大きくなるように形成される。
　上記（１１）に記載の遠心圧縮機によれば、ハブ側流路の流れとシュラウド側流路の流れをスムーズに合流させて、流路分割円環の外周端近傍における損失増大を抑制することができる。
　（１２）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（１１）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記ハブ側流路のうち前記内周端の位置を含む少なくとも一部の区間における前記インペラの軸方向の流路幅は、下流側に向かうにつれて減少する。
　上記（１２）に記載の遠心圧縮機によれば、当該区間において、ハブ側の流路壁に沿った境界層を下流側に向かうにつれて薄くすることができる。また、ハブ側流路とシュラウド側流路の流路幅を適切に調節すれば、ハブ側流路の出口位置の流速とシュラウド側流路の出口位置の流速をほぼ等しくすることが可能となる。
　（１３）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（１２）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、前記シュラウド側流路のうち前記内周端の位置を含む少なくとも一部の区間における前記インペラの軸方向の流路幅は、下流側に向かうにつれて減少する。
　上記（１３）に記載の遠心圧縮機によれば、当該区間において、シュラウド側流路壁部の壁面に沿った境界層を下流側に向かうにつれて薄くすることができる。また、ハブ側流路とシュラウド側流路の流路幅を適切に調節すれば、ハブ側流路の出口位置の流速とシュラウド側流路の出口位置の流速をほぼ等しくすることが可能となる。
　（１４）本発明の少なくとも一実施形態に係るターボチャージャは、上記（１）乃至（１３）の何れか１項に記載の遠心圧縮機を備える。
　上記（１４）に記載のターボチャージャによれば、上記（１）乃至（１３）の何れか１項に記載の遠心圧縮機を備えるため、高効率なターボチャージャを提供することができる。
　本発明の少なくとも一つの実施形態によれば、小弦節比ディフューザ翼を備えた遠心圧縮機に関し、高効率な遠心圧縮機、及びこれを備えたターボチャージャが提供される。
一実施形態に係る遠心圧縮機２（２Ａ）の一部の子午断面図である。 インペラ４の回転軸線Ｏに沿って上流側から視た遠心圧縮機２（２Ａ）の内部構成の配置例を部分的に示す概略図である。 遠心圧縮機２（２Ａ）におけるディフューザ流路１２の境界層の状態を示す図（図２におけるＡ－Ａ視図）である。 遠心圧縮機２（２Ａ）における流路分割円環２２近傍の拡大図である。 ディフューザ流路１２における流速分布及び流量の偏りを説明するための図である。 遠心圧縮機２（２Ａ）の流量圧力特性と従来のベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機の流量圧力特性との比較を示す図である。 遠心圧縮機２（２Ａ）の流量効率特性と従来のベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機の流量効率特性との比較を示す図である。 小弦節比ディフューザ翼１６と流路分割円環２２とを一体に構成した場合における、小弦節比ディフューザ翼１６の固定方法の一例を説明するための図であり、小弦節比ディフューザ翼１６とシュラウドケーシング２４とを所定の位置から取り外した状態を示している。 インペラ４の回転軸線Ｏに沿って上流側から視た遠心圧縮機２（２Ａ）の内部構成の配置例を部分的に示す概略図である。 一実施形態に係る遠心圧縮機２（２Ｂ）の一部の子午断面図である。 インペラ４の回転軸線Ｏに沿って上流側から視た遠心圧縮機２（２Ｂ）の内部構成の配置を部分的に示す概略図である。 遠心圧縮機２（２Ｂ）が奏する作用を説明するための図である。 一実施形態に係る遠心圧縮機２（２Ｃ）の一部の子午断面図である。 回転軸線Ｏに沿って上流側から視た遠心圧縮機２（２Ｃ）の内部構成の配置を部分的に示す概略図である。 図１４におけるＤ－Ｄ断面の一例を示す模式的な図である。 図１４におけるＤ－Ｄ断面の他の一例を示す模式的な図である。 小弦節比ディフューザ翼１６の負圧面３２の境界層の吸い出し効果を説明するための図である。 コーナーＲ部が設けられた場合の小弦節比ディフューザ翼１６の負圧面３２の境界層の吸い出し効果を説明するための図である。 一実施形態に係る遠心圧縮機２（２Ｄ）のディフューザ流路形成部１４の形状を説明するための図である。 一参考形態に係る遠心圧縮機２（２Ｅ）の一部の子午断面図である。 インペラ４の回転軸線Ｏに沿って上流側から視た遠心圧縮機２（２Ｅ）の内部構成の配置例を部分的に示す概略図である。 ベーンドディフューザを備える従来の遠心圧縮機の一部を示す子午面図である。 従来の遠心圧縮機の内部構成の配置を部分的に示す正面図である。 ベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機、通常のベーンドディフューザ付き遠心圧縮機、及び小弦節比ディフューザ付き遠心圧縮機について、流量圧力特性の比較を示す図である。 ベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機、通常のベーンドディフューザ付き遠心圧縮機、及び小弦節比ディフューザ付き遠心圧縮機について、流量効率特性の比較を示す図である。 通常のベーンドディフューザを備える従来の遠心圧縮機におけるディフューザ流路の境界層の状態を示す図（図２３におけるＢ－Ｂ視図）である。 小弦節比ディフューザを備えるが流路分割円環を備えていない従来の遠心圧縮機におけるディフューザ流路の境界層の状態を示す図（図２３におけるＣ－Ｃ視図）である。
