WO2020012648A1 - 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

Info

Publication number
WO2020012648A1
WO2020012648A1 PCT/JP2018/026549 JP2018026549W WO2020012648A1 WO 2020012648 A1 WO2020012648 A1 WO 2020012648A1 JP 2018026549 W JP2018026549 W JP 2018026549W WO 2020012648 A1 WO2020012648 A1 WO 2020012648A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
inlet pipe
impeller
compressor inlet
line
wall surface
Prior art date
Application number
PCT/JP2018/026549
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
良洋 林
藤田　豊
健一郎 岩切
Original Assignee
三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社 filed Critical 三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社
Priority to CN201880088247.XA priority Critical patent/CN111670297B/zh
Priority to US17/042,661 priority patent/US11378095B2/en
Priority to EP18925758.7A priority patent/EP3760849B1/en
Priority to PCT/JP2018/026549 priority patent/WO2020012648A1/ja
Priority to JP2020529957A priority patent/JP7157155B2/ja
Publication of WO2020012648A1 publication Critical patent/WO2020012648A1/ja

Links

Images

Classifications

    • 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
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/4206—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/4213—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps suction ports
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B37/00—Engines characterised by provision of pumps driven at least for part of the time by exhaust
    • F02B37/12—Control of the pumps
    • F02B37/16—Control of the pumps by bypassing charging air
    • F02B37/162—Control of the pumps by bypassing charging air by bypassing, e.g. partially, intake air from pump inlet to pump outlet
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B33/00—Engines characterised by provision of pumps for charging or scavenging
    • F02B33/32—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type
    • F02B33/34—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps
    • F02B33/40—Engines with pumps other than of reciprocating-piston type with rotary pumps of non-positive-displacement type
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M35/00—Combustion-air cleaners, air intakes, intake silencers, or induction systems specially adapted for, or arranged on, internal-combustion engines
    • F02M35/10—Air intakes; Induction systems
    • F02M35/10091—Air intakes; Induction systems characterised by details of intake ducts: shapes; connections; arrangements
    • F02M35/10144—Connections of intake ducts to each other or to another device
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M35/00—Combustion-air cleaners, air intakes, intake silencers, or induction systems specially adapted for, or arranged on, internal-combustion engines
    • F02M35/10—Air intakes; Induction systems
    • F02M35/1015—Air intakes; Induction systems characterised by the engine type
    • F02M35/10157—Supercharged engines
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02M—SUPPLYING COMBUSTION ENGINES IN GENERAL WITH COMBUSTIBLE MIXTURES OR CONSTITUENTS THEREOF
    • F02M35/00—Combustion-air cleaners, air intakes, intake silencers, or induction systems specially adapted for, or arranged on, internal-combustion engines
    • F02M35/10—Air intakes; Induction systems
    • F02M35/10242—Devices or means connected to or integrated into air intakes; Air intakes combined with other engine or vehicle parts
    • F02M35/10262—Flow guides, obstructions, deflectors or the like
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D27/00—Control, e.g. regulation, of pumps, pumping installations or pumping systems specially adapted for elastic fluids
    • F04D27/02—Surge control
    • F04D27/0207—Surge control by bleeding, bypassing or recycling fluids
    • F04D27/0215—Arrangements therefor, e.g. bleed or by-pass valves
    • 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
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/44—Fluid-guiding means, e.g. diffusers
    • F04D29/441—Fluid-guiding means, e.g. diffusers 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
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/4206—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/4226—Fan casings
    • F04D29/4253—Fan casings with axial entry and discharge
    • 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
    • F05D2220/00—Application
    • F05D2220/40—Application in turbochargers
    • 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
    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/50—Inlet or outlet
    • F05D2250/51—Inlet
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present disclosure relates to a centrifugal compressor and a turbocharger.
  • a bypass valve may be adopted as a device for avoiding surging due to a sudden decrease in flow rate when the engine is decelerated.
  • a bypass valve is provided in a bypass flow path connecting the compressor inlet pipe and the scroll flow path, and the boost pressure is reduced by opening the bypass valve at an operating point of a high pressure ratio near the surge line, thereby reducing the boost pressure.
  • the surge margin can be secured.
  • bypass valve enables active control in the vicinity of the surge line, but the branch portion from the scroll flow path to the bypass flow path causes additional flow loss at the branch portion. .
  • Patent Document 1 proposes that the surface of the valve body of the bypass valve be shaped along the inner wall of the scroll passage of the compressor. With such a structure, it is possible to suppress an increase in pressure loss due to the inflow of the flow into the bypass passage at the branch portion from the scroll passage to the bypass passage.
  • FIG. 10 shows the axial velocity distribution and flow direction near the surge line in a cross section orthogonal to the axis of the compressor inlet pipe.
  • the axial velocity has a positive value, it means that the flow is flowing toward the impeller, and when the axial velocity has a negative value, it indicates that the flow is flowing backward from the impeller. means.
  • the backflow from the impeller collides with the bypass flow passage near the connection point between the compressor inlet pipe and the bypass flow passage with a swirl component in the rotation direction of the impeller, It became clear that the velocity distribution was distorted due to the local deceleration caused by this collision, and a non-axisymmetric flow was formed.
  • Patent Literature 1 does not disclose any knowledge from the viewpoint of how to configure a connection portion between the bypass flow passage and the compressor inlet pipe in order to achieve this.
  • At least one embodiment of the present invention has been made in view of the above-described conventional problems, and an object thereof is to provide a compressor caused by a configuration of a connection portion between a bypass passage and a compressor inlet pipe.
  • An object of the present invention is to provide a centrifugal compressor and a turbocharger capable of suppressing a decrease in efficiency.
  • the centrifugal compressor includes: With impeller, A compressor inlet pipe for guiding air to the impeller, A scroll flow path provided on an outer peripheral side of the impeller; A bypass flow path bypassing the impeller and connecting the compressor inlet pipe and the scroll flow path; With In a cross section orthogonal to the axis of the compressor inlet pipe, the connection point on the downstream side in the rotation direction of the impeller among the connection points between the inner wall surface of the compressor inlet pipe and the inner wall surface of the bypass passage is A1, Assuming that a virtual circle forming the inner wall surface of the inlet pipe is C and a tangent to the virtual circle C at the connection point A1 is L1, an inner wall surface of the bypass flow path is formed along the tangent line L1 from the connection point A1. Is done.
  • the inner wall surface of the bypass flow passage extends along the tangent line L1 from the connection point A1 on the downstream side in the rotation direction of the impeller. Due to the formation, the inner wall surface of the bypass flow passage is formed along the swirl flow (swirl) flowing backward from the impeller in the operation region near the surge line. For this reason, compared with the case where the inner wall surface of the bypass flow path is not along the tangent line L1 at the connection point A1, the swirl flow flowing backward from the impeller collides with the inner wall surface of the bypass flow path, and the local flow of the swirl flow is locally reduced.
  • An imaginary line connecting the center of gravity of the cross section of the bypass passage in the flow direction of the bypass passage is B
  • the intersection of the virtual circle C and the virtual line B is P1
  • the tangent to the virtual line B at the intersection P1 is L2
  • the axis of the compressor inlet pipe is passed.
  • a straight line parallel to the tangent line L2 is L3
  • an intersection between the virtual circle C and the straight line L3 is P2
  • the intersection P1 is located downstream of the intersection P2 in the rotation direction of the impeller.
  • the centrifugal compressor described in the above (2) it is easy to configure the bypass flow path such that the inner wall surface of the bypass flow path extends along the tangent line L1 from the connection point A1. It is possible to suppress a decrease in compressor efficiency while suppressing complication. Further, in a cross section orthogonal to the axis of the compressor inlet pipe, the connection point on the upstream side in the rotation direction of the impeller among the connection points between the inner wall surface of the compressor inlet pipe and the inner wall surface of the bypass flow path is denoted by A2 and the connection point A2.
  • the intersection P1 is located downstream of the intersection P2 in the rotation direction of the impeller as described above. Positioning on the side makes it easy to increase the angle ⁇ 2. For this reason, the inflow of the swirling flow flowing backward from the impeller into the bypass flow passage can be suppressed, and a decrease in compressor efficiency can be effectively suppressed.
  • the centrifugal compressor described in the above (3) it is easy to configure the bypass flow path so that the inner wall surface of the bypass flow path extends along the tangent line L1 from the connection point A1, so that the configuration of the bypass flow path is reduced. It is possible to suppress a decrease in compressor efficiency while suppressing complication. Further, in a cross section orthogonal to the axis of the compressor inlet pipe, the connection point on the upstream side in the rotation direction of the impeller among the connection points between the inner wall surface of the compressor inlet pipe and the inner wall surface of the bypass flow path is denoted by A2 and the connection point A2.
  • the distance d1 is made larger than the distance d2 as described above. It is easy to increase ⁇ 2. For this reason, the inflow of the swirling flow flowing backward from the impeller into the bypass flow passage can be suppressed, and a decrease in compressor efficiency can be effectively suppressed.
  • the angle ⁇ 1 between the tangent line L1 at the connection point A1 and the inner wall surface of the bypass flow path satisfies 0 ° ⁇ ⁇ 1 ⁇ 45 °.
  • the bypass flow path is configured such that the angle ⁇ 1 between the tangent L1 at the connection point A1 and the inner wall surface of the bypass flow path satisfies 0 ° ⁇ ⁇ 1 ⁇ 45 °. Accordingly, the inner wall surface of the bypass flow path is formed along the swirl flow (swirl) flowing backward from the impeller in the operation region near the surge line. For this reason, compared with the case where 45 ° ⁇ 1 ⁇ 90 ° is satisfied, it is possible to suppress local deceleration of the swirling flow due to collision of the swirling flow flowing backward from the impeller with the inner wall surface of the bypass passage. .
  • the angle between the tangent line L1 at the connection point A1 and the inner wall surface of the bypass passage is ⁇ 1
  • the angle between the virtual circle C and the inner wall surface of the bypass passage is Of the connection points
  • the connection point on the upstream side in the rotation direction of the impeller is A2
  • the tangent line of the virtual circle at the connection point A2 is L4
  • the tangent line L4 at the connection point A2 is the inner wall surface of the bypass passage.
