(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
軸心を中心に回転駆動される羽根車と該羽根車を内部に収容するハウジングとを備え、前記羽根車の回転により気体を圧縮するターボ形圧縮機であって、
前記ハウジングは、前記羽根車の半径方向外端を囲むシュラウド壁を有しており、
該シュラウド壁は、前記羽根車を構成する羽根の上流側外方端に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第１スリットを有し、
該第１スリットの幅の間に前記上流側外方端が位置するように、前記第１スリットの軸方向位置が設定されており、
前記ハウジングは、前記シュラウド壁に囲まれた気体流路内の気体を、該気体流路の下流側から上流側へ循環させる循環流路を有しており、
前記循環流路は、前記第１スリットの下流側に設けられた下流側開口と、前記第１スリットの上流側に設けられた上流側開口と、前記シュラウド壁より外側に設けられた中空円形の連通流路とからなり、
前記第１スリット、前記下流側開口、及び前記上流側開口の３つは、異なる軸方向位置で前記連通流路と連通している、ことを特徴とするターボ形圧縮機。
【請求項２】
前記羽根車は、上流側先端部の軸方向位置が異なる主羽根と副羽根とからなり、
前記下流側開口は、前記副羽根の上流側先端部に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第２スリットである、ことを特徴とする請求項１に記載のターボ形圧縮機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、羽根入口側で発生する流体音（騒音）を低減するターボ形圧縮機に関する。
【背景技術】
【０００２】
ターボ形圧縮機は、軸流式圧縮機と遠心式圧縮機に大別される。軸流式圧縮機は、気体がほぼ回転軸と同心の円筒面上を旋回しながら通過する羽根車を有する圧縮機であり、その軸方向に気体を吸い込んで圧縮する。一方、遠心式圧縮機は、気体が回転軸にほぼ垂直な面を旋回しながら通過する羽根車を有する圧縮機であり、回転軸に対する外周方向に気体を送出して圧縮する。
【０００３】
ターボ形圧縮機では、羽根車の回転により、羽根車の羽根が気体の流れを横切って移動することにより、羽根車の周方向において圧力が増減する圧力場が生じ、この圧力場に起因して騒音が発生する。
そこで、かかる騒音を低減する手段として、特許文献１〜３が提案されている。
【０００４】
特許文献１の過給機は、コンプレッサ翼車の回転によって発生する騒音を減少させるために、コンプレッサ翼車の空気出口側でかつコンプレッサハウジング側のコーナーを面取り形状にしたものである。
特許文献２の排気ターボ過給機は、吸気騒音を抑制しかつ騒音の外部への放出を防止するために、吸気サイレンサを備えたものである。
特許文献３の圧縮機は、低騒音化を実現するために、シュラウド壁のうち、羽根車の入口部の外周側に位置する部分に多数の小径穴を設けたものである。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２００２−２１５７５号公報、「過給機」
【特許文献２】特開２００６−１９４１６１号公報、「吸気サイレンサを備えた排気ターボ過給機」
【特許文献３】特開２００７−２１８１４７号公報、「圧縮機及びこれを備える車両用過給機」
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
しかし、通常運転時における羽根車の回転によってサージングによる騒音が発生する場合、これら従来技術には、以下の問題点があった。
特許文献１は、羽根入口側が流体音（騒音）の発生源である場合に、出口側の形状を変更しても効果が小さい。また、入口側の角部を面取りしたとしても羽根車の羽根の一部分を削除するため、圧力比など、コンプレッサ性能に悪影響を与える。
特許文献２は、新たな部品（吸気サイレンサ）の設置が必要となり、経済効率上および組立効率上好ましくない。
特許文献３は、シュラウド壁の内面に周方向に多数の小径穴を設ける必要があり、シュラウド壁の構造が複雑となりシュラウド壁を一体化できない問題点があった。
【０００７】