　以下、添付図面を参照して本発明の幾つかの実施形態について説明する。ただし、実施形態として記載されている又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
　例えば、「ある方向に」、「ある方向に沿って」、「平行」、「直交」、「中心」、「同心」或いは「同軸」等の相対的或いは絶対的な配置を表す表現は、厳密にそのような配置を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の角度や距離をもって相対的に変位している状態も表すものとする。
　例えば、「同一」、「等しい」及び「均質」等の物事が等しい状態であることを表す表現は、厳密に等しい状態を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の差が存在している状態も表すものとする。
　例えば、四角形状や円筒形状等の形状を表す表現は、幾何学的に厳密な意味での四角形状や円筒形状等の形状を表すのみならず、同じ効果が得られる範囲で、凹凸部や面取り部等を含む形状も表すものとする。
　一方、一の構成要素を「備える」、「具える」、「具備する」、「含む」、又は、「有する」という表現は、他の構成要素の存在を除外する排他的な表現ではない。
　図１は、一実施形態に係る遠心圧縮機２（２Ａ）の一部の子午断面図である。図２は、インペラ４の回転軸線Ｏに沿って上流側から視た遠心圧縮機２（２Ａ）の内部構成の配置を部分的に示す概略図である。遠心圧縮機２のインペラ４は、不図示のタービンのタービンロータに回転軸６を介して連結されており、遠心圧縮機２及び不図示のタービンによってターボチャージャ８が構成される。
　図１及び図２の少なくとも一方に示すように、遠心圧縮機２（２Ａ）は、ハブ４７及びハブ４７の外周面に立設された複数のインペラ翼４９を含むインペラ４と、インペラ４の下流側に設けられた小弦節比ディフューザ１０とを備える。小弦節比ディフューザ１０は、インペラ４の下流側に円環状のディフューザ流路１２を形成するディフューザ流路形成部１４と、ディフューザ流路１２にインペラ４の周方向に間隔をあけて設けられた複数の小弦節比ディフューザ翼１６と、インペラ４の径方向に沿ってディフューザ流路１２に延在し、ディフューザ流路１２をハブ側流路１８とシュラウド側流路２０に分割する流路分割円環２２と、を備える。小弦節比ディフューザ翼１６は、流路分割円環２２と交差するようにハブ側流路１８からシュラウド側流路２０に亘ってインペラ４の軸方向に延在する。なお、「小弦節比ディフューザ」の定義及び「小弦節比ディフューザ翼」の定義は、背景技術の欄に記載した通りである。
　図示する形態では、ディフューザ流路１２は、インペラ４の出口位置Ｐ１とインペラ４の外周側に形成される不図示のスクロール流路との間に設けられる。ディフューザ流路形成部１４は、インペラ４を収容するシュラウドケーシング２４のうち、インペラ４の出口位置Ｐ１より径方向外側且つ不図示のスクロール流路より径方向内側の範囲に対応する円板状の流路壁部（以下、「シュラウド側流路壁部２６」という。）と、インペラ４の回転軸６を支持する不図示の軸受装置を収容する軸受ケーシング２８のうち、シュラウド側流路壁部２６に対向する円板状の流路壁部（以下、「ハブ側流路壁部３０」という。）とによって構成される。
　遠心圧縮機２（２Ａ）によれば、流路分割円環２２を設けたことにより、ディフューザ流路１２のうち流路分割円環２２が存在する区間の流路幅を狭くすることができる。これにより、シュラウド側流路壁部２６に沿った境界層の発達及びハブ側流路壁部３０に沿った境界層の発達を抑制することができる。
　また、遠心圧縮機２（２Ａ）によれば、流路分割円環２２を設けたことにより、小弦節比ディフューザ翼１６の負圧面に沿って形成された境界層の発達を効果的に抑制し、ディフューザ流路１２における圧力回復率を高めて高効率な遠心圧縮機２（２Ａ）を実現することができる。
　この効果について、図３、図２６及び図２７を用いて以下に説明する。図３は、上記遠心圧縮機２（２Ａ）におけるディフューザ流路１２の境界層の状態を示す図（図２におけるＡ－Ａ視図）である。図２６は、通常のベーンドディフューザを備える従来の遠心圧縮機におけるディフューザ流路の境界層の状態を示す図（図２３におけるＢ－Ｂ視図）である。図２７は、小弦節比ディフューザを備えるが流路分割円環を備えていない従来の遠心圧縮機におけるディフューザ流路の境界層の状態を示す図（図２３におけるＣ－Ｃ視図）である。
　図２６に示すように、従来のベーンドディフューザでは、隣り合う通常のベーンドディフューザ翼の間ではＡ－Ａ断面において圧力勾配がほとんどなく、通常のベーンドディフューザ翼の圧力面、負圧面、シュラウド側流路壁の壁面、及びハブ側流路壁の壁面には、それぞれ境界層がほぼ同等に発達する。