  • the centrifugal compressor described in the above (5) by making the angle ⁇ 1 between the tangent L1 at the connection point A1 and the inner wall surface smaller than the angle ⁇ 2 between the tangent line L2 at the connection point A2 and the inner wall surface, As described above, in the operation region near the surge line, it is possible to suppress local deceleration of the swirling flow flowing backward from the impeller and to suppress the swirling flow from entering the bypass flow passage. Therefore, a decrease in efficiency of the centrifugal compressor can be effectively suppressed.
  • the connection point on the upstream side in the rotation direction of the impeller among the connection points between the virtual circle C and the inner wall surface of the bypass passage is denoted by A2 and the connection point A2.
  • the angle ⁇ 2 between the tangent L4 and the inner wall surface of the bypass passage satisfies 45 ° ⁇ ⁇ 2 ⁇ 90 °.
  • the centrifugal compressor described in (6) by setting the angle ⁇ 2 between the tangent line L4 at the connection point A2 and the inner wall surface of the bypass flow passage to an angle close to a right angle of 45 ° or more, the vicinity of the surge line In the operating region, the inflow of the swirling flow flowing backward from the impeller into the bypass flow passage can be effectively suppressed. Therefore, a decrease in efficiency of the centrifugal compressor can be effectively suppressed.
  • An imaginary line connecting the center of gravity of the cross section of the bypass passage in the flow direction of the bypass passage is B
  • the intersection of the virtual circle C and the virtual line B is P1
  • the tangent of the virtual line B at the intersection P1 is L2
  • an intersection point between the axis O1 of the compressor inlet pipe and the tangent line L2 is P3
  • an intersection point P3 of the axial center L0 of the compressor inlet pipe in the flow direction of the inlet pipe of the compressor is
  • a line segment on the upstream side is L5
  • a half line extending from the intersection P3 into the bypass flow path among the tangent lines L2 is L6.
  • the angle ⁇ 3 formed by the line segment L5 and the half line L6 is 90 ° or more.
  • the swirl flow flowing backward from the impeller enters the bypass flow path in the operation region near the surge line, as compared with the conventional configuration in which the angle ⁇ 3 is less than 90 °. Is suppressed. Thereby, the pressure loss in the region near the connection between the compressor inlet pipe and the bypass flow passage is reduced.
  • the angle ⁇ 3 is set to less than 90 ° in order to suppress the forward flow toward the impeller in the compressor inlet pipe from interfering with the bypass flow path.
  • the angle ⁇ 3 relating to the bypass flow path is set to less than 90 ° in order to suppress the forward flow toward the impeller from interfering with the bypass flow path.
  • the centrifugal compressor includes: With impeller, A compressor inlet pipe for guiding air to the impeller, A scroll flow path provided on an outer peripheral side of the impeller; A bypass flow path bypassing the impeller and connecting the compressor inlet pipe and the scroll flow path; An imaginary line connecting the center of gravity of the cross section of the bypass passage in the flow direction of the bypass passage is B, In a cross section orthogonal to the rotation axis of the impeller, a virtual circle forming the inner wall surface of the compressor inlet pipe is C, an intersection between the virtual circle C and the virtual line B is P1, and the virtual line B at the intersection P1 is Let the tangent be L2, In the meridional plane of the centrifugal compressor, the intersection of the axis O1 of the compressor inlet pipe and the tangent L2 is P3, and the intersection P3 of the axis O1 of the compressor inlet pipe in the flow direction of the inlet pipe of the compressor.
  • the swirl flow flowing backward from the impeller enters the bypass flow passage in the operation region near the surge line, as compared with the conventional embodiment in which the angle ⁇ 3 is less than 90 °.
  • the angle ⁇ 3 is set to be difficult, and the distance between the impeller and the connection port of the bypass passage on the inner wall surface of the compressor inlet pipe can be easily secured.
  • the angle ⁇ 3 is set to less than 90 ° in order to suppress the forward flow toward the impeller in the compressor inlet pipe from interfering with the bypass flow path.
  • the angle ⁇ 3 relating to the bypass flow path is set to less than 90 ° in order to suppress the forward flow toward the impeller from interfering with the bypass flow path.
  • setting the angle larger than 90 ° as described in (8) above in terms of compressor efficiency It is a new finding that it is advantageous.
  • the swirl reversely flows from the impeller near the surge line without excessively increasing the influence of the forward flow toward the impeller in the compressor inlet pipe interfering with the bypass flow path.
  • the flow can be prevented from entering the bypass flow path.
  • the compressor inlet is located between a connection port of the bypass passage formed in the compressor inlet pipe in the axial direction of the compressor inlet pipe and a leading edge of a blade of the impeller.
  • the apparatus further includes at least one extending portion extending along a direction parallel to the axis O1 so as to project inward in a radial direction of the tube.
  • the centrifugal compressor described in (10) above it is possible to suppress the swirling flow flowing backward from the impeller in the vicinity of the surge line from entering the bypass flow passage by the extension.
  • the extension portion extends along the direction parallel to the axis O1
  • the forward flow toward the impeller in the compressor inlet pipe can flow smoothly along the extension portion. Therefore, the pressure loss in the region near the connection between the compressor inlet pipe and the bypass flow passage can be effectively reduced.
  • the at least one extension includes a plurality of the extensions provided at intervals in a circumferential direction of the compressor inlet pipe.
  • the swirl flow flowing backward from the impeller near the surge line can be effectively suppressed from entering the bypass flow passage by the plurality of extending portions.
  • Each of the extending portions is formed in a plate shape.
  • An inner wall surface of the compressor inlet pipe includes an annular protrusion that protrudes from an inner wall surface upstream of a connection port of the bypass passage in a flow direction of the compressor inlet pipe toward a downstream side in the flow direction.
  • the flow (recirculation flow) flowing from the bypass flow passage to the compressor inlet pipe via the connection port is diverted by the annular projecting portion, and the flow of the compressor inlet pipe is reduced. Since the air flows along the inner wall surface, backflow from the impeller near the surge line can be suppressed.
  • the protrusion is provided so as to overlap at least a part of the connection port when viewed in a radial direction of the compressor inlet pipe.
  • the flow (recirculation flow) flowing out of the bypass channel to the compressor inlet pipe through the connection port is effectively turned by the annular projection, and Since the gas flows along the inner wall surface of the inlet pipe, backflow from the impeller near the surge line can be effectively suppressed.
  • the turbocharger according to at least one embodiment of the present invention includes: The centrifugal compressor according to any one of the above (1) to (14), and a turbine sharing a rotation axis with an impeller of the centrifugal compressor.
  • the centrifugal compressor according to any one of the above (1) to (14) is provided, since the centrifugal compressor according to any one of the above (1) to (14) is provided, the circumferential flow distortion in the compressor inlet pipe is reduced, and the speed distribution is reduced. Can be improved in the circumferential direction. For this reason, variation in the flow loss of each blade of the impeller is reduced, so that a decrease in compressor efficiency can be suppressed. Therefore, a decrease in turbocharger efficiency can be suppressed.
  • a centrifugal compressor and a turbocharger capable of suppressing a decrease in compressor efficiency due to a configuration of a connection portion between a bypass passage and a compressor inlet pipe are provided.
  • FIG. 2 is a partial cross-sectional view illustrating a schematic configuration of a turbocharger 2 according to one embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram schematically illustrating an example of a XX cross section (a cross section orthogonal to an axis O1 of a compressor inlet pipe 40) of the centrifugal compressor 4 illustrated in FIG. 1.
  • FIG. 2 is a diagram schematically illustrating an example of a XX cross section (a cross section orthogonal to an axis O1 of a compressor inlet pipe 40) of the centrifugal compressor 4 illustrated in FIG. 1.
  • FIG. 4 is a diagram showing an axial velocity distribution and a flow direction at an operating point near a surge line in a cross section XX of the centrifugal compressor 4 shown in FIGS.
  • FIG. 9 is a partial meridional view of the centrifugal compressor 4 showing another configuration example of the bypass passage 16.
  • FIG. 2 is a diagram schematically illustrating an example of a XX cross section (a cross section orthogonal to an axis O1 of a compressor inlet pipe 40) of the centrifugal compressor 4 illustrated in FIG. 1. It is a figure in a section which intersects perpendicularly with axis O1 of a centrifugal compressor concerning a comparative form which shows an axial velocity distribution and a flow direction in an operating point near a surge line. It is a figure which shows that the dispersion
  • FIG. It is a partial meridional view of the centrifugal compressor 4 showing another configuration example of the compressor inlet pipe 40.
  • FIG. 13 is a view as viewed in the direction of the arrow X in FIG. 12. It is a partial meridional view of the centrifugal compressor 4 showing another configuration example of the compressor inlet pipe 40. It is the X arrow view in FIG. It is a partial meridional view of the centrifugal compressor 4 showing another configuration example of the compressor inlet pipe 40.
  • expressions such as “identical”, “equal”, and “homogeneous”, which indicate that things are in the same state not only represent strictly equal states, but also have a tolerance or a difference that provides the same function.
  • An existing state shall also be represented.
  • the expression representing a shape such as a square shape or a cylindrical shape not only indicates a shape such as a square shape or a cylindrical shape in a strictly geometrical sense, but also an uneven portion or a chamfer within a range where the same effect can be obtained.
  • a shape including a part and the like is also represented.
  • the expression “comprising”, “comprising”, “including”, “including”, or “having” of one component is not an exclusive expression excluding the existence of another component.
  • FIG. 1 is a partial cross-sectional view illustrating a schematic configuration of a turbocharger 2 according to one embodiment.
  • the turbocharger 2 includes a centrifugal compressor 4 and a turbine 12 including a turbine rotor 10 sharing a rotation shaft 8 with an impeller 6 of the centrifugal compressor 4.
  • the centrifugal compressor 4 includes an impeller 6, a compressor inlet pipe 40 for guiding air to the impeller 6, a scroll flow path 14 provided on the outer peripheral side of the impeller 6, and a compressor inlet pipe 40 bypassing the impeller 6 and scrolling.
  • the bypass passage 16 is connected to the outlet pipe 38 of the passage 14, and the bypass valve 18 that can open and close the valve port 22 provided in the bypass passage 16.
  • the opening and closing operation of the bypass valve 18 is controlled by an actuator 19, and is opened when the discharge pressure of the centrifugal compressor 4 excessively increases, and a part of the compressed air flowing in the scroll flow path 14 is returned to the compressor inlet pipe 40. Let it.
  • FIG. 2 is a view schematically showing an example of the XX section (a section orthogonal to the axis O1 of the compressor inlet pipe 40) of the centrifugal compressor 4 shown in FIG.