本発明は上述した問題点を解決するために創案されたものである。すなわち、本発明の目的は、通常運転時において、コンプレッサ性能に悪影響を与えることなく、サージングによる騒音を低減することができ、かつ構造がシンプルでありシュラウド壁を一体化することができるターボ形圧縮機を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明によれば、軸心を中心に回転駆動される羽根車と該羽根車を内部に収容するハウジングとを備え、前記羽根車の回転により気体を圧縮するターボ形圧縮機であって、
前記ハウジングは、前記羽根車の半径方向外端を囲むシュラウド壁を有しており、
該シュラウド壁は、前記羽根車を構成する羽根の上流側外方端に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第１スリットを有し、
該第１スリットの幅の間に前記上流側外方端が位置するように、前記第１スリットの軸方向位置が設定されており、
前記ハウジングは、前記シュラウド壁に囲まれた気体流路内の気体を、該気体流路の下流側から上流側へ循環させる循環流路を有しており、
前記循環流路は、前記第１スリットの下流側に設けられた下流側開口と、前記第１スリットの上流側に設けられた上流側開口と、前記シュラウド壁より外側に設けられた中空円形の連通流路とからなり、
前記第１スリット、前記下流側開口、及び前記上流側開口の３つは、異なる軸方向位置で前記連通流路と連通している、ことを特徴とするターボ形圧縮機が提供される。
【００１０】
本発明の実施形態によれば、前記羽根車は、上流側先端部の軸方向位置が異なる主羽根と副羽根とからなり、
前記下流側開口は、前記副羽根の上流側先端部に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第２スリットである。
【発明の効果】
【００１１】
上記本発明の構成によれば、シュラウド壁が、羽根車を構成する羽根の上流側最先端部（すなわち上流側外方端）に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第１スリットを有するので、羽根車の回転により羽根車の周方向に発生する圧力変動を第１スリットにより緩和して、サージングによる騒音を低減することができる。
従って、通常運転時において、コンプレッサ性能に悪影響を与えることなく、サージングによる騒音を低減することができる。
【００１２】
また、本発明の構成によれば、シュラウド壁に周方向に延びる第１スリットを設けるだけであり、新たな部品の設置が不要なので、構造がシンプルでありシュラウド壁を一体化することができ、製作コストが低く、かつ組立が容易である。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】本発明によるターボ形圧縮機を備えた過給機の全体構成図である。
【図２】本発明によるターボ形圧縮機の第１実施形態図である。
【図３】本発明によるターボ形圧縮機の第２実施形態図である。
【図４】本発明によるターボ形圧縮機の第３実施形態図である。
【図５】本発明によるターボ形圧縮機の第４実施形態図である。
【図６】本発明と従来例の騒音を比較した試験結果を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
以下、本発明の実施形態を添付図面に基づいて詳細に説明する。なお、各図において共通する部分には同一の符号を付し、重複した説明を省略する。
【００１５】
図１は、本発明によるターボ形圧縮機を備えた過給機の全体構成図である。
この図において、１０は本発明によるターボ形圧縮機に相当する遠心式圧縮機、２０は遠心式タービン、３０は軸受ハウジングである。
【００１６】
遠心式圧縮機１０は、軸心Ｚ−Ｚを中心に回転駆動される羽根車１２（以下、コンプレッサインペラという）と、羽根車１２を内部に収容するハウジング１４（以下、コンプレッサハウジングという）とを備え、外部から軸方向に気体１（この例では空気）を吸引し、羽根車１２の回転により気体１を圧縮するようになっている。圧縮された気体１は、図示しない吐出口から外部（例えば内燃機関）に供給される。
【００１７】