　一方、図２７に示すように、従来の小弦節比ディフューザでは、隣り合う小弦節比ディフューザ翼の間にスロートが形成されないため、小弦節比ディフューザでは翼の揚力の反作用により半径外向きに流れの圧力を高くしディフューザの圧力回復率を高くする作用があるが、一般的な単独翼と同様に負圧面に沿って境界層が拡大するという課題がある。しかし、単独翼では翼端に壁面を持たないが、小弦節比ディフューザでは翼負圧面に繋がるディフューザ壁面があり、小弦節比ディフューザ翼の負圧面からＢ－Ｂ断面（図２３参照）のディフューザ壁面に沿って離れるほどインペラの回転軸線からの距離が小さくなり圧力が低下する。このため、小弦節比ディフューザ翼の負圧面の境界層の流れは、負圧面に沿って径方向外側に流れるだけでなく、シュラウド側流路壁の壁面及びハブ側流路壁の壁面の各々に沿って圧力勾配の高い方から低い方へ流れ出る。すなわち、矢印Ｅに示すように、負圧面に沿った境界層がシュラウド側流路壁の壁面及びハブ側流路壁の壁面に吸い出されるような作用（以下、「境界層の吸い出し効果」という場合がある。）が生じる。その結果、小弦節比ディフューザ翼の負圧面に沿った境界層は、ベーンドディフューザ翼の負圧面に沿った境界層よりも薄くなる。
　これに対し、図３に示すように、上記遠心圧縮機２（２Ａ）では、小弦節比ディフューザ翼１６の負圧面３２に沿って形成された境界層ＢＬは、シュラウド側流路壁部２６の壁面２７及びハブ側流路壁部３０の壁面３１だけでなく、流路分割円環２２の壁面３４，３６に沿って圧力勾配の高い方から低い方（図３においては破線が等圧線を示しており、負圧面３２から壁面２７，３１に沿って離れる方向）へ流れ出る。すなわち、負圧面３２に沿って形成された境界層ＢＬには、矢印Ｅに示すように４つの壁面２７，３１，３４，３６に向かって吸い出されるような作用が働く。このため、小弦節比ディフューザ翼１６の負圧面３２に沿った境界層ＢＬの発達を、従来の小弦節比ディフューザよりも効果的に抑制することができる。したがって、小弦節比ディフューザ翼１６の翼揚力の反作用として流れに作用する力を有効に機能させ、結果として、ディフューザ流路１２における圧力回復率を高めて高効率な遠心圧縮機２（２Ａ）を実現することができる。
　幾つかの実施形態では、図２に示す小弦節比ディフューザ翼１６の前縁３８における翼角θ（小弦節比ディフューザ翼１６のキャンバーラインとインペラ４の径方向とが前縁３８の位置においてなす角度）は、軸方向において前縁３８のハブ側端５４からシュラウド側端５６に亘って一様である。また、図２及び図４等に示す形態では、流路分割円環２２の内周端４６は、小弦節比ディフューザ翼１６の前縁３８より径方向における内側に位置し、流路分割円環２２の外周端４８は、小弦節比ディフューザ翼１６の後縁３９より径方向における内側に位置する。
　幾つかの実施形態では、例えば図４に示すように、流路分割円環２２のうち内周端４６を含む内周側端部５０は、径方向における外側に向かうにつれてインペラ４の軸方向の厚さｔｉが大きくなるよう形成される。また、流路分割円環２２のうち外周端４８を含む外周側端部５２は、径方向における内側に向かうにつれてインペラの軸方向の厚さｔｏが大きくなるように形成される。図示する例示的形態では、流路分割円環２２は、内周端４６近傍及び外周端４８近傍で薄く形成されるとともに中央部で厚く形成された翼形状の断面形状を有する。なお、流路分割円環２２は、内周端４６近傍及び外周端４８近傍で薄く形成されるとともに中央部で厚く形成されたレンズ状の断面形状を有していてもよいし、ほぼ一定の厚さで形成され、内周端４６近傍及び外周端４８近傍が円弧状に形成されていてもよい。
　かかる構成によれば、ディフューザ流路１２の流れが流路分割円環２２の内周側端部５０に衝突することによる損失の増大を抑制することができる。また、ハブ側流路１８の流れとシュラウド側流路２０の流れをスムーズに合流させて、流路分割円環２２の外周端４８近傍における損失増大を抑制することができる。
　幾つかの実施形態では、例えば図４に示すように、ハブ側流路１８のうち内周端４６の位置を含む少なくとも一部の区間におけるインペラ４の軸方向の流路幅ＺＨは、下流側に向かうにつれて減少する。これにより、当該区間において、ハブ側流路１８に面する上述の壁面３１，３６に沿った境界層を下流側に向かうにつれて薄くすることができる。また、シュラウド側流路２０のうち内周端４６の位置を含む少なくとも一部の区間におけるインペラ４の軸方向の流路幅ＺＳは、下流側に向かうにつれて減少する。これにより、当該区間において、シュラウド側流路２０に面する上述の壁面２７，３４に沿った境界層を下流側に向かうにつれて薄くすることができる。その結果、流路分割円環２２の外周端４８の位置までにハブ側とシュラウド側の流れがほぼ同様の境界層厚さを有し、ハブ側流路１８の流速分布とシュラウド側流路２０の流速分布がほぼ等しくなる。
　また、境界層の一般的特性として、上流の境界層が薄いときに減速がなされた場合の下流の境界層の拡大率は、上流の境界層が厚いときに同じ減速がなされた場合の下流の境界層の拡大率よりも小さくなる傾向がある。図示する形態では、ハブ側流路１８及びシュラウド側流路２０の各々では、流路分割円環２２の外周端４８の位置を含む一部の区間において、外周側に向かうにつれてインペラの軸方向の流路幅ＺＨ，ＺＳがそれぞれ拡大するため、当該区間では壁面２７，３１，３４，３６に沿った境界層は拡大する傾向を有するが、上流側で境界層を薄くしたことにより、当該区間における境界層の拡大が抑制される。