  • FIG. 3 is a view schematically showing an example of the XX section (a section orthogonal to the axis O1 of the compressor inlet pipe 40) of the centrifugal compressor 4 shown in FIG.
  • FIG. 4 is a diagram showing an axial speed distribution and a flow direction at an operating point near the surge line in the XX section of the centrifugal compressor 4 shown in FIGS. 2 and 3.
  • FIG. 4 when the axial velocity has a positive value, the flow is flowing toward the impeller 6, and when the axial velocity has a negative value, the flow is flowing backward from the impeller 6. Means that.
  • connection point A1 between the inner wall surface 20 of the compressor inlet pipe 40 and the inner wall surface 24 of the bypass passage 16 is provided.
  • A1 is a connection point on the downstream side in the rotation direction r of the impeller in A2
  • A1 is a connection point between the inner wall surface 20 of the compressor inlet pipe 40 and the inner wall surface 24 of the bypass passage 16 in the rotation direction r of the impeller 6.
  • the virtual circle forming the inner wall surface 20 of the compressor inlet pipe 40 is C
  • the tangent of the virtual circle C at the connection point A1 is L1
  • the inner wall surface 24 of the bypass flow path 16 is A1 is formed along a tangent line L1.
  • the expression “the inner wall surface 24 is formed along the tangent line L1” in a cross section orthogonal to the axis O1 of the compressor inlet pipe 40 means not only that the inner wall surface 24 is parallel to the tangent line L1 but also the inner wall surface.
  • the case where the angle 24 is nearly parallel to the tangent L1 (for example, the case where the angle ⁇ 1 between the tangent L1 and the inner wall surface 24 satisfies 0 ° ⁇ ⁇ 1 ⁇ 45 °) is also included.
  • connection point A1 on the downstream side in the rotation direction r of the impeller among the connection points A1 and A2 refers to the virtual circle C, an arc c1 that fits in the bypass passage 16, and an inner wall surface 20 of the bypass passage 16. Means the downstream end of the circular arc c1 in the rotational direction r when divided into the circular arc c2 corresponding to.
  • the upstream connection point A1 in the rotation direction r of the impeller among the connection points A1 and A2 means the upstream end of the arc c1 in the rotation direction r.
  • the inner wall surface 24 of the bypass passage 16 is formed along the tangent line L1 from the downstream connection point A1 in the rotation direction r of the impeller 6.
  • the inner wall surface 24 of the bypass flow path 16 is formed along the swirl flow f (swirl) flowing backward from the impeller 6. Therefore, as compared with the comparative example shown in FIG. 10 (in which the inner wall surface 024 of the bypass passage 016 is not along the tangent line L1), the swirling flow f flowing backward from the impeller 6 is larger than the inner wall surface of the bypass passage 16.
  • a connection point between the inner wall surface 20 of the compressor inlet pipe 40 and the inner wall surface 24 of the bypass passage 16 is L4 and the angle between the tangent L4 at the connection point A2 and the inner wall surface 24 of the bypass passage 16 is ⁇ 2, ⁇ 1 ⁇ 2 is satisfied.
  • the angle ⁇ 1 formed between the tangent line L1 at the connection point A1 and the inner wall surface 24 is made smaller than the angle ⁇ 2 formed between the tangent line L2 at the connection point A2 and the inner wall surface 24.
  • an angle ⁇ 2 between the tangent L4 at the connection point A2 and the inner wall surface 24 is 45 ° ⁇ ⁇ 2 ⁇ Meets 90 °.
  • B is a virtual line connecting the center of gravity g of the cross section of the bypass passage 16 in the flow direction of the bypass passage 16.
  • the intersection of the virtual circle C and the virtual line B is P1
  • the tangent of the virtual line B at the intersection P1 (virtual if the virtual line B is linear, L2, a straight line that passes through the axis O1 of the compressor inlet pipe 40 and is parallel to the tangent L2 is L3, and an intersection of the virtual circle C and the straight line L3 is P2.
  • the intersection P1 is located downstream of the intersection P2 in the rotation direction r of the impeller 6. That is, in the centrifugal compressor 4 shown in FIG. 2, in the connection portion between the compressor inlet pipe 40 and the bypass flow path 16, the center of gravity g of the cross section of the bypass flow path 16 is impeller relative to the axis O1 of the compressor inlet pipe 40. 6 is eccentric to the downstream side in the rotation direction r.
  • the distance d1 from the connection point A1 along the virtual circle C to the intersection P1 is the virtual circle C Is larger than the distance d2 from the connection point A2 along the line to the intersection P1.
  • FIG. 5 is a partially enlarged view of the centrifugal compressor 4 shown in FIG.
  • FIG. 6 is a diagram showing the entropy of the compressor inlet pipe 40 near the surge line and the swirl flow f flowing backward from the impeller 6 in the centrifugal compressor 4 according to one embodiment.
  • FIG. 7 is a diagram showing the entropy of the compressor inlet pipe 40 near the surge line and the swirl flow f flowing backward from the impeller 6 in the centrifugal compressor according to the conventional embodiment.
  • the intersection of the axis O1 of the compressor inlet pipe 40 and the tangent L2 P3, and a line segment upstream of the intersection P3 in the flow direction F of the compressor inlet pipe 40 (the direction of flow orthogonal to the flow path cross section in the compressor inlet pipe 40) of the axis O1 of the compressor inlet pipe 40 is L5.
  • an angle ⁇ 3 formed by the line segment L5 and the half line L6 at the intersection P3 is 90 ° or more.
  • the swirl flow f (swirl) flowing backward from the impeller 6 is compared with the conventional configuration shown in FIG. 7 (when the angle ⁇ 3 is less than 90 °). Intrusion into the road is suppressed.
  • FIG. 6 an increase in pressure loss in the region Q near the connection between the compressor inlet pipe 40 and the bypass passage 16 is suppressed as compared with the conventional embodiment shown in FIG. Can be suppressed.
  • the angle ⁇ 3 is set to less than 90 ° as shown in FIG. 7 in order to suppress the forward flow toward the impeller 6 in the compressor inlet pipe 40 from interfering with the bypass passage 16.
  • the angle ⁇ 3 of the bypass passage 16 is set to less than 90 ° in order to suppress the forward flow toward the impeller 6 from interfering with the bypass passage 16. It has been found that it is more advantageous to set the angle to 90 ° or more in order to suppress the swirl flow f flowing backward from the impeller 6 from entering the bypass passage 16 than to set the compressor efficiency.
  • FIG. 12 is a partial meridional view of the centrifugal compressor 4 showing another configuration example of the compressor inlet pipe 40.
  • FIG. 13 is a view taken in the direction of the arrow X in FIG.
  • FIG. 14 is a partial meridional view of the centrifugal compressor 4 showing another configuration example of the compressor inlet pipe 40.
  • FIG. 15 is a view taken in the direction of the arrow X in FIG.
  • FIG. 16 is a partial meridional view of the centrifugal compressor 4 showing another configuration example of the compressor inlet pipe 40.
  • the angle ⁇ 3 is , 90 ° ⁇ 3.
  • the swirling flow flowing backward from the impeller 6 in the operation region near the surge line is set to the angle ⁇ 3 that is less likely to enter the bypass flow path 16 as compared with the related art in which the angle ⁇ 3 is less than 90 °.
  • the angle ⁇ 3 is set to less than 90 ° in order to suppress the forward flow toward the impeller 6 in the compressor inlet pipe 40 from interfering with the bypass flow path 16.
  • the angle ⁇ 3 relating to the bypass passage 16 is set to less than 90 ° in order to suppress the forward flow toward the impeller 6 from interfering with the bypass passage 16. It is more advantageous in terms of compressor efficiency to set the angle to be larger than 90 ° in order to suppress the swirling flow reversely flowing from the impeller 6 near the surge line from entering the bypass passage 16 than to set the angle. I got new knowledge.
  • the angle ⁇ 3 satisfies ⁇ 3 ⁇ 135 °, for example, as shown in FIGS. 8, 12, 14, and 16.
  • the swirl flow that flows backward from the impeller 6 near the surge line can be prevented by the bypass flow without excessively increasing the influence of the forward flow toward the impeller 6 in the compressor inlet pipe 40 interfering with the bypass flow passage 16. Intrusion into the road 16 can be suppressed. Thereby, high compressor efficiency can be realized.
  • connection port 46 of the bypass flow passage 16 formed in the compressor inlet pipe 40 and the front of the impeller 6 vanes 50 At least extending along a direction parallel to the axis O1 so as to be located between the edge 44 and the inner wall surface 20 of the compressor inlet pipe 40 so as to protrude inward in the radial direction of the compressor inlet pipe 40.
  • One extension 42 is further provided.
  • the extension portion 42 extends in the direction parallel to the axis O1 (the direction parallel to the flow direction F), the forward flow toward the impeller 6 in the compressor inlet pipe 40 is extended. It can flow smoothly along the setting part 42. Therefore, the pressure loss in the region near the connection between the compressor inlet pipe 40 and the bypass passage 16 can be effectively reduced.
  • At least one extension 42 includes a plurality of extensions 42 spaced circumferentially of the compressor inlet tube 40. .
  • each of the installation portions 42 is provided only radially outside the compressor inlet pipe 40 from a position 70% of the blade height H (a blade height of 0.7 H from the hub surface 52), and the blade height H Is not provided on the radially inner side of the compressor inlet pipe 40 from 70% of the position.
  • each of the extending portions 42 is formed in a plate shape.
  • the shape of the extending portion 42 on the meridional plane of the centrifugal compressor 4 is not particularly limited, but may be, for example, a substantially triangular shape as shown in FIGS. 12 and 14 or a rectangular shape as shown in FIG. It may be.
  • the inner wall surface 20 of the compressor inlet pipe 40 is located upstream of the connection port 46 of the bypass flow path 16 in the flow direction F of the compressor inlet pipe 40.
  • An annular protrusion 48 protrudes from the inner wall surface 20 toward the downstream side in the flow direction F.
  • the flow (recirculation flow) J flowing out of the bypass passage 16 to the compressor inlet pipe 40 via the connection port 46 is turned by the annular projection 48 to form the inner wall surface of the compressor inlet pipe 40. Since it flows along 20, the backflow from the impeller 6 near the surge line can be suppressed.
  • the protrusion 48 overlaps at least a part of the connection port 46 in the radial direction of the compressor inlet pipe 40 (the X direction in FIG. 14). Provided.
  • the flow J (recirculation flow) flowing from the bypass passage 16 to the compressor inlet pipe 40 via the connection port 46 is effectively turned by the annular projection 48. Then, since the air flows along the inner wall surface 20 of the compressor inlet pipe 40, the backflow from the impeller 6 near the surge line can be effectively suppressed.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiment, and includes forms in which the above-described embodiment is modified and forms in which these forms are appropriately combined.
  • the embodiment in which the bypass flow passage 16 is eccentric with respect to the axis O1 of the compressor inlet pipe 40 is illustrated, but in another embodiment, as shown in FIG.
  • the axis O1 of the tube 40 may be located on the tangent line L2, and the angle ⁇ 1 may be equal to the angle ⁇ 3. That is, in order to suppress the local deceleration of the swirling flow due to the above-mentioned swirling flow f flowing backward from the impeller 6 colliding with the inner wall surface 24 of the bypass passage 16, the inner wall surface 24 of the bypass passage 16 is connected. What is necessary is just to form along the tangent line L1 from the location A1.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Life Sciences & Earth Sciences (AREA)
  • Sustainable Development (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
  • Supercharger (AREA)