遠心式タービン２０は、軸心Ｚ−Ｚを中心に回転する羽根車２２（以下、タービンインペラという）と、羽根車２２を内部に収容するハウジング２４（以下、タービンハウジングという）とを備え、外部から半径方向内方に供給される排気ガス（図示せず）により、羽根車２２を回転駆動した後、軸方向に排気ガス２を排気するようになっている。
【００１８】
軸受ハウジング３０は、コンプレッサインペラ１２とタービンインペラ２２を直接連結する連結軸２６を軸心Ｚ−Ｚを中心に回転可能に支持し、タービンインペラ２２の回転をコンプレッサインペラ１２に伝達してこれを回転駆動するようになっている。
なお、連結軸２６は、この例ではタービンインペラ２２と一体に成形されているが、本発明はこれに限定されず、別体であってもよい。
【００１９】
遠心式タービン２０と軸受ハウジング３０の構造は、従来例と同様であり、詳細な説明は省略する。
また、本発明によるターボ形圧縮機は、過給機用の遠心式圧縮機に限定されず、その他の遠心式圧縮機、又は軸流式圧縮機であってもよい。
以下、本発明によるターボ形圧縮機が過給機用の遠心式圧縮機である場合について説明する。
【００２０】
図２は、本発明によるターボ形圧縮機の第１実施形態図である。
この図において、遠心式圧縮機１０のハウジング１４は、羽根車１２（コンプレッサインペラ）の半径方向外端を囲むシュラウド壁１５を有している。
羽根車１２の半径方向外端とシュラウド壁１５との間には、隙間が設けられ、互いに干渉しないようになっている。
シュラウド壁１５で囲まれるシュラウド壁１５の内側空間は、気体１（空気）が外部から流入する気体流入路である。
【００２１】
図２において、羽根車１２（コンプレッサインペラ）は、上流側（図で右側）が細く、下流側（図で左側）が太い接頭円錐形状のロータ部１２ａと、ロータ部１２ａの傾斜部に周方向に間隔を隔てて位置する複数の羽根１３とからなる。
なお、ロータ部１２ａと複数の羽根１３は、一体に成形されていることが好ましい。
【００２２】
また、この例で、羽根１３は、上流側先端部（図で右側外方端）の軸方向位置Ａ，Ｂが異なる主羽根１３ａ（実線で示す）と副羽根１３ｂ（破線で示す）とからなる。すなわち、主羽根１３ａは、副羽根１３ｂよりも軸方向長さが長く、その上流側先端部Ａは、副羽根１３ｂの上流側先端部Ｂよりも上流側に位置している。
なお、羽根１３はこの構成に限定されず、主羽根１３ａのみであってもよい。
【００２３】
図２において、シュラウド壁１５は、コンプレッサインペラ１２を構成する羽根１３（この例では主羽根１３ａ）の上流側最先端部（図で右側外方端）に対向する軸方向位置Ａに、周方向に延びる第１スリット１６を有する。
【００２４】
ここで、「上流側最先端部」とは、羽根１３が主羽根１３ａと副羽根１３ｂを有する場合は、主羽根１３ａの上流側先端部を意味し、副羽根１３ｂがない場合は、羽根１３の上流側先端部を意味する。
【００２５】
図２において、第１スリット１６の内方端は、シュラウド壁１５と面一に開口している。また、この例で、第１スリット１６の外方端は閉じており、第１スリット１６の内部空間は、シュラウド壁１５の内側の気体流路とのみ連通している。
【００２６】
第１スリット１６は、好ましくは、周方向に３６０度延びる全体として環状の凹溝である。なお、本発明はこれに限定されず、周方向に断続的に延びる円弧状の凹溝であってもよい。
第１スリット１６の幅（軸方向長さ）は、主羽根１３ａの羽根入口側で発生する圧力変動の範囲、例えば１〜５ｍｍであるのがよい。また、第１スリット１６の深さ（半径方向深さ）は、主羽根１３ａの羽根入口側で発生する圧力変動を緩和できる深さ、例えば１〜５ｍｍであるのがよい。
【００２７】
図３は、本発明によるターボ形圧縮機の第２実施形態図である。
この例において、ハウジング１４は、羽根車１２で圧縮された気体を羽根車１２の上流に循環させる循環流路１７を有している。
【００２８】
循環流路１７は、下流側開口１７ａ、上流側開口１７ｂ、及び連通流路１７ｃからなる。
下流側開口１７ａは、シュラウド壁１５の上述した軸方向位置Ａの下流側に設けられ、上流側開口１７ｂは、シュラウド壁１５の軸方向位置Ａの上流側に設けられている。また、連通流路１７ｃは、ハウジング１４のシュラウド壁１５より外側に設けられた中空チャンバであり、下流側開口１７ａと上流側開口１７ｂを連通している。
【００２９】
下流側開口１７ａの位置は、この例では、主羽根１３ａと副羽根１３ｂの上流側先端部に対向する軸方向位置Ａ，Ｂの中間であるが、軸方向位置Ｂより下流であってもよい。