　さらに、図３等に示すように、負圧面３２に沿って形成された境界層ＢＬに対する上述の吸い出し効果を持つ壁面が、流路分割円環２２が無い場合（図２７参照）に比較して２面から４面（壁面２７，３１，３４，３６）に増加したことにより、小弦節比ディフューザ１０の圧力回復率の上昇効果が大きくなる。このため、流路分割円環２２を設けたことによる壁面数の増加自体に起因する境界層の厚さの合計の増大の作用を打ち消して効果的に圧力回復率が上昇する。
　幾つかの実施形態では、例えば図４に示すように、流路分割円環２２の内周端４６の位置でのインペラ４の軸方向におけるシュラウド側流路２０の流路幅をＺＳｉ、流路分割円環の内周端４６の位置での軸方向におけるハブ側流路１８の流路幅をＺＨｉ、流路分割円環の外周端４８の位置での軸方向におけるシュラウド側流路２０の流路幅をＺＳｏ、流路分割円環の外周端４８の位置での軸方向におけるハブ側流路１８の流路幅をＺＨｏとすると、流路分割円環２２は、ＺＳｉ／ＺＨｉ＞ＺＳｏ／ＺＨｏを満たすよう形成されている。すなわち、流路幅ＺＳｉを流路幅ＺＨｉで除した値ＺＳｉ／ＺＨｉが、流路幅ＺＳｏを流路幅ＺＨｏで除した値ＺＳｏ／ＺＨｏより大きくなるように、流路分割円環２２が構成されている。このように構成する理由について以下に説明する。
　図５に示すように、ディフューザ流路１２の入口位置（すなわちインペラ４の出口位置Ｐ１）近傍では、インペラ４のハブ側の方がシュラウド側より流速が早く流量が多い。すなわち、インペラ４の出口位置Ｐ１において流量を２分割する仮想的な中心線Ｌを引いた場合に、インペラ４の出口位置Ｐ１におけるインペラ４のハブ４７から中心線Ｌまでの距離ｄ１は、ディフューザ流路１２の入口幅ｄ０の半分よりも小さい。
　そこで、上記のようにＺＳｉ／ＺＨｉ＞ＺＳｏ／ＺＨｏを満たすよう流路分割円環２２を構成することにより、流路分割円環２２を通過する間にハブ側流路１８の流路幅ＺＨに対するシュラウド側流路２０の流路幅ＺＳの比が小さくなるため、ハブ側流路１８とシュラウド側流路２０の流速の差を小さくして流路分割円環２２の外周端４８の位置での流速分布を均一にできる。このため、ディフューザ流路１２の出口位置近傍における流速分布を均一にできる。
　これにより、ディフューザ流路１２における損失の増大を効果的に抑制し、ディフューザ流路１２における圧力回復率を高めて高効率な遠心圧縮機２（２Ａ）を実現することができる。なお、上述の値ＺＳｏ／ＺＨｏは、好ましくは、流路分割円環２２の内周端４６の位置でのシュラウド側流路２０の流量ＱＳｉを流路分割円環２２の内周端４６の位置でのハブ側流路１８の流量ＱＨｉで除した値ＱＳｉ／ＱＨｉと同程度（例えば値ＱＳｉ／ＱＨｉに対して９０％～１１０％の範囲内）としてもよい。
　図６は、上述した遠心圧縮機２（２Ａ）の流量圧力特性と従来のベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機の流量圧力特性との比較を示す図である。図７は、上述した遠心圧縮機２（２Ａ）の流量効率特性と従来のベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機の流量効率特性との比較を示す図である。図６では、遠心圧縮機２（２Ａ）の流量圧力特性を実線で示しており、従来のベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機の流量圧力特性を破線で示している。また、図７では、遠心圧縮機２（２Ａ）の流量効率特性を実線で示しており、従来のベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機の流量効率特性を破線で示している。図６の矢印ａ１及び図７の矢印ａ２に示すように、遠心圧縮機２（２Ａ）によれば、従来のベーンレスディフューザ付き遠心圧縮機と比較して、高圧力且つ高効率を実現することができる。
　幾つかの実施形態では、例えば図８及び図９に示すように、流路分割円環２２は、複数の小弦節比ディフューザ翼１６と一体的に構成されている。また、図８に示すように、小弦節比ディフューザ翼１６は、ディフューザ流路形成部１４に設けられた流路壁側係合部４０に係合するディフューザ翼側係合部４２を含み、ディフューザ翼側係合部４２が流路壁側係合部４０に係合することで流路分割円環２２がディフューザ流路１２内に保持される。図示する例示的形態では、ディフューザ翼側係合部４２は、小弦節比ディフューザ翼１６のうちハブ側流路壁部３０に対向する端面４４からハブ側流路壁部３０に向かって軸方向に突出する突起部として構成されており、流路壁側係合部４０は、当該突起部に嵌合する嵌合穴として構成されている。ディフューザ翼側係合部４２は、例えば、小弦節比ディフューザ翼１６のうち最も厚い部分に対応する位置に円柱状または円錐状の突起部として設けられ、流路壁側係合部４０は、この突起部に嵌合する円孔として構成される。ディフューザ翼側係合部４２は、全ての小弦節比ディフューザ翼１６に設けられていてもよいし、図９に示すように一部の小弦節比ディフューザ翼１６に設けられていてもよい。
　かかる構成によれば、流路分割円環２２と複数の小弦節比ディフューザ翼１６とを一個の環状部品として構成することができる。また、ディフューザ翼側係合部４２を流路壁側係合部４０に係合させることで、流路分割円環２２と複数の小弦節比ディフューザ翼１６とからなる一個の環状部品をインペラ４の回転軸６と同軸に固定することができる。