Abstract

インペラと、インペラに空気を案内するコンプレッサ入口管と、インペラの外周側に設けられたスクロール流路と、インペラを迂回してコンプレッサ入口管とスクロール流路とを接続するバイパス流路と、を備え、コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、コンプレッサ入口管の内壁面とバイパス流路の内壁面との接続箇所のうちインペラの回転方向における下流側の接続箇所をＡ１、コンプレッサ入口管の内壁面を構成する仮想円をＣ、接続箇所Ａ１における仮想円Ｃの接線をＬ１とすると、バイパス流路の内壁面は、接続箇所Ａ１から接線Ｌ１に沿って形成される。

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。
　例えば乗用車向けに使用されるターボチャージャでは、エンジンの減速時における急激な流量減少に伴うサージングを回避するためのデバイスとして、バイパスバルブが採用される場合がある。この場合、コンプレッサ入口管とスクロール流路とを接続するバイパス流路にバイパスバルブが設けられ、サージライン近傍の高圧力比の作動点においてバイパスバルブを開放することで、ブースト圧力を低下させ、所定のサージマージンを確保することができる。
　バイパスバルブを設けることによって、サージライン近傍でのアクティブ制御が可能となる反面、スクロール流路からバイパス流路への分岐部が形成されることによって、分岐部にて付加的な流動損失が発生する。
　特許文献１では、バイパスバルブの弁体の表面を圧縮機のスクロール流路の内壁に沿った形状にすることを提案している。このような構造にすれば、スクロール流路からバイパス流路への分岐部において、バイパス流路への流れの流入による圧力損失の増大を抑制することができる。
特開２０１２－２４１５５８号公報
　図１０に、コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面における、サージライン近傍での軸方向速度分布及び流れ方向を示す。図１０において、軸方向速度が正の値を有する場合は流れがインペラに向かって流れていることを意味し、軸方向速度が負の値を有する場合は流れがインペラから逆流していることを意味する。本発明者の検討の結果、図１０に示すように、インペラからの逆流がインペラの回転方向の旋回成分を伴ってコンプレッサ入口管とバイパス流路との接続箇所近傍でバイパス流路に衝突し、この衝突に起因する局所的な減速により速度分布に歪みが生じて非軸対称な流れが形成されていることが明らかとなった。
　また、この非軸対称な流れにより、図１１に示すようにインペラの各羽根の流動損失のばらつきが生じ、一部の羽根は設計点から大きく離れた作動点にて動作することとなる。これにより、インペラの回転領域における圧力損失が増大して圧縮機効率が低下することが判明した。
　特許文献１に記載の遠心圧縮機では、スクロール流路からバイパス流路への分岐部における圧力損失を抑制することで圧縮機効率の低下を抑制することができるものの、圧縮機効率の低下を抑制するためにバイパス流路とコンプレッサ入口管との接続部分を如何に構成するべきかという観点では、特許文献１には何ら知見が開示されていない。
　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、バイパス流路とコンプレッサ入口管との接続部分の構成に起因する圧縮機効率の低下を抑制可能な遠心圧縮機及び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、
　前記インペラに空気を案内するコンプレッサ入口管と、
　前記インペラの外周側に設けられたスクロール流路と、
　前記インペラを迂回して前記コンプレッサ入口管と前記スクロール流路とを接続するバイパス流路と、
　を備え、
　前記コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、前記コンプレッサ入口管の内壁面と前記バイパス流路の内壁面との接続箇所のうち前記インペラの回転方向における下流側の接続箇所をＡ１、前記コンプレッサ入口管の内壁面を構成する仮想円をＣ、前記接続箇所Ａ１における前記仮想円Ｃの接線をＬ１とすると、前記バイパス流路の内壁面は、前記接続箇所Ａ１から前記接線Ｌ１に沿って形成される。
　上記（１）に記載の遠心圧縮機によれば、コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、バイパス流路の内壁面をインペラの回転方向における下流側の接続箇所Ａ１から接線Ｌ１に沿って形成したことにより、サージライン近傍の運転領域においてインペラから逆流する旋回流れ（スワール）に沿うようにバイパス流路の内壁面が形成される。このため、接続箇所Ａ１においてバイパス流路の内壁面が接線Ｌ１に沿っていない場合と比較して、インペラから逆流する旋回流れがバイパス流路の内壁面に衝突することによる当該旋回流れの局所的な減速を抑制することができる。これにより、コンプレッサ入口管における周方向の流動歪みが低減されて、速度分布における周方向の均一性を高めることができる。このため、インペラの各羽根の流動損失のばらつきが低減されるため、圧縮機効率の低下を抑制することができる。
　（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、
　前記バイパス流路の断面の重心を前記バイパス流路の流れ方向に繋いだ仮想線をＢとし、
　前記コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、前記仮想円Ｃと前記仮想線Ｂとの交点をＰ１、前記交点Ｐ１における前記仮想線Ｂの接線をＬ２、前記コンプレッサ入口管の軸心を通るとともに前記接線Ｌ２に平行な直線をＬ３、前記仮想円Ｃと前記直線Ｌ３との交点をＰ２とすると、
　前記交点Ｐ１は、前記交点Ｐ２に対して前記インペラの回転方向における下流側に位置する。
　上記（２）に記載の遠心圧縮機によれば、バイパス流路の内壁面が接続箇所Ａ１から接線Ｌ１に沿うようにバイパス流路を構成することが容易となるため、バイパス流路の構成の複雑化を抑制しつつ圧縮機効率の低下を抑制することができる。
　また、コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、コンプレッサ入口管の内壁面とバイパス流路の内壁面との接続箇所のうちインペラの回転方向における上流側の接続箇所をＡ２、接続箇所Ａ２における仮想円Ｃの接線をＬ４、接続箇所Ａ２における接線Ｌ４とバイパス流路１６の内壁面２４とのなす角度をθ２とすると、上記のように交点Ｐ１を交点Ｐ２に対してインペラの回転方向における下流側に位置させることにより、上記角度θ２を大きくすることが容易となる。このため、インペラから逆流する旋回流れのバイパス流路への侵入を抑制して、圧縮機効率の低下を効果的に抑制することができる。
　（３）幾つかの実施形態では、上記（１）又は（２）に記載の遠心圧縮機において、
　前記コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、前記仮想円Ｃと前記仮想線Ｂとの交点をＰ１、前記仮想円Ｃと前記バイパス流路の内壁面との接続箇所のうち前記インペラの回転方向における上流側の接続箇所をＡ２とすると、
　前記仮想円に沿った前記接続箇所Ａ１から交点Ｐ１までの距離ｄ１は、前記仮想円に沿った前記接続箇所Ａ２から交点Ｐ１までの距離ｄ２よりも大きい。
　上記（３）に記載の遠心圧縮機によれば、バイパス流路の内壁面が接続箇所Ａ１から接線Ｌ１に沿うようにバイパス流路を構成することが容易となるため、バイパス流路の構成の複雑化を抑制しつつ圧縮機効率の低下を抑制することができる。
　また、コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、コンプレッサ入口管の内壁面とバイパス流路の内壁面との接続箇所のうちインペラの回転方向における上流側の接続箇所をＡ２、接続箇所Ａ２における仮想円Ｃの接線をＬ４、接続箇所Ａ２における接線Ｌ４とバイパス流路１６の内壁面２４とのなす角度をθ２とすると、上記のように距離ｄ１を距離ｄ２よりも大きくすることにより、上記角度θ２を大きくすることが容易となる。このため、インペラから逆流する旋回流れのバイパス流路への侵入を抑制して、圧縮機効率の低下を効果的に抑制することができる。
　（４）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（３）の何れかに記載の遠心圧縮機において、
　前記コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、前記接続箇所Ａ１における前記接線Ｌ１と前記バイパス流路の内壁面とのなす角度θ１は０°≦θ１≦４５°を満たす。
　上記（４）に記載の遠心圧縮機によれば、接続箇所Ａ１における接線Ｌ１とバイパス流路の内壁面とのなす角度θ１が０°≦θ１≦４５°を満たすようにバイパス流路を構成することにより、サージライン近傍の運転領域においてインペラから逆流する旋回流れ（スワール）に沿うようにバイパス流路の内壁面が形成される。
　このため、４５°＜θ１≦９０°を満たす場合と比較して、インペラから逆流する旋回流れがバイパス流路の内壁面に衝突することによる当該旋回流れの局所的な減速を抑制することができる。これにより、コンプレッサ入口管における周方向の流動歪みが低減されて、速度分布における周方向の均一性を高めることができる。このため、インペラの各羽根の流動損失のばらつきが低減されるため、圧縮機効率の低下を抑制することができる。
　（５）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（４）の何れかに記載の遠心圧縮機において、
　前記コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、前記接続箇所Ａ１における前記接線Ｌ１と前記バイパス流路の内壁面とのなす角度をθ１、前記仮想円Ｃと前記バイパス流路の内壁面との接続箇所のうち前記インペラの回転方向における上流側の接続箇所をＡ２、前記接続箇所Ａ２における前記仮想円の接線をＬ４、前記接続箇所Ａ２における前記接線Ｌ４と前記バイパス流路の内壁面とのなす角度をθ２とすると、θ１＜θ２を満たす。
　上記（５）に記載の遠心圧縮機によれば、接続箇所Ａ１における接線Ｌ１と内壁面とのなす角度θ１を接続箇所Ａ２における接線Ｌ２と内壁面とのなす角度θ２よりも小さくすることで、上記のようにサージライン近傍の運転領域においてインペラから逆流する旋回流れの局所的な減速を抑制するとともに、該旋回流れのバイパス流路への侵入を抑制することができる。したがって、遠心圧縮機の効率低下を効果的に抑制することができる。
　（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、
　前記コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、前記仮想円Ｃと前記バイパス流路の内壁面との接続箇所のうち前記インペラの回転方向における上流側の接続箇所をＡ２、前記接続箇所Ａ２における前記仮想円の接線をＬ４とすると、前記接線Ｌ４と前記バイパス流路の内壁面とのなす角度θ２が４５°≦θ２≦９０°を満たす。
　上記（６）に記載の遠心圧縮機によれば、接続箇所Ａ２における接線Ｌ４とバイパス流路の内壁面とのなす角度θ２を４５°以上の直角に近い角度に設定することにより、サージライン近傍の運転領域においてインペラから逆流する旋回流れのバイパス流路への侵入を効果的に抑制することができる。したがって、遠心圧縮機の効率低下を効果的に抑制することができる。
　（７）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（６）の何れかに記載の遠心圧縮機において、
　前記バイパス流路の断面の重心を前記バイパス流路の流れ方向に繋いだ仮想線をＢとし、
　前記インペラの回転軸線に直交する断面において、前記仮想円Ｃと前記仮想線Ｂとの交点をＰ１、前記交点Ｐ１における前記仮想線Ｂの接線をＬ２とし、
　前記遠心圧縮機の子午面において、前記コンプレッサ入口管の軸心Ｏ１と前記接線Ｌ２との交点をＰ３、前記コンプレッサ入口管の軸中心Ｌ０のうち前記コンプレッサの入口管の流れ方向における前記交点Ｐ３よりも上流側の線分をＬ５、前記接線Ｌ２のうち前記交点Ｐ３から前記バイパス流路内に延びる半直線をＬ６とすると、
　前記交点Ｐ３において前記線分Ｌ５と前記半直線Ｌ６とがなす角度θ３は９０°以上である。
　上記（７）に記載の遠心圧縮機によれば、上記角度θ３が９０°未満である従来形態と比較して、サージライン近傍の運転領域においてインペラから逆流する旋回流れがバイパス流路に侵入することが抑制される。これにより、コンプレッサ入口管とバイパス流路との接続部分の近傍領域における圧力損失が低減される。
　また、従来は、コンプレッサ入口管におけるインペラへ向かう順方向の流れがバイパス流路に干渉することを抑制するために、上記角度θ３は９０°未満に設定されていた。これに対し、本願発明者の鋭意検討の結果、バイパス流路に係る上記角度θ３は、インペラへ向かう順方向の流れがバイパス流路に干渉することを抑制するために９０°未満に設定するよりも、サージライン近傍でインペラから逆流する旋回流れがバイパス流路に侵入することを抑制するために上記（７）に記載のように９０°以上に設定した方が圧縮機効率の点で有利であるという新たな知見を得た。
　（８）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、