また、下流側開口１７ａは、この例では、周方向に３６０度延びる全体として環状の凹溝であるが、周方向に断続的に延びる円弧状の凹溝であってもよく、単なる孔（円形、矩形、楕円形等）であってもよい。
下流側開口１７ａの幅（軸方向長さ）は、低流量時に下流から上流への循環流量を増して、サージ線を小流量側に移動できる範囲、例えば１〜５ｍｍであるのがよい。
【００３０】
上流側開口１７ｂの位置は、主羽根１３ａの上流側先端部に対向する軸方向位置Ａより上流側であり、外部から軸方向に供給される気体１（空気）と十分混合する位置に設定されている。
また、上流側開口１７ｂは、この例では、周方向に３６０度延びる全体として環状の凹溝であるが、圧力損失が小さい限り、周方向に断続的に延びる円弧状の凹溝であってもよい。
上流側開口１７ｂの幅（軸方向長さ）は、下流から上流へ循環される流量による圧力損失が小さい範囲、例えば２〜１０ｍｍであるのがよい。
【００３１】
連通流路１７ｃの軸線Ｚ−Ｚに直交する断面形状は、中空円形（ドーナツ形状）であるのが好ましいが、周方向に断続的に延びる円弧状の空洞であってもよい。
また、この断面形状は、下流側開口１７ａから上流側開口１７ｂまで、圧力損失が小さい限りで、漸増又は同一であるのが好ましい。
【００３２】
上述した循環流路１７により、羽根車１２で圧縮された加圧気体の一部を下流側開口１７ａから抽気し、連通流路１７ｃを介して上流側開口１７ｂまで循環させ、上流側開口１７ｂからシュラウド壁１５の内側に供給することができ、低流量時に下流から上流への循環流量を増して、サージングを改善することができる。
【００３３】
図３において、上述した第１スリット１６は循環流路１７と連通している。
この例において、第１スリット１６の内方端は、シュラウド壁１５と面一に開口している。また、この例で、第１スリット１６の半径方向外端は、循環流路１７の連通流路１７ｃと連通しており、主羽根１３ａの羽根入口側で発生する圧力変動を第１スリット１６を介して循環流路１７に伝達するようになっている。
その他の構成は、第１実施形態と同様である。
【００３４】
図３に示した構成により、主羽根１３ａの羽根入口側で発生する圧力変動を第１スリット１６と循環流路１７とに伝達することができ、特に循環流路１７の空間容積が第１スリット１６と比較して大きいので、圧力変動を効果的に緩和することができる。
【００３５】
図４は、本発明によるターボ形圧縮機の第３実施形態図である。
この例において、シュラウド壁１５は、副羽根１３ｂの上流側先端部に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第２スリット１８を有する。
すなわち、第１スリット１６は、シュラウド壁１５の主羽根１３ａの上流側先端部に対向する軸方向位置Ａに設けられ、第２スリット１８は、シュラウド壁１５の副羽根１３ｂの上流側先端部に対向する軸方向位置Ｂに設けられている。
また、この例で、第２スリット１８は、第２実施形態における下流側開口１７ａを兼ねており、下流側開口１７ａは省略されている。
その他の構成は、第２実施形態と同様である。
【００３６】
この構成により、循環流路１７により、羽根車１２で圧縮された加圧気体の一部を第２スリット１８から抽気し、連通流路１７ｃを介して上流側開口１７ｂまで循環させ、上流側開口１７ｂからシュラウド壁１５の内側に供給することができる。このような構成によって、低流量時における下流から上流への循環流量の増加、サージングの改善を図るようにしてもよい。
また、主羽根１３ａと副羽根１３ｂの羽根入口側Ａ，Ｂで発生する圧力変動を第１スリット１６、第２スリット１８、及び循環流路１７とで効果的に緩和することができる。
【００３７】
図５は、本発明によるターボ形圧縮機の第４実施形態図である。
本発明によるターボ形圧縮機の第４実施形態では、上述した第２実施形態おいて、第２スリット１８を省略する。この場合、ハウジング１４に形成された循環流路１７は、シュラウド壁１５に囲まれた気体流路内の気体を、該気体流路の下流側から上流側へ循環させる。すなわち、循環流路１７は、第１スリット１６を通して前記気体流路から連通流路１７ｃに流入してきた気体を、前記気体流路において第１スリット１６より上流側にある上流側開口１７ｂを通して前記気体流路に戻す。また、一例では、連通流路１７ｃは、軸心Ｚ−Ｚの方向に関して、第１スリット１６から上流側開口１７ｂまで延びている。