　図１０は、一実施形態に係る遠心圧縮機２（２Ｂ）の一部の子午断面図である。図１１は、インペラ４の回転軸線Ｏに沿って上流側から視た遠心圧縮機２（２Ｂ）の内部構成の配置を部分的に示す概略図である。なお、以下の説明では、遠心圧縮機２（２Ａ）の各構成と同様の機能を含む部材については同一の符号を付して説明を省略し、遠心圧縮機２（２Ａ）と異なる構成を中心に説明する。
　幾つかの実施形態では、例えば図１０及び図１１に示すように、流路分割円環２２の内周端４６は、小弦節比ディフューザ翼１６の前縁３８より径方向における外側に位置する。また、図示する形態では、流路分割円環２２の外周端４８は、小弦節比ディフューザ翼１６の後縁３９より径方向における外側に位置する。
　かかる構成では、流路分割円環２２に対して流れがハブ側に多く流れようとするときには、流量が多い流路の静圧上昇量が流量が少ない流路の静圧上昇量より小さくなる。このため、圧力がバランスするように、流量が多い流路の流量の増大が抑制され、流量が少ない流路の流量が増大しやすくなる。これにより、ハブ側流路１８の流速分布とシュラウド側流路２０の流速分布がほぼ等しくなる。そのとき、流路分割円環２２の内周端４６近傍で流線が軸方向に移動するので、流路分割円環２２の翼形断面形状によりスムーズに流線が移動する（図１２参照）。
　このとき、流路分割円環２２の壁面３４，３６にも内周端４６の位置から境界層が発達を始めるが、シュラウド側流路２０におけるインペラ４の軸方向の流路幅は、内周端４６の近傍では下流側に向かうにつれて狭くなるため、流路分割円環２２のシュラウド側を流れる流れが加速されてシュラウド側流路壁部２６の壁面２７に沿った境界層が発達を抑制され、流速分布が一様化する。
　流路分割円環２２のハブ側を流れる流れについても、ハブ側流路１８におけるインペラ４の軸方向の流路幅は、内周端４６の近傍では下流側に向かうにつれて狭くなるため、流路分割円環２２のハブ側を流れる流れが加速されてハブ側流路壁部３０の壁面３１に沿った境界層が発達を抑制され、流速分布が一様化する。ハブ側流路１８の流路幅及びシュラウド側流路の流路幅は各流路の途中から拡がるため、インペラ４の半径方向の流速が減少して静圧が上昇し、流路分割円環２２の外周端４８の位置では、ハブ側流路１８の圧力とシュラウド側流路２０の圧力がほぼ等しくなる。
　この半径速度の増大による流速分布の一様化と、その下流の減速と、静圧分布はシュラウド側流路壁部２６の壁面２７とハブ側流路壁部３０の壁面３１とに垂直に且つ最短距離を結ぶように同じ静圧になるという特性とから、流路分割円環２２の外周端４８の位置における各流路１８，２０の静圧が一様になるように、外周端４８の位置での各流路１８，２０の流路幅にほぼ比例して流路分割円環２２の内周端４６の位置で各流路１８，２０に流量が分割される作用が生じる。また、遠心圧縮機２（２Ｂ）の流路分割円環２２は、遠心圧縮機２（２Ａ）の流路分割円環２２よりも内径が大きいため、流路分割円環２２の外周端４８までの距離の間で偏流の一様化が進むという効果が生じる。このため、遠心圧縮機２（２Ｂ）においても、ディフューザ流路における圧力回復率を高めて高効率な遠心圧縮機を実現することができる。
　図１３は、一実施形態に係る遠心圧縮機２（２Ｃ）の一部の子午断面図である。図１４は、回転軸線Ｏに沿って上流側から視た遠心圧縮機２（２Ｃ）の内部構成の配置を部分的に示す概略図である。図１５は、図１４におけるＤ－Ｄ断面の一例を示す模式的な図である。図１６は、図１４におけるＤ－Ｄ断面の他の一例を示す模式的な図である。なお、以下の説明では、遠心圧縮機２（２Ａ）の各構成と同様の機能を含む部材については同一の符号を付して説明を省略し、遠心圧縮機２（２Ａ）と異なる構成を中心に説明する。
　幾つかの実施形態では、図１５及び図１６に示すように、小弦節比ディフューザ翼１６の負圧面３２と流路分割円環２２の壁面３４との角部にコーナーＲ部５８が形成されており、小弦節比ディフューザ翼１６の負圧面３２と流路分割円環２２の壁面３６との角部にコーナーＲ部６０が形成されている。
　図１５に示す形態では、小弦節比ディフューザ翼１６の負圧面３２とシュラウド側流路壁部２６の壁面２７との角部にコーナーＲ部６２が形成されており、小弦節比ディフューザ翼１６の負圧面３２とハブ側流路壁部３０の壁面３１との角部にコーナーＲ部６４が形成されている。
　図１６に示す形態では、小弦節比ディフューザ翼１６の負圧面３２とシュラウド側流路壁部２６の壁面２７との角部にはコーナーＲ部が形成されておらず、小弦節比ディフューザ翼１６の負圧面３２とハブ側流路壁部３０の壁面３１との角部にはコーナーＲ部が形成されていない。
　図１６の形態では、図８、９に示すところの流路分割円環２２は、複数の小弦節比ディフューザ翼１６と一体的に構成されている部材を、軸方向に挟み込むような金型を使用し鋳造で加工することを容易にできるので、表面精度を高くし表面粗さを小さくすることができる。
　上記コーナーＲ部５８，６０，６２，６４の各々のＲ寸法は、小弦節比ディフューザ翼１６の翼高さのうち流路分割円環２２によって分割された翼高さｂの２０％～５０％の範囲とすることが好ましい。
　このように、小弦節比ディフューザ翼１６の負圧面３２の境界層の厚さのオーダーのＲ寸法を有するコーナーＲ部を設けることにより、負圧面３２の境界層の吸い出し効果（図１５及び図１６における曲線Ｆ）が一層発揮され、小弦節比ディフューザ翼１６の揚力の反作用によるインペラ４の径方向における外向きの圧力上昇効果が大きくなる。これにより、圧力回復率が一層高くなり、高圧力且つ高効率の遠心圧縮機を実現することができる。