　前記インペラに空気を案内するコンプレッサ入口管と、
　前記インペラの外周側に設けられたスクロール流路と、
　前記インペラを迂回して前記コンプレッサ入口管と前記スクロール流路とを接続するバイパス流路と、
　前記バイパス流路の断面の重心を前記バイパス流路の流れ方向に繋いだ仮想線をＢとし、
　前記インペラの回転軸線に直交する断面において、前記コンプレッサ入口管の内壁面を構成する仮想円をＣ、前記仮想円Ｃと前記仮想線Ｂとの交点をＰ１、前記交点Ｐ１における前記仮想線Ｂの接線をＬ２とし、
　前記遠心圧縮機の子午面において、前記コンプレッサ入口管の軸心Ｏ１と前記接線Ｌ２との交点をＰ３、前記コンプレッサ入口管の軸心Ｏ１のうち前記コンプレッサの入口管の流れ方向における前記交点Ｐ３よりも上流側の線分をＬ５、前記接線Ｌ２のうち前記交点Ｐ３から前記バイパス流路内に延びる半直線をＬ６とすると、
　前記交点Ｐ３において前記線分Ｌ５と前記半直線Ｌ６とがなす角度θ３は、９０°＜θ３を満たす。
　上記（８）に記載の遠心圧縮機によれば、上記角度θ３が９０°未満である従来形態と比較して、サージライン近傍の運転領域においてインペラから逆流する旋回流れがバイパス流路に侵入しにくい角度θ３に設定されており、またコンプレッサ入口管の内壁面におけるバイパス流路の接続口とインペラとの距離を確保することが容易となる。これにより、サージライン近傍の運転領域においてインペラから逆流する旋回流れがバイパス流路に侵入することが抑制され、コンプレッサ入口管とバイパス流路との接続部分の近傍領域における圧力損失が低減される。
　また、従来は、コンプレッサ入口管におけるインペラへ向かう順方向の流れがバイパス流路に干渉することを抑制するために、上記角度θ３は９０°未満に設定されていた。これに対し、本願発明者の鋭意検討の結果、バイパス流路に係る上記角度θ３は、インペラへ向かう順方向の流れがバイパス流路に干渉することを抑制するために９０°未満に設定するよりも、サージライン近傍でインペラから逆流する旋回流れがバイパス流路に侵入することを抑制するために上記（８）に記載のように９０°よりも大きい角度に設定した方が圧縮機効率の点で有利であるという新たな知見を得た。
　（９）幾つかの実施形態では、上記（８）に記載の遠心圧縮機において、
　前記角度θ３は、θ３≦１３５°を満たす。
　上記（９）に記載の遠心圧縮機によれば、コンプレッサ入口管におけるインペラへ向かう順方向の流れがバイパス流路に干渉する影響を過度に大きくすることなく、サージライン近傍でインペラから逆流する旋回流れがバイパス流路に侵入することを抑制することができる。これにより、高い圧縮機効率を実現することができる。
　（１０）幾つかの実施形態では、上記（８）又は（９）に記載の遠心圧縮機において、
　前記コンプレッサ入口管の軸方向において前記コンプレッサ入口管に形成された前記バイパス流路の接続口と前記インペラの翼の前縁との間に位置し、前記コンプレッサ入口管の前記内壁面から前記コンプレッサ入口管の径方向における内側に向かって突出するように、前記軸心Ｏ１に平行な方向に沿って延設された少なくとも一つの延設部を更に備える。
　上記（１０）に記載の遠心圧縮機によれば、サージライン近傍でインペラから逆流する旋回流れがバイパス流路に侵入することを延設部によって抑制することができる。また、延設部が軸心Ｏ１に平行な方向に沿って延設されているため、コンプレッサ入口管におけるインペラへ向かう順方向の流れは、延設部に沿ってスムーズに流れることができる。したがって、コンプレッサ入口管とバイパス流路との接続部分の近傍領域における圧力損失を効果的に低減することができる。
　（１１）幾つかの実施形態では、上記（１０）に記載の遠心圧縮機において、
　　前記少なくとも一つの延設部は、前記コンプレッサ入口管の周方向に間隔を空けて設けられた複数の前記延設部を含む。
　上記（１１）に記載の遠心圧縮機によれば、サージライン近傍でインペラから逆流する旋回流れがバイパス流路に侵入することを複数の延設部によって効果的に抑制することができる。
　（１２）幾つかの実施形態では、上記（１０）又は（１１）に記載の遠心圧縮機において、
　前記延設部の各々は、板状に構成される。
　上記（１２）に記載の遠心圧縮機によれば、サージライン近傍でインペラから逆流する旋回流れがバイパス流路に侵入することを板状の延設部によって効果的に抑制することができる。
　（１３）幾つかの実施形態では、上記（８）乃至（１２）の何れか１項に記載の遠心圧縮機において、
　前記コンプレッサ入口管の内壁面のうち前記コンプレッサ入口管の流れ方向において前記バイパス流路の接続口よりも上流側の内壁面から前記流れ方向における下流側に向かって突出する環状の突出部を含む。
　上記（１３）に記載の遠心圧縮機によれば、バイパス流路から接続口を介してコンプレッサ入口管に流出した流れ（再循環流）が、環状の突出部によって転向されて、コンプレッサ入口管の内壁面に沿って流れるため、サージライン近傍でのインペラからの逆流を抑制することができる。
　（１４）幾つかの実施形態では、上記（１３）に記載の遠心圧縮機において、
　前記突出部は、前記コンプレッサ入口管の径方向視において前記接続口の少なくとも一部にオーバーラップするように設けられる。
　上記（１４）に記載の遠心圧縮機によれば、バイパス流路から接続口を介してコンプレッサ入口管に流出した流れ（再循環流）が、環状の突出部によって効果的に転向されて、コンプレッサ入口管の内壁面に沿って流れるため、サージライン近傍でのインペラからの逆流を効果的に抑制することができる。
　（１５）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（１４）の何れかに記載の遠心圧縮機と、前記遠心圧縮機のインペラと回転軸を共有するタービンと、を備える。
　上記（１５）に記載のターボチャージャによれば、上記（１）乃至（１４）の何れかに記載の遠心圧縮機を備えるため、コンプレッサ入口管における周方向の流動歪みが低減されて、速度分布における周方向の均一性を高めることができる。このため、インペラの各羽根の流動損失のばらつきが低減されるため、圧縮機効率の低下を抑制することができる。したがって、ターボチャージャ効率の低下を抑制することができる。
　本発明の少なくとも一つの実施形態によれば、バイパス流路とコンプレッサ入口管との接続部分の構成に起因する圧縮機効率の低下を抑制可能な遠心圧縮機及びターボチャージャが提供される。
一実施形態に係るターボチャージャ２の概略構成を示す部分断面図である。 図１に示した遠心圧縮機４のＸ－Ｘ断面（コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に直交する断面）の一例を概略的に示す図である。 図１に示した遠心圧縮機４のＸ－Ｘ断面（コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に直交する断面）の一例を概略的に示す図である。 図２及び図３に示した遠心圧縮機４のＸ－Ｘ断面における、サージライン近傍の運転点での軸方向速度分布及び流れ方向を示す図である。 図１に示した遠心圧縮機４の部分拡大図である。 一実施形態に係る遠心圧縮機４におけるサージライン近傍でのコンプレッサ入口管４０のエントロピーとインペラ６から逆流する旋回流れｆを示す図である。 従来形態に係る遠心圧縮機におけるサージライン近傍でのコンプレッサ入口管４０のエントロピーとインペラ６から逆流する旋回流れｆを示す図である。 バイパス流路１６の他の構成例を示す、遠心圧縮機４の部分的な子午面図である。 図１に示した遠心圧縮機４のＸ－Ｘ断面（コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に直交する断面）の一例を概略的に示す図である。 比較形態に係る遠心圧縮機の軸心Ｏ１に直交する断面における、サージライン近傍の運転点での軸方向速度分布及び流れ方向を示す図である。 インペラ６の各羽根の負か分布にばらつきが生じていることを示す図である。 コンプレッサ入口管４０の他の構成例を示す、遠心圧縮機４の部分的な子午面図である。 図１２におけるＸ矢視図である。 コンプレッサ入口管４０の他の構成例を示す、遠心圧縮機４の部分的な子午面図である。 図１４におけるＸ矢視図である。 コンプレッサ入口管４０の他の構成例を示す、遠心圧縮機４の部分的な子午面図である。
　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、一実施形態に係るターボチャージャ２の概略構成を示す部分断面図である。
　図１に示すように、ターボチャージャ２は、遠心圧縮機４と、遠心圧縮機４のインペラ６と回転軸８を共有するタービンロータ１０を含むタービン１２と、を備える。
　遠心圧縮機４は、インペラ６と、インペラ６に空気を案内するコンプレッサ入口管４０と、インペラ６の外周側に設けられたスクロール流路１４と、インペラ６を迂回してコンプレッサ入口管４０とスクロール流路１４の出口管３８とを接続するバイパス流路１６と、バイパス流路１６に設けられた弁ポート２２を開閉可能なバイパスバルブ１８と、を備える。バイパスバルブ１８は、アクチュエータ１９によって開閉動作を制御され、遠心圧縮機４の吐出圧が過度に上昇した場合に開となり、スクロール流路１４内を流れる圧縮空気の一部をコンプレッサ入口管４０に還流させる。
　図２は、図１に示した遠心圧縮機４のＸ－Ｘ断面（コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に直交する断面）の一例を概略的に示す図である。図３は、図１に示した遠心圧縮機４のＸ－Ｘ断面（コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に直交する断面）の一例を概略的に示す図である。図４は、図２及び図３に示した遠心圧縮機４のＸ－Ｘ断面における、サージライン近傍の運転点での軸方向速度分布及び流れ方向を示す図である。図４において、軸方向速度が正の値を有する場合は流れがインペラ６に向かって流れていることを意味し、軸方向速度が負の値を有する場合は流れがインペラ６から逆流していることを意味する。
　一実施形態では、例えば図２に示すように、コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に直交する断面において、コンプレッサ入口管４０の内壁面２０とバイパス流路１６の内壁面２４との接続箇所Ａ１，Ａ２のうちインペラの回転方向ｒにおける下流側の接続箇所をＡ１、コンプレッサ入口管４０の内壁面２０とバイパス流路１６の内壁面２４との接続箇所Ａ１，Ａ２のうちインペラ６の回転方向ｒにおける上流側の接続箇所をＡ２、コンプレッサ入口管４０の内壁面２０を構成する仮想円をＣ、接続箇所Ａ１における仮想円Ｃの接線をＬ１とすると、バイパス流路１６の内壁面２４は、接続箇所Ａ１から接線Ｌ１に沿って形成される。
　ここで、コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に直交する断面において内壁面２４が「接線Ｌ１に沿って形成される」とは、内壁面２４が接線Ｌ１と平行である場合だけでなく、内壁面２４が接線Ｌ１と平行に近い場合（例えば接線Ｌ１と内壁面２４とのなす角度θ１が０°≦θ１≦４５°を満たす場合）も含まれる。また、「接続箇所Ａ１，Ａ２のうちインペラの回転方向ｒにおける下流側の接続箇所Ａ１」とは、仮想円Ｃを、バイパス流路１６内に収まる円弧ｃ１と、バイパス流路１６の内壁面２０に対応する円弧ｃ２とに分割した場合に、回転方向ｒにおける円弧ｃ１の下流端を意味する。また、「接続箇所Ａ１，Ａ２のうちインペラの回転方向ｒにおける上流側の接続箇所Ａ１」とは、回転方向ｒにおける円弧ｃ１の上流端を意味する。
　上記のように、コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に直交する断面において、バイパス流路１６の内壁面２４をインペラ６の回転方向ｒにおける下流側の接続箇所Ａ１から接線Ｌ１に沿って形成したことにより、図４に示すように、インペラ６から逆流する上記旋回流れｆ（スワール）に沿うようにバイパス流路１６の内壁面２４が形成される。このため、図１０に示した比較例（バイパス流路０１６の内壁面０２４が接線Ｌ１に沿っていない場合）と比較して、インペラ６から逆流する上記旋回流れｆがバイパス流路１６の内壁面２４に衝突することによる当該旋回流れｆの局所的な減速を抑制することができる。これにより、図４に示すようにコンプレッサ入口管４０における周方向の流動歪みが低減されて、速度分布における周方向の均一性を高めることができる。このため、インペラ６の各羽根の流動損失のばらつきが低減されるため、圧縮機効率の低下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３に示すように、コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に直交する断面において、コンプレッサ入口管４０の内壁面２０とバイパス流路１６の内壁面２４との接続箇所Ａ２における仮想円Ｃの接線をＬ４、接続箇所Ａ２における接線Ｌ４とバイパス流路１６の内壁面２４とのなす角度をθ２とすると、θ１＜θ２を満たす。
　かかる構成によれば、接続箇所Ａ１における接線Ｌ１と内壁面２４とのなす角度θ１を接続箇所Ａ２における接線Ｌ２と内壁面２４とのなす角度θ２よりも小さくすることで、インペラ６から逆流する上記旋回流れｆがバイパス流路１６の内壁面２４に衝突することによる当該旋回流れｆの局所的な減速を抑制するとともに、旋回流れｆのバイパス流路１６への侵入を抑制することができる。したがって、遠心圧縮機４の効率低下を効果的に抑制することができる。