第４実施形態における他の構成は、第２実施形態における構成と同じである。
【００３８】
第４実施形態においては、第１スリット１６から連通流路１７ｃへ流入した気体を、上流側開口１７ｂまで循環させ、上流側開口１７ｂからシュラウド壁１５の内側に供給することができる。その結果、サージングによる騒音を低減できる。
【実施例１】
【００３９】
上述した第４実施形態（本発明）と、この形態で本発明の第１スリット１６のない形態（従来例）とを用い、同一条件で羽根車１２の回転速度を変化させ、発生する騒音の音圧を計測した。
図６は、本発明と従来例の騒音を比較した試験結果を示す図であり、横軸は周波数（Ｈｚ）、縦軸は音圧（Ｐａ（ＲＭＳ））である。また図中の破線は従来例、実線は本発明である。
【００４０】
この試験結果から、従来例の騒音の音圧（破線）は、２００〜１０００Ｈｚ、及び１６００〜１８００Ｈｚでは、およそ５０Ｐａ（ＲＭＳ）以下であり、１０００〜１６００Ｈｚにおいて、最大で４００Ｐａ（ＲＭＳ）以上に達している。
これに対して、本発明の騒音の音圧（実線）は、２００〜１０００Ｈｚ、及び１６００〜１８００Ｈｚでは、従来例と同等であるが、１０００〜１６００Ｈｚにおいて、最大でもおよそ２００Ｐａ（ＲＭＳ）以下であり、ほぼ半減していることがわかる。
【００４１】
また、この効果は、上述した第１実施形態及び第３実施形態でも、同様に得られることが想定される。
【００４２】
上述したように、遠心式圧縮機１０の羽根車１２（コンプレッサインペラ）の回転により、羽根入口先端部に圧力変動が発生し、羽根形状によっては変動ばらつきが大きくなり、この圧力変動により空気流体音が発生し騒音となる。
しかし、本発明の構成によれば、スリット１６をシュラウド壁１５の圧力変動する位置に設けることで、圧力変動による気体（空気）の逃げ場ができ、これにより圧力変動が緩和され、騒音が低減されることが実施例により確認された。
【００４３】
上述した本発明の構成によれば、シュラウド壁１５が、羽根車１２を構成する羽根１３の上流側先端部に対向する軸方向位置に、周方向に延びる第１スリット１６を有するので、羽根車１２の回転により羽根車１２の周方向に発生する圧力変動を第１スリット１６により緩和して、サージングによる騒音を低減することができる。
従って、通常運転時において、コンプレッサ性能に悪影響を与えることなく、サージングによる騒音を低減することができる。
【００４４】
また、羽根車１２で圧縮された気体１を羽根車１２の上流に循環させる循環流路１７を有し、第１スリット１６が循環流路１７と連通する実施形態により、循環流路１７によりサージ線を低流量側へ移動させてサージによる騒音を低減するサージ改善効果と、羽根入口側で発生する流体音（騒音）を低減する騒音低減効果の２つの効果を得ることができる。
【００４５】
また、本発明の構成によれば、シュラウド壁１５に周方向に延びる第１スリット１６を設けるだけであり、新たな部品の設置が不要なので、構造がシンプルでありシュラウド壁を一体化することができ、製作コストが低く、かつ組立が容易である。
【００４６】
なお、本発明は上述した実施の形態に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更を加え得ることは勿論である。
【符号の説明】
【００４７】
１  気体（空気）、２  排気ガス、
１０  ターボ形圧縮機（遠心式圧縮機）、
１２  羽根車（コンプレッサインペラ）、１２ａ  ロータ部、
１３  羽根、１３ａ  主羽根、１３ｂ  副羽根、
１４  ハウジング（コンプレッサハウジング）、
１５  シュラウド壁、１６  第１スリット、
１７  循環流路、１７ａ  下流側開口、
１７ｂ  上流側開口、１７ｃ  連通流路、１８  第２スリット、
２０  遠心式タービン、２２  羽根車（タービンインペラ）、
２４  ハウジング（タービンハウジング）、
２６  連結軸、３０  軸受ハウジング
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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