　コーナーＲ部５８，６０，６２，６４の作用を示すための一例として、図１７にコーナーＲ部６２が設けられていない場合の境界層の状態を示し、図１８にコーナーＲ部６２が設けられている場合の境界層の状態を示す。図１７及び図１８において、破線は等圧線を示しており、一点鎖線は境界層の等速線を示している。
　小弦節比ディフューザ翼１６が設けられている場合、図１７の矢印ａ３に示すように負圧面３２の境界層ＢＬの吸い出し効果を発揮する力が作用し、等圧線と境界層の等速線とが交差し圧力の高い場所から圧力の低い場所に境界層が移動する。
　さらに、コーナーＲ部（図示する例ではコーナーＲ部６２）が設けられている場合には、負圧面３２の境界層ＢＬの吸い出し効果を発揮する力が作用する領域が広くなるため、図１８の矢印ａ４に示すように、境界層ＢＬを移動させる力の合計が大きくなる。このため、上述したように、圧力回復率が一層高くなり、高圧力且つ高効率の遠心圧縮機を実現することができる。
　図１９は、一実施形態に係る遠心圧縮機２（２Ｄ）のディフューザ流路形成部１４の形状を説明するための図である。
　幾つかの実施形態では、例えば図１９に示すように、ハブ側流路壁部３０の壁面３１は、ディフューザ流路１２のうち流路分割円環２２が存在する区間の少なくとも一部において、背面方向（シュラウド側流路壁部２６の壁面２７から離れる方向）に凹んだ滑らかな曲面形状６６を有している。図示する形態では、ハブ側流路１８のうち、インペラ４の軸方向における流路分割円環２２の厚さが最も大きくなる位置を含む一部の区間の壁面３１が、ディフューザ流路１２の出口領域の壁面３１に対して背面方向に凹んでいる。
　かかる構成によれば、流路分割円環２２の強度や製造方法の制約からインペラ４の軸方向における流路分割円環２２の厚さがある程度大きくなる場合であっても、良好な機能を発揮するディフューザ流路１２を形成することができる。
　本発明は上述した実施形態に限定されることはなく、上述した実施形態に変形を加えた形態や、これらの形態を適宜組み合わせた形態も含む。
　例えば、図１９では、ハブ側流路壁部３０の壁面３１が背面方向に凹んだ滑らかな曲面形状６６を有する形態を例示したが、シュラウド側流路壁部２６の壁面２７が、ディフューザ流路１２のうち流路分割円環２２が存在する区間の少なくとも一部において、正面方向（ハブ側流路壁部３０の壁面３１から離れる方向）に凹んだ滑らかな曲面形状を有していてもよい。
　また、上述した各形態では、ハブ側流路１８が、内周端４６の位置から下流側に向かうにつれて流路幅ＺＨが減少する区間と、当該区間と外周端４８とを接続するとともに下流側に向かうにつれて流路幅ＺＨが拡大する区間とを有する形態を例示した。しかしながら、ハブ側流路１８の形状はこれに限らない。ハブ側流路１８は、例えば、内周端４６の位置から下流側に向かうにつれて流路幅ＺＨが減少する区間と、当該区間と外周端４８とを接続するとともに流路幅ＺＨが一定の区間とを有していてもよい。また、ハブ側流路１８は、例えば、内周端４６の位置から外周端４８の位置まで流路幅ＺＨが減少するよう構成されていてもよい。
　また、上述した各形態では、シュラウド側流路２０が、内周端４６の位置から下流側に向かうにつれて流路幅ＺＳが減少する区間と、当該区間と外周端４８とを接続するとともに下流側に向かうにつれて流路幅ＺＳが拡大する区間とを有する形態を例示した。しかしながら、シュラウド側流路２０の形状はこれに限らない。シュラウド側流路２０は、例えば、内周端４６の位置から下流側に向かうにつれて流路幅ＺＳが減少する区間と、当該区間と外周端４８とを接続するとともに流路幅ＺＳが一定の区間とを有していてもよい。また、シュラウド側流路２０は、例えば、内周端４６の位置から外周端４８の位置まで流路幅ＺＳが減少するよう構成されていてもよい。
　また、上述した実施形態では、小弦節比ディフューザ翼１６に流路分割円環２２が設けられた形態を示したが、一参考形態では、例えば図２０及び図２１に示すように、通常のベーンドディフューザ翼６８に流路分割円環２２が設けられていてもよい。図２０及び図２１に示す例示的形態では、流路分割円環２２の内周端４６は、通常のベーンドディフューザ翼６８の前縁７０より径方向における内側に位置し、流路分割円環２２の外周端４８は、通常のベーンドディフューザ翼６８の後縁７２より径方向における外側に位置する。
２　遠心圧縮機
４　インペラ
６　回転軸
８　ターボチャージャ
１０　小弦節比ディフューザ
１２　ディフューザ流路
１４　ディフューザ流路形成部
１６　小弦節比ディフューザ翼
１８　ハブ側流路
２０　シュラウド側流路
２２　流路分割円環
２４　シュラウドケーシング
２６　シュラウド側流路壁部
２７，３１，３４，３６　壁面
２８　軸受ケーシング
３０　ハブ側流路壁部
３２　負圧面
３８，７０　前縁
３９，７２　後縁
４０　流路壁側係合部
４２　ディフューザ翼側係合部
４４　端面
４６　内周端
４７　ハブ
４８　外周端
４９　インペラ翼
５０　内周側端部
５２　外周側端部
５４　ハブ側端
５６　シュラウド側端
５８，６０，６２，６４　コーナーＲ部
６６　曲面形状
６８　ベーンドディフューザ翼

Claims (14)