　幾つかの実施形態では、例えば図３に示すように、コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に直交する断面において、接続箇所Ａ２における接線Ｌ４と内壁面２４とのなす角度θ２が４５°≦θ２≦９０°を満たす。
　かかる構成によれば、接続箇所Ａ２における接線Ｌ４と内壁面２４とのなす角度θ２を４５°以上の直角に近い角度に設定することにより、サージライン近傍の運転領域においてインペラ６から逆流する旋回流れｆのバイパス流路１６への侵入を効果的に抑制することができる。したがって、遠心圧縮機４の効率低下を効果的に抑制することができる。
　ここで、例えば図２に示すように、バイパス流路１６の断面の重心ｇをバイパス流路１６の流れ方向に繋いだ仮想線をＢとする。また、コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に直交する断面において、仮想円Ｃと仮想線Ｂとの交点をＰ１、交点Ｐ１における仮想線Ｂの接線（仮想線Ｂが直線状である場合には仮想線Ｂと仮想線Ｂの延長線とを含む直線）をＬ２、コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１を通るとともに接線Ｌ２に平行な直線をＬ３、仮想円Ｃと直線Ｌ３との交点をＰ２とする。
　幾つかの実施形態では、例えば図２に示すように、交点Ｐ１は、交点Ｐ２に対してインペラ６の回転方向ｒにおける下流側に位置する。すなわち、図２に示す遠心圧縮機４では、コンプレッサ入口管４０とバイパス流路１６との接続部分において、バイパス流路１６の断面の重心ｇは、コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に対してインペラ６の回転方向ｒにおける下流側に偏心している。
　かかる構成によれば、バイパス流路１６の内壁面２４が接続箇所Ａ１から接線Ｌ１に沿うようにバイパス流路１６を構成することが容易となるため、バイパス流路１６の構成の複雑化を抑制しつつ圧縮機効率の低下を抑制することができる。また、上記のように交点Ｐ１を交点Ｐ２に対してインペラ６の回転方向ｒにおける下流側に位置させることにより、接続箇所Ａ２における接線Ｌ４と内壁面２４とのなす角度θ２を大きくすることが容易となるため、インペラ６から逆流する上記旋回流れｆのバイパス流路１６への侵入を抑制して、圧縮機効率の低下を効果的に抑制することができる。
　幾つかの実施形態では、例えば図３に示すように、コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に直交する断面において、仮想円Ｃに沿った接続箇所Ａ１から交点Ｐ１までの距離ｄ１は、仮想円Ｃに沿った接続箇所Ａ２から交点Ｐ１までの距離ｄ２よりも大きい。
　かかる構成によれば、バイパス流路１６の内壁面２４が接続箇所Ａ１から接線Ｌ１に沿うようにバイパス流路１６を構成することが容易となるため、バイパス流路１６の構成の複雑化を抑制しつつ圧縮機効率の低下を抑制することができる。また、上記のように距離ｄ１を距離ｄ２よりも大きくすることにより、接続箇所Ａ２における接線Ｌ４と内壁面２４とのなす角度θ２を大きくすることが容易となるため、インペラ６から逆流する上記旋回流れｆのバイパス流路１６への侵入を抑制して、圧縮機効率の低下を効果的に抑制することができる。
　図５は、図１に示した遠心圧縮機４の部分拡大図である。図６は、一実施形態に係る遠心圧縮機４におけるサージライン近傍でのコンプレッサ入口管４０のエントロピーとインペラ６から逆流する旋回流れｆを示す図である。図７は、従来形態に係る遠心圧縮機におけるサージライン近傍でのコンプレッサ入口管４０のエントロピーとインペラ６から逆流する旋回流れｆを示す図である。
　一実施形態では、例えば図５に示すように、遠心圧縮機４の子午面（コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１を含む断面）において、コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１と上記接線Ｌ２との交点をＰ３、コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１のうちコンプレッサ入口管４０の流れ方向Ｆ（コンプレッサ入口管４０における流路断面に直交する流れの方向）における交点Ｐ３よりも上流側の線分をＬ５、接線Ｌ２のうち交点Ｐ３からバイパス流路１６内に延びる半直線をＬ６とすると、交点Ｐ３において線分Ｌ５と半直線Ｌ６とがなす角度θ３は９０°以上である。
　かかる構成によれば、図７に示す従来形態（上記角度θ３が９０°未満の場合）と比較して、図６に示すように、インペラ６から逆流する上記旋回流れｆ（スワール）がバイパス流路に侵入することが抑制される。これにより、図７に示す従来形態と比較して、図６に示すように、コンプレッサ入口管４０とバイパス流路１６との接続部分の近傍領域Ｑにおける圧力損失の増大が抑制されて、圧縮効率の低下を抑制することができる。
　また、従来は、コンプレッサ入口管４０におけるインペラ６へ向かう順方向の流れがバイパス流路１６に干渉することを抑制するために、図７に示すように、上記角度θ３が９０°未満に設定されていた。これに対し、本願発明者の鋭意検討の結果、バイパス流路１６についての上記角度θ３は、インペラ６へ向かう順方向の流れがバイパス流路１６に干渉することを抑制するために９０°未満に設定するよりも、インペラ６から逆流する旋回流れｆがバイパス流路１６に侵入することを抑制するために９０°以上に設定した方が圧縮機効率の点で有利であることが判明した。
　図１２は、コンプレッサ入口管４０の他の構成例を示す、遠心圧縮機４の部分的な子午面図である。図１３は、図１２におけるＸ矢視図である。図１４は、コンプレッサ入口管４０の他の構成例を示す、遠心圧縮機４の部分的な子午面図である。図１５は、図１４におけるＸ矢視図である。図１６は、コンプレッサ入口管４０の他の構成例を示す、遠心圧縮機４の部分的な子午面図である。
　幾つかの実施形態では、例えば図８、図１２、図１４及び図１６に示すように、遠心圧縮機４の子午面（コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１を含む断面）において、上記角度θ３は、９０°＜θ３を満たす。
　かかる構成によれば、上記角度θ３が９０°未満である従来形態と比較して、サージライン近傍の運転領域においてインペラ６から逆流する旋回流れがバイパス流路１６に侵入しにくい角度θ３に設定されており、またコンプレッサ入口管４０の内壁面におけるバイパス流路１６の接続口とインペラ６との距離を確保することが容易となる。これにより、サージライン近傍の運転領域においてインペラ６から逆流する旋回流れがバイパス流路１６に侵入することが抑制され、コンプレッサ入口管４０とバイパス流路１６との接続部分の近傍領域における圧力損失が低減される。
　また、従来は、コンプレッサ入口管４０におけるインペラ６へ向かう順方向の流れがバイパス流路１６に干渉することを抑制するために、上記角度θ３は９０°未満に設定されていた。これに対し、本願発明者の鋭意検討の結果、バイパス流路１６に係る上記角度θ３は、インペラ６へ向かう順方向の流れがバイパス流路１６に干渉することを抑制するために９０°未満に設定するよりも、サージライン近傍でインペラ６から逆流する旋回流れがバイパス流路１６に侵入することを抑制するために９０°よりも大きい角度に設定した方が圧縮機効率の点で有利であるという新たな知見を得た。
　幾つかの実施形態では、例えば図８、図１２、図１４及び図１６に示すように、上記角度θ３は、θ３≦１３５°を満たす。
　かかる構成によれば、コンプレッサ入口管４０におけるインペラ６へ向かう順方向の流れがバイパス流路１６に干渉する影響を過度に大きくすることなく、サージライン近傍でインペラ６から逆流する旋回流れがバイパス流路１６に侵入することを抑制することができる。これにより、高い圧縮機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１２～図１６に示すように、コンプレッサ入口管４０の軸方向においてコンプレッサ入口管４０に形成されたバイパス流路１６の接続口４６とインペラ６の翼５０の前縁４４との間に位置し、コンプレッサ入口管４０の内壁面２０からコンプレッサ入口管４０の径方向における内側に向かって突出するように、軸心Ｏ１に平行な方向に沿って延設された少なくとも一つの延設部４２を更に備える。
　かかる構成によれば、サージライン近傍でインペラ６から逆流する旋回流れがバイパス流路１６に侵入することを延設部４２によって抑制することができる。また、延設部４２が軸心Ｏ１に平行な方向（上記流れ方向Ｆに平行な方向）に沿って延設されているため、コンプレッサ入口管４０におけるインペラ６へ向かう順方向の流れは、延設部４２に沿ってスムーズに流れることができる。したがって、コンプレッサ入口管４０とバイパス流路１６との接続部分の近傍領域における圧力損失を効果的に低減することができる。
　幾つかの実施形態では、例えば図１３及び図１５に示すように、少なくとも一つの延設部４２は、コンプレッサ入口管４０の周方向に間隔を空けて設けられた複数の延設部４２を含む。
　かかる構成によれば、サージライン近傍でインペラ６から逆流する旋回流れがバイパス流路１６に侵入することを複数の延設部４２によって効果的に抑制することができる。
　幾つかの実施形態では、例えば図１２、図１４及び図１６に示すように、インペラ６の翼５０における前縁４４の翼高さ（ハブ面５２からの翼高さ）をＨとすると、延設部４２の各々は、翼高さＨの７０％の位置（ハブ面５２から０．７Ｈの翼高さ）よりコンプレッサ入口管４０の径方向における外側のみに設けられており、翼高さＨの７０％の位置よりコンプレッサ入口管４０の径方向における内側には設けられていない。
　かかる構成によれば、サージライン近傍でインペラ６から逆流する旋回流れがバイパス流路１６に侵入することを延設部４２によって抑制しつつ、コンプレッサ入口管４０におけるインペラ６へ向かう順方向の流れに延設部４２が与える影響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１３及び図１５に示すように、コンプレッサ入口管４０の周方向における複数の延設部４２のピッチｄ３と、軸心Ｏ１に平行な方向（上記流れ方向Ｆに平行な方向）における延設部４２の各々の長さＥと、上記バイパス流路１６の接続口４６の外径Ｄとは、Ｅ＞ｄ３の関係を満たす。
　かかる構成によれば、サージライン近傍でインペラ６から逆流する旋回流れの角度によらず、バイパス流路１６に逆流が侵入すること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１２～図１６に示すように、延設部４２の各々は、板状に構成される。なお、遠心圧縮機４の子午面における延設部４２の形状は、特に限定されないが、例えば図１２及び図１４に示すように略三角形状であってもよいし、図１６に示すように方形であってもよい。
　かかる構成によれば、サージライン近傍でインペラ６から逆流する旋回流れがバイパス流路１６に侵入することを板状の延設部によって効果的に抑制することができる。
　幾つかの実施形態では、例えば図１４及び図１５に示すように、コンプレッサ入口管４０の内壁面２０のうちコンプレッサ入口管４０の流れ方向Ｆにおいてバイパス流路１６の接続口４６よりも上流側の内壁面２０から流れ方向Ｆにおける下流側に向かって突出する環状の突出部４８を含む。
　かかる構成によれば、バイパス流路１６から接続口４６を介してコンプレッサ入口管４０に流出した流れ（再循環流）Ｊが、環状の突出部４８によって転向されて、コンプレッサ入口管４０の内壁面２０に沿って流れるため、サージライン近傍でのインペラ６からの逆流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１５に示すように、突出部４８は、コンプレッサ入口管４０の径方向視（図１４のＸ方向視）において接続口４６の少なくとも一部にオーバーラップするように設けられる。
　かかる構成によれば、図１４に示すように、バイパス流路１６から接続口４６を介してコンプレッサ入口管４０に流出した流れＪ（再循環流）が、環状の突出部４８によって効果的に転向されて、コンプレッサ入口管４０の内壁面２０に沿って流れるため、サージライン近傍でのインペラ６からの逆流を効果的に抑制することができる。
　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３等に示した形態では、バイパス流路１６がコンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１に対して偏心した形態を例示したが、他の形態では、例えば図９に示すように、コンプレッサ入口管４０の軸心Ｏ１は、接線Ｌ２上に位置してもよく、角度θ１は角度θ３と等しくてもよい。すなわち、インペラ６から逆流する上記旋回流れｆがバイパス流路１６の内壁面２４に衝突することによる当該旋回流れの局所的な減速を抑制するためには、バイパス流路１６の内壁面２４が接続箇所Ａ１から接線Ｌ１に沿って形成されていればよい。
２　ターボチャージャ
４　遠心圧縮機
６　インペラ
８　回転軸
１０　タービンロータ
１２　タービン
１４　スクロール流路
１６　バイパス流路
１８　バイパスバルブ
１９　アクチュエータ
２０　内壁面
２２　弁ポート
２４　内壁面
３８　出口管
４０　コンプレッサ入口管
４２　延設部
４４　前縁
４６　接続口
４８　突出部
５０　翼
５２　ハブ面