  1. 　インペラと、
    　前記インペラの下流側に環状のディフューザ流路を形成するディフューザ流路形成部と、
    　前記ディフューザ流路に前記インペラの周方向に間隔をあけて設けられた複数の小弦節比ディフューザ翼と、
    　前記インペラの径方向に沿って前記ディフューザ流路に延在し、前記ディフューザ流路をハブ側流路とシュラウド側流路に分割する流路分割円環と、
    　を備える遠心圧縮機。
  2. 　前記小弦節比ディフューザ翼は、前記流路分割円環と交差するように前記ハブ側流路から前記シュラウド側流路に亘って前記インペラの軸方向に延在する、請求項１に記載の遠心圧縮機。
  3. 　前記小弦節比ディフューザ翼の前縁における翼角は、前記軸方向において前記前縁のハブ側端からシュラウド側端に亘って一様である、請求項２に記載の遠心圧縮機。
  4. 　前記流路分割円環は、前記複数の小弦節比ディフューザ翼と一体的に構成され、
    　前記小弦節比ディフューザ翼は、前記ディフューザ流路形成部に設けられた流路壁側係合部に係合するディフューザ翼側係合部を含み、
    　前記ディフューザ翼側係合部が前記流路壁側係合部に係合することで前記流路分割円環が前記ディフューザ流路内に保持された、請求項１乃至３の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  5. 　前記流路分割円環の内周端の位置での前記インペラの軸方向における前記シュラウド側流路の流路幅をＺＳｉ、前記流路分割円環の内周端の位置での前記軸方向における前記ハブ側流路の流路幅をＺＨｉ、前記流路分割円環の外周端の位置での前記軸方向における前記シュラウド側流路の流路幅をＺＳｏ、前記流路分割円環の外周端の位置での前記軸方向における前記ハブ側流路の流路幅をＺＨｏとすると、
    　前記流路分割円環は、ＺＳｉ／ＺＨｉ＞ＺＳｏ／ＺＨｏを満たすよう形成された、請求項１乃至４の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  6. 　前記流路分割円環の前記内周端は、前記小弦節比ディフューザ翼の前縁より前記径方向における内側に位置する、請求項１乃至５の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  7. 　前記流路分割円環の前記内周端は、前記小弦節比ディフューザ翼の前縁より前記径方向における外側に位置する、請求項１乃至５の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  8. 　前記流路分割円環の前記外周端は、前記小弦節比ディフューザ翼の後縁より前記径方向における内側に位置する、請求項１乃至７の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  9. 　前記流路分割円環の前記外周端は、前記小弦節比ディフューザ翼の後縁より前記径方向における外側に位置する、請求項１乃至７の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  10. 　前記流路分割円環のうち前記内周端を含む内周側端部は、前記径方向における外側に向かうにつれて前記インペラの軸方向の厚さが大きくなるよう形成された、請求項１乃至９の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  11. 　前記流路分割円環のうち前記外周端を含む外周側端部は、前記径方向における内側に向かうにつれて前記インペラの軸方向の厚さが大きくなるように形成された、請求項１乃至１０の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  12. 　前記ハブ側流路のうち前記内周端の位置を含む少なくとも一部の区間における前記インペラの軸方向の流路幅は、下流側に向かうにつれて減少する、請求項１乃至１１の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  13. 　前記シュラウド側流路のうち前記内周端の位置を含む少なくとも一部の区間における前記インペラの軸方向の流路幅は、下流側に向かうにつれて減少する、請求項１乃至１２の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  14. 　請求項１乃至１３の何れか１項に記載の遠心圧縮機を備えるターボチャージャ。
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Families Citing this family (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102015219556A1 (de) 2015-10-08 2017-04-13 Rolls-Royce Deutschland Ltd & Co Kg Diffusor für Radialverdichter, Radialverdichter und Turbomaschine mit Radialverdichter
US11098730B2 (en) 2019-04-12 2021-08-24 Rolls-Royce Corporation Deswirler assembly for a centrifugal compressor