Claims (15)

  1. 　インペラと、
    　前記インペラに空気を案内するコンプレッサ入口管と、
    　前記インペラの外周側に設けられたスクロール流路と、
    　前記インペラを迂回して前記コンプレッサ入口管と前記スクロール流路とを接続するバイパス流路と、
    　を備え、
    　前記コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、前記コンプレッサ入口管の内壁面と前記バイパス流路の内壁面との接続箇所のうち前記インペラの回転方向における下流側の接続箇所をＡ１、前記コンプレッサ入口管の内壁面を構成する仮想円をＣ、前記接続箇所Ａ１における前記仮想円Ｃの接線をＬ１とすると、前記バイパス流路の内壁面は、前記接続箇所Ａ１から前記接線Ｌ１に沿って形成された、遠心圧縮機。
  2. 　前記バイパス流路の断面の重心を前記バイパス流路の流れ方向に繋いだ仮想線をＢとし、
    　前記コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、前記仮想円Ｃと前記仮想線Ｂとの交点をＰ１、前記交点Ｐ１における前記仮想線Ｂの接線をＬ２、前記コンプレッサ入口管の軸心を通るとともに前記接線Ｌ２に平行な直線をＬ３、前記仮想円Ｃと前記直線Ｌ３との交点をＰ２とすると、
    　前記交点Ｐ１は、前記交点Ｐ２に対して前記インペラの回転方向における下流側に位置する、請求項１に記載の遠心圧縮機。
  3. 　前記バイパス流路の断面の重心を前記バイパス流路の流れ方向に繋いだ仮想線をＢとし、
    　前記コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、前記仮想円Ｃと前記仮想線Ｂとの交点をＰ１、前記仮想円Ｃと前記バイパス流路の内壁面との接続箇所のうち前記インペラの回転方向における上流側の接続箇所をＡ２とすると、
    　前記仮想円に沿った前記接続箇所Ａ１から交点Ｐ１までの距離は、前記仮想円に沿った前記接続箇所Ａ２から交点Ｐ１までの距離よりも大きい、請求項１又は２に記載の遠心圧縮機。
  4. 　前記コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、前記接続箇所Ａ１における前記接線Ｌ１と前記バイパス流路の内壁面とのなす角度θ１は０°≦θ１≦４５°を満たす、請求項１乃至３の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  5. 　前記コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、前記接続箇所Ａ１における前記接線Ｌ１と前記バイパス流路の内壁面とのなす角度をθ１、前記仮想円Ｃと前記バイパス流路の内壁面との接続箇所のうち前記インペラの回転方向における上流側の接続箇所をＡ２、前記接続箇所Ａ２における前記仮想円の接線をＬ４、前記接続箇所Ａ２における前記接線Ｌ４と前記バイパス流路の内壁面とのなす角度をθ２とすると、θ１＜θ２を満たす、請求項１乃至４の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  6. 　前記コンプレッサ入口管の軸心に直交する断面において、前記仮想円Ｃと前記バイパス流路の内壁面との接続箇所のうち前記インペラの回転方向における上流側の接続箇所をＡ２、前記接続箇所Ａ２における前記仮想円の接線をＬ４とすると、前記接線Ｌ４と前記バイパス流路の内壁面とのなす角度θ２が４５°≦θ２≦９０°を満たす、請求項１乃至５の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  7. 　前記バイパス流路の断面の重心を前記バイパス流路の流れ方向に繋いだ仮想線をＢとし、
    　前記インペラの回転軸線に直交する断面において、前記仮想円Ｃと前記仮想線Ｂとの交点をＰ１、前記交点Ｐ１における前記仮想線Ｂの接線をＬ２とし、
    　前記遠心圧縮機の子午面において、前記コンプレッサ入口管の軸心Ｏ１と前記接線Ｌ２との交点をＰ３、前記コンプレッサ入口管の軸中心Ｌ０のうち前記コンプレッサの入口管の流れ方向における前記交点Ｐ３よりも上流側の線分をＬ５、前記接線Ｌ２のうち前記交点Ｐ３から前記バイパス流路内に延びる半直線をＬ６とすると、
    　前記交点Ｐ３において前記線分Ｌ５と前記半直線Ｌ６とがなす角度θ３は９０°以上である、請求項１乃至６の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  8. 　インペラと、
    　前記インペラに空気を案内するコンプレッサ入口管と、
    　前記インペラの外周側に設けられたスクロール流路と、
    　前記インペラを迂回して前記コンプレッサ入口管と前記スクロール流路とを接続するバイパス流路と、
    　前記バイパス流路の断面の重心を前記バイパス流路の流れ方向に繋いだ仮想線をＢとし、
    　前記インペラの回転軸線に直交する断面において、前記コンプレッサ入口管の内壁面を構成する仮想円をＣ、前記仮想円Ｃと前記仮想線Ｂとの交点をＰ１、前記交点Ｐ１における前記仮想線Ｂの接線をＬ２とし、
    　前記遠心圧縮機の子午面において、前記コンプレッサ入口管の軸心Ｏ１と前記接線Ｌ２との交点をＰ３、前記コンプレッサ入口管の軸心Ｏ１のうち前記コンプレッサの入口管の流れ方向における前記交点Ｐ３よりも上流側の線分をＬ５、前記接線Ｌ２のうち前記交点Ｐ３から前記バイパス流路内に延びる半直線をＬ６とすると、
    　前記交点Ｐ３において前記線分Ｌ５と前記半直線Ｌ６とがなす角度θ３は、９０°＜θ３を満たす、遠心圧縮機。
  9. 　前記角度θ３は、θ３≦１３５°を満たす、請求項８に記載の遠心圧縮機。
  10. 　前記コンプレッサ入口管の軸方向において前記コンプレッサ入口管に形成された前記バイパス流路の接続口と前記インペラの翼の前縁との間に位置し、前記コンプレッサ入口管の前記内壁面から前記コンプレッサ入口管の径方向における内側に向かって突出するように、前記軸心Ｏ１に平行な方向に沿って延設された少なくとも一つの延設部を更に備える、請求項８又は９に記載の遠心圧縮機。
  11. 　前記少なくとも一つの延設部は、前記コンプレッサ入口管の周方向に間隔を空けて設けられた複数の前記延設部を含む、請求項１０に記載の遠心圧縮機。
  12. 　前記延設部の各々は板状に構成された、請求項１０又は１１に記載の遠心圧縮機。
  13. 　前記コンプレッサ入口管の内壁面のうち前記コンプレッサ入口管の流れ方向において前記バイパス流路の接続口よりも上流側の内壁面から前記流れ方向における下流側に向かって突出する環状の突出部を含む、請求項８乃至１２の何れか１項に記載の遠心圧縮機。
  14. 　前記突出部は、前記コンプレッサ入口管の径方向視において前記接続口の少なくとも一部にオーバーラップするように設けられた、請求項１３に記載の遠心圧縮機。
  15. 　請求項１乃至１４の何れか１項に記載の遠心圧縮機と、前記遠心圧縮機のインペラと回転軸を共有するタービンと、を備えるターボチャージャ。
PCT/JP2018/026549 2018-07-13 2018-07-13 遠心圧縮機及びターボチャージャ WO2020012648A1 (ja)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201880088247.XA CN111670297B (zh) 2018-07-13 2018-07-13 离心压缩机和涡轮增压器
US17/042,661 US11378095B2 (en) 2018-07-13 2018-07-13 Centrifugal compressor and turbocharger
EP18925758.7A EP3760849B1 (en) 2018-07-13 2018-07-13 Centrifugal compressor and turbo charger
PCT/JP2018/026549 WO2020012648A1 (ja) 2018-07-13 2018-07-13 遠心圧縮機及びターボチャージャ
JP2020529957A JP7157155B2 (ja) 2018-07-13 2018-07-13 遠心圧縮機及びターボチャージャ