CN110159594A (zh) * 2019-05-13 2019-08-23 西华大学 一种适用于叶片泵的扩压器
JP2021032106A (ja) * 2019-08-22 2021-03-01 三菱重工業株式会社 ベーンドディフューザ及び遠心圧縮機
JP7390920B2 (ja) * 2020-02-14 2023-12-04 三菱重工業株式会社 昇圧装置、二酸化炭素サイクルプラント及びコンバインドサイクルプラント
CN111502779A (zh) * 2020-03-17 2020-08-07 西北工业大学 一种一体化微型发动机叶轮盘
US11441516B2 (en) 2020-07-14 2022-09-13 Rolls-Royce North American Technologies Inc. Centrifugal compressor assembly for a gas turbine engine with deswirler having sealing features
US11286952B2 (en) 2020-07-14 2022-03-29 Rolls-Royce Corporation Diffusion system configured for use with centrifugal compressor
US11578654B2 (en) 2020-07-29 2023-02-14 Rolls-Royce North American Technologies Inc. Centrifical compressor assembly for a gas turbine engine

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS60184998A (ja) * 1984-03-02 1985-09-20 Hitachi Ltd 遠心形流体機械のデイフユ−ザ
JP2012107629A (ja) * 2012-01-31 2012-06-07 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心圧縮機のディフューザおよびこれを備えた遠心圧縮機

Family Cites Families (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3936223A (en) * 1974-09-23 1976-02-03 General Motors Corporation Compressor diffuser
JPS60184999A (ja) 1984-03-02 1985-09-20 Hitachi Ltd 遠心形流体機械の羽根付きデイフユ−ザ
US6651431B1 (en) * 2002-08-28 2003-11-25 Ford Global Technologies, Llc Boosted internal combustion engines and air compressors used therein
GB2412695A (en) 2004-04-02 2005-10-05 Trivista Engineering Ltd Centrifugal compressor with multiple diffuser passages
US20070196206A1 (en) * 2006-02-17 2007-08-23 Honeywell International, Inc. Pressure load compressor diffuser
JP4795912B2 (ja) 2006-10-30 2011-10-19 三菱重工業株式会社 可変ディフューザ及び圧縮機
KR101021827B1 (ko) 2007-04-20 2011-03-17 미츠비시 쥬고교 가부시키가이샤 원심 압축기
JP5010722B2 (ja) * 2010-08-31 2012-08-29 三菱重工業株式会社 遠心圧縮機のディフューザおよびこれを備えた遠心圧縮機
US9121408B2 (en) * 2011-03-23 2015-09-01 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Centrifugal compressor
JP6138470B2 (ja) * 2012-12-07 2017-05-31 三菱重工業株式会社 遠心圧縮機
CN103742450B (zh) * 2013-12-22 2015-11-18 中国科学院工程热物理研究所 一种具有马蹄形扩压通道的叶片式扩压器

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS60184998A (ja) * 1984-03-02 1985-09-20 Hitachi Ltd 遠心形流体機械のデイフユ−ザ
JP2012107629A (ja) * 2012-01-31 2012-06-07 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心圧縮機のディフューザおよびこれを備えた遠心圧縮機

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