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/JP2018/026549 WO2020012648A1 (ja) 2018-07-13 2018-07-13 遠心圧縮機及びターボチャージャ

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2020012648A1 true WO2020012648A1 (ja) 2020-01-16

Family

ID=69141364

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2018/026549 WO2020012648A1 (ja) 2018-07-13 2018-07-13 遠心圧縮機及びターボチャージャ

Country Status (5)

Country Link
US (1) US11378095B2 (ja)
EP (1) EP3760849B1 (ja)
JP (1) JP7157155B2 (ja)
CN (1) CN111670297B (ja)
WO (1) WO2020012648A1 (ja)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2023012882A1 (ja) * 2021-08-02 2023-02-09 三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社 遠心圧縮機及びターボチャージャ

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
SE545238C2 (en) * 2021-10-05 2023-06-07 Scania Cv Ab Compressor Arrangement, Turbocharger, Combustion Engine, and Vehicle
US11585257B1 (en) * 2022-03-14 2023-02-21 Garrett Transportation I Inc. Methods and systems for catalytically treating exhaust gases from an internal combustion engine using secondary air injection, and secondary air pump for use therein
US11965516B1 (en) * 2023-06-26 2024-04-23 GM Global Technology Operations LLC Compressor system with remote-mounted recirculation valve

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6157137U (ja) * 1984-09-20 1986-04-17
JPH11182257A (ja) * 1997-12-19 1999-07-06 Nissan Motor Co Ltd 遠心式過給機
JP2012241558A (ja) 2011-05-17 2012-12-10 Ihi Corp バイパスバルブ及び過給機
JP2017155664A (ja) * 2016-03-02 2017-09-07 株式会社豊田自動織機 遠心圧縮機

Family Cites Families (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2005240569A (ja) * 2004-02-24 2005-09-08 Toyota Motor Corp 作動流体還流路を有する過給用コンプレッサ
US8287232B2 (en) * 2004-06-07 2012-10-16 Honeywell International Inc. Compressor with controllable recirculation and method therefor
JP2005351193A (ja) 2004-06-11 2005-12-22 Hino Motors Ltd 過給装置
DE102008047506A1 (de) * 2008-09-17 2010-04-15 Daimler Ag Radialverdichter, insbesondere für einen Abgasturbolader einer Brennkraftmaschine
DE112011102931B4 (de) * 2010-09-02 2022-06-15 Borgwarner Inc. Kompressorrückführung in ringförmiges Volumen
JP2012062822A (ja) 2010-09-16 2012-03-29 Denso Corp 過給式エンジンの排気再循環システム
KR101209727B1 (ko) * 2010-09-29 2012-12-07 현대자동차주식회사 안티서지밸브를 갖는 터보장치
JP2012241560A (ja) 2011-05-17 2012-12-10 Otics Corp 過給機用のコンプレッサハウジング
US9243550B2 (en) 2012-03-12 2016-01-26 Ford Global Technologies, Llc Turbocharger compressor inlet flow control
JP6157137B2 (ja) 2013-02-13 2017-07-05 キヤノン株式会社 閃光装置、撮像装置及び撮像システム
US9482240B2 (en) * 2013-07-31 2016-11-01 Honeywell International Inc. Compressor housing assembly for a turbocharger
JP6237056B2 (ja) * 2013-09-27 2017-11-29 株式会社Ihi 遠心圧縮機および過給機
DE102015215246B4 (de) 2015-08-11 2022-05-12 Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft Verdichter eines Turboladers mit einem Schubumluftventil sowie Turbolader und Kraftfahrzeug mit einem solchen Verdichter
WO2018069975A1 (ja) 2016-10-11 2018-04-19 マツダ株式会社 ターボ過給機付エンジンの吸気通路構造

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6157137U (ja) * 1984-09-20 1986-04-17
JPH11182257A (ja) * 1997-12-19 1999-07-06 Nissan Motor Co Ltd 遠心式過給機
JP2012241558A (ja) 2011-05-17 2012-12-10 Ihi Corp バイパスバルブ及び過給機
JP2017155664A (ja) * 2016-03-02 2017-09-07 株式会社豊田自動織機 遠心圧縮機

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3760849A4

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2023012882A1 (ja) * 2021-08-02 2023-02-09 三菱重工エンジン＆ターボチャージャ株式会社 遠心圧縮機及びターボチャージャ

Also Published As

Publication number Publication date
EP3760849A4 (en) 2021-01-06
CN111670297B (zh) 2022-07-26
CN111670297A (zh) 2020-09-15
EP3760849A1 (en) 2021-01-06
JP7157155B2 (ja) 2022-10-19
JPWO2020012648A1 (ja) 2021-06-03
US20210033103A1 (en) 2021-02-04
US11378095B2 (en) 2022-07-05
EP3760849B1 (en) 2023-06-14

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2020012648A1 (ja) 遠心圧縮機及びターボチャージャ
EP2863064B1 (en) Centrifugal compressor
US9790957B2 (en) Air intake duct structure for centrifugal fluid machine
WO2014033878A1 (ja) 遠心圧縮機
EP2994647B1 (en) Centrifugal compressor with inlet duct having swirl generators
CN102221016A (zh) 压缩机气流偏转器以及结合该偏转器的压缩机
JPWO2008129953A1 (ja) 遠心圧縮機
WO2018146753A1 (ja) 遠心圧縮機、ターボチャージャ
US11215057B2 (en) Turbine wheel, turbine, and turbocharger
US10655637B2 (en) Scroll casing and centrifugal compressor
WO2020008615A1 (ja) 遠心圧縮機及びターボチャージャ
WO2020208855A1 (ja) タービン用の排気ダクト及びタービン
JP2012102745A (ja) 斜流タービン
JP2016053353A (ja) ターボチャージャの排気タービン
JP7232352B2 (ja) コンプレッサおよび該コンプレッサを備えるターボチャージャ
WO2024009407A1 (ja) 遠心圧縮機のケーシング、遠心圧縮機及びターボチャージャ
CN110869619A (zh) 离心压缩机及涡轮增压器
WO2023012882A1 (ja) 遠心圧縮機及びターボチャージャ
JP7123029B2 (ja) 遠心圧縮機
WO2022215579A1 (ja) 過給機ガスケーシング及び過給機
US11982222B2 (en) Wastegate valve device, turbine, and turbocharger
CN113574281B (zh) 离心压缩机以及涡轮增压器
US20230175524A1 (en) Compressor housing and centrifugal compressor
CN110582648B (zh) 离心压缩机以及具有该离心压缩机的涡轮增压器

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 18925758

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2018925758

Country of ref document: EP

Effective date: 20201002

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2020529957

Country of ref document: JP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE