CN111989469B - 涡轮机组 - Google Patents

Abstract

一种涡轮机组，具有：叶轮，其至少具有一个叶片；壳体，其旋转自如地收纳所述叶轮；其中，所述叶轮停止时的所述叶片的前端部与所述壳体的内表面之间的间隙的大小形成为在所述叶轮的周向上不均匀。

Description

涡轮机组

技术领域

本发明涉及涡轮机组。

背景技术

在工业用压缩机和增压器等中使用的涡轮机组中构成为，具有多个叶片(动叶片)的叶轮进行旋转，压缩流体，或从流体吸收动力。

作为涡轮机组的一例，例如，可举出涡轮增压器。

涡轮增压器包括旋转轴、设置在旋转轴的一端侧的涡轮工作轮和设置在旋转轴的另一端侧的压缩机轮。并且，通过将废气的废气能量作用于涡轮工作轮而使旋转轴高速旋转，由此在旋转轴的另一端侧设置的压缩机轮对进气进行压缩(参照专利文献1)。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：国际公开第2016/098230号

发明内容

发明所要解决的技术问题

在涡轮机组中，虽然在动叶片的前端部与壳体的内表面之间存在间隙，但是从这个间隙产生泄漏流，影响涡轮机组中的流场和性能。因此，想要尽可能地减小上述间隙，但需要即使通过使涡轮机组运转而发生动叶片和壳体的变形等，动叶片和壳体也不接触。

因此，在叶轮和壳体的设计上，需要考虑上述变形等。

鉴于上述情况，本发明的至少一实施方式的目的在于使涡轮机组运行中的动叶片的前端部和壳体的内表面之间的间隙适当。

(1)本发明至少一实施方式的涡轮机组具有：

叶轮，其至少具有一个叶片；

壳体，其旋转自如地收纳所述叶轮；其中，

所述叶轮停止时的所述叶片的前端部与所述壳体的内表面之间的间隙的大小形成为在所述叶轮的周向上不均匀。

根据上述(1)的结构，由于叶轮停止时的上述间隙的大小在叶轮的周向上故意不均匀地形成，由此抵消了叶轮旋转时、即涡轮机组运转时叶轮和壳体的变形等引起的上述间隙的变化，从而运转时的上述间隙能够接近在周向上均匀的状态。即，对于在涡轮机组的运转中有可能接触的部位，通过使停止时的上述间隙比其他周向位置的停止时的上述间隙大，能够抵消运转时的上述间隙的变化。由此，能够减小运转时的上述间隙，能够抑制涡轮机组的效率降低。

(2)在几个实施方式中，在上述(1)的构成中，在所述叶轮停止时的所述间隙的最大值与最小值的差是所述间隙在所述周向上的平均值的10％以上。

根据上述(2)的结构，叶轮停止时的上述间隙的最大值与最小值之间的差是关于上述间隙在周向上的平均值的10％以上，由此能够进一步使涡轮机组运转时的上述间隙接近在周向上均匀的状态。

(3)在几个实施方式中，在上述(1)或(2)的结构中，所述壳体的内周缘具有椭圆形。

例如，在涡轮机组运转时，外壳的内周缘有时会以从圆形变为椭圆形的方式变形。在这样的情况下，可以预先使涡轮机组停止时的壳体的内周缘的形状以在经过上述那样的形状变化时接近圆形的方式形成为椭圆形。

在这一点上，根据上述(3)的结构，由于壳体的内周缘具有椭圆形，所以在涡轮机组运转时，上述间隙能够接近在周向上均匀的状态。

(4)在几个实施方式中，在上述(1)至(3)中任一项的结构中，在所述叶轮停止时，所述壳体的中心轴线与所述叶轮的旋转轴线平行，且在径向上从所述叶轮的旋转轴线偏离。

例如，在涡轮机组运转时，外壳的中心轴线和叶轮的旋转轴线有时会偏离。在这样的情况下，考虑涡轮机组运转时的上述偏离，预先使涡轮机组停止时的该中心轴线和该旋转轴线偏离，由此能够减小在涡轮机组运转时使该中心轴线与该旋转轴线的偏离。

在这一点上，根据上述(4)的结构，在叶轮停止时，壳体的中心轴线与叶轮的旋转轴线平行，并且在径向上从叶轮的旋转轴线偏离。由此，在涡轮机组的运转时能够减小该中心轴线与该旋转轴线的偏离。

(5)在几个实施方式中，在上述(1)至(3)中的任一种构成中，在所述叶轮停止时，所述壳体的中心轴线与所述叶轮的旋转轴线不平行。

例如，在涡轮机组运转时，有时壳体的中心轴线和叶轮的旋转轴线不平行。在该情况下，考虑涡轮机组运转时的上述偏离而预先使涡轮机组停止时的该中心轴线和该旋转轴线不平行，由此在涡轮机组运转时能够接近该中心轴线和该旋转轴线平行的状态。

在这一点上，根据上述(5)的结构，在叶轮停止时，壳体的中心轴线与叶轮的旋转轴线不平行。由此，在涡轮机组运转时，能够接近该中心轴线与该旋转轴线平行的状态。

(6)在一些实施例中，在上述(1)至(5)中的任一种的结构中，

所述叶轮是半径流式的叶轮，

所述壳体并非绕所述壳体的中心轴线旋转对称。

若壳体并非绕外壳的中心轴线旋转对称，则热伸长引起的变形也表现为不绕该中心轴线旋转对称。因此，在具有并非绕壳体的中心轴线旋转对称的壳体的涡轮机组中，将叶轮停止时的上述间隙的大小形成为在叶轮的周向上均匀的情况下，则在叶轮运转时，上述间隙的大小在叶轮的周向上有可能不均匀。

在这一点上，根据上述(6)的结构，由于具有上述(1)～(5)中的任一个结构，所以能够接近运行时的上述间隙在周向上均匀的状态。

(7)在几个实施方式中，在上述(6)的结构中，

所述壳体包括螺旋部，其在内部具有使流体在所述叶轮的径向外侧沿周向流动的螺旋流路，

所述壳体具有将所述螺旋流路和所述螺旋流路的径向外侧的流路隔开的舌部，

关于所述叶轮停止时的所述间隙，所述舌部处的所述间隙比所述间隙在所述周向上的平均值大。

发明人们深入研究的结果，在壳体包含螺旋部的情况下，在与螺旋流路的延伸方向正交的截面中的螺旋流路的流路截面积比较大的区域中，存在叶轮旋转时的上述间隙比停止时小的倾向，在该流路截面积比较小的区域，存在叶轮旋转时的上述间隙比停止时大的倾向。

因此，在沿着螺旋流路的延伸方向的位置中该流路横截面积最大的位置，运转时的上述间隙相对于停止时的上述间隙的减少量最大。

另外，在壳体包括螺旋部的情况下，该流路截面积在上述舌部附近最大。因此，在壳体包含螺旋部的情况下，运转时的上述间隙相对于停止时的上述间隙的减少量最大。

另外，在壳体包含螺旋部的情况下，该流路截面积在上述舌部附近最大。因此，在壳体包含螺旋部的情况下，运转时的上述间隙相对于停止时的上述间隙的减少量在所述舌部附近最大。

在这一点上，根据上述(7)的结构，关于叶轮停止时的上述间隙，舌部处的上述间隙比上述间隙在周向上的平均值大。因此，根据上述(7)的结构，运转时的上述间隙能够接近在周向上均匀的状态。

(8)在几个实施方式中，在上述(7)的结构中，在所述周向上的角度范围中，将所述舌部的角度位置设为0度，并且，在所述螺旋流路的延伸方向中，将随着沿所述延伸方向从所述舌部离开而与所述延伸方向正交的截面中的所述螺旋流路的流路截面积逐渐增大的方向设为正向时，

所述叶轮停止时的所述间隙在－90度以上且0度以下的角度范围内取得所述叶轮停止时的最大值。

在壳体包含螺旋部的情况下，螺旋流路的流路截面积通常在上述－90度以上且0度以下的角度范围内最大。

另外，如上所述，在沿着螺旋流路的延伸方向的位置中该流路截面积最大的位置，运转时的上述间隙相对于停止时的上述间隙的减少量最大。

在这一点上，根据上述(8)的结构，叶轮停止时的上述间隙在－90度以上且0度以下的角度范围内取得叶轮停止时的最大值。因此，根据上述(8)的结构，能够使运转时的上述间隙接近在周向上均匀的状态。

(9)在几个实施方式中，在上述(1)至(8)中任一方面的结构中，所述叶轮停止时的所述间隙的大小在所述叶片的前缘和从所述前缘向后缘离开了所述前端部的全长的20％的距离的位置之间的区域的至少一部分、以及、所述后缘与从所述后缘向所述前缘离开了所述全长的20％的距离的位置之间的区域的至少一部分中的至少一方中形成为在所述叶轮的周向上不均匀。

在涡轮机组中，通过减小前缘附近和后缘附近处的上述间隙，能够有效地提高涡轮机组的效率。

在这一点上，根据上述(9)的结构，在前缘附近和后缘附近的至少一方，上述间隙形成为在周向上不均匀。因此，在前缘附近和后缘附近的至少一方，能够使运转时的上述间隙接近在周向上均匀的状态。由此，能够有效地抑制涡轮机组的效率降低。

(10)在几个实施方式中，在上述(1)至(5)中的任一结构中，

所述叶轮是旋转轴线沿水平方向延伸的轴流式的叶轮，

所述壳体由第一支承台和在沿着所述叶轮的旋转轴线的方向上与所述第一支承台间隔地设置的第二支承台支承。

在具有轴流式叶轮的涡轮机组中，如沿着轴向设置有多个叶片的情况、或是比较大型的涡轮机组的情况那样，沿着轴向的壳体的大小比较大的情况下，壳体由第一支承台和在沿着叶轮的旋转轴线的方向上与第一支承台间隔地设置的第二支承台支承。

在这样的涡轮机组中，壳体由于其自重，在第一支承台和第二支承台之间容易向下弯曲。因此，在涡轮机组运转时，受热伸长等影响，壳体更容易弯曲。

在这一点上，根据上述(10)的结构，由于具有上述(1)～(5)中的某一个结构，所以考虑到上述壳体的挠曲对上述间隙的影响，通过在叶轮的周向上不均匀地形成叶轮停止时的上述间隙，能够使运转时的上述间隙接近在周向上均匀的状态。由此，能够抑制涡轮机组的效率降低。

(11)在几个实施方式中，在上述(10)的结构中，在所述第一支承台和所述第二支承台的中间位置、且在沿着所述周向的位置中所述叶轮的竖直上方的位置，所述叶轮停止时的所述间隙比所述间隙在所述周向上的平均值大。

在由上述第一支承台和上述第二支承台支承壳体的涡轮机组中，如上所述，在第一支承台和第二支承台之间，壳体容易向下弯曲，在涡轮机组运转时，更容易弯曲。

在这一点上，通过如上述(11)的结构那样设定上述间隙，由此能够使上述中间位置的运转时的上述间隙接近在周向上均匀的状态。

(12)在几个实施方式中，在上述(10)或(11)的结构中，在沿着所述旋转轴线方向的所述叶轮的两端的位置、且在沿着所述周向的位置中所述叶轮的竖直下方的位置，所述叶轮停止时的所述间隙比所述间隙在所述周向上的平均值大。

在由上述第一支承台和上述第二支承台支承壳体的涡轮机组中，在沿着旋转轴线方向的叶轮的两端位置，与第一支承台和第二支承台之间的中间位置的情况相反，壳体容易向上方弯曲，在涡轮机组的运转时更容易弯曲。

在这一点上，通过如上述(12)的结构那样设定上述间隙，从而能够使沿着旋转轴线方向的叶轮的两端位置处的运转时的上述间隙接近在周向上均匀的状态。

(13)在几个实施方式中，在上述(1)至(12)中的任一结构中，关于所述周向上的所述间隙的大小的偏差，与所述叶轮旋转时相比，所述叶轮停止时更大。

根据上述(13)的结构，关于周向上的上述间隙的大小的偏差，与叶轮停止时相比，在叶轮旋转时更小。由此，在叶轮旋转时、即涡轮机组运转时的上述间隙能够接近在周向上均匀的状态并缩小。

发明效果

根据本发明的至少一实施方式，能够使涡轮机组运转中的动叶片的前端部和壳体的内表面之间的间隙适当化。

附图说明

图1是表示作为涡轮机组的一例的几个实施方式的涡轮增压器的一例的剖视图；

图2是几个实施方式的涡轮工作轮的外观的立体图；

图3是示意性地表示了几个实施方式的涡轮的截面的图；

图4是示意性地表示一实施方式的叶轮停止时和旋转时的间隙的图，相当于图3的A-A向视图；

图5是示意性地表示一实施方式的叶轮停止时和旋转时的间隙的图，相当于图3的A-A向视图；

图6是示意性地表示一个实施方式的叶轮停止时和旋转时的间隙的图，相当于图3的A-A向视图；

图7是示意性地表示一实施方式的叶轮和壳体的关系的图；

图8是示意性地表示一实施方式的叶轮和壳体的关系的图；

图9是用于说明螺旋部的图，是与旋转轴线正交的截面的剖视图；

图10是表示一实施方式的叶轮停止时的间隙的曲线图，是将周向位置取为横轴，将间隙的大小取为纵轴的曲线图。

图11是一实施方式的轴流式涡轮机组的示意性的立体图；

图12是用于说明现有的轴流式涡轮机组的壳体的变形的示意图；

图13是一实施方式的轴流式涡轮机组的示意性的剖视图；

图14是图13的D-D向视剖视图；

图15是图13的E-E向视剖视图。

具体实施方式

以下，参照附图说明本发明的几个实施方式。但是，作为实施方式记载的或者附图所示的构成部件的尺寸、材质、形状、其相对配置等不是将本发明的范围限定于此的意思，只是单纯的说明例。

例如，表示“在某个方向上”、“沿着某个方向”、“平行”、“正交”、“中心”、“同心”或“同轴”等相对或绝对的配置的表现，不仅严格地表示那样的配置，也表示以公差或能够得到相同功能程度的角度或距离相对位移的状态。

例如，表示“相同”、“相等”和“均质”等事物处于相等状态的表现不仅表示严格相等的状态，还表示存在公差或能够得到相同功能程度的差的状态。

例如，表示四边形、圆筒形等形状的表现不仅表示几何上严格意义上的四边形、圆柱形等形状，还表示在获得相同效果的范围内包括凹凸部、倒角部等的形状。

另一方面，表示“包括”、“包含”、“具备”、“含有”或“有”一构成要素的表现不是排除其它构成要素的存在的排他表现。

图1是表示作为涡轮机组的一例的、几个实施方式的涡轮增压器1的一例的剖视图。

几个实施方式中的涡轮增压器1是用于对在例如汽车等车辆上搭载的发动机的进气进行增压的废气涡轮增压器。

涡轮增压器1具有：以转子轴2作为旋转轴进行连结的涡轮工作轮3及压缩机轮4、旋转自如地收纳涡轮工作轮3的壳体(涡轮机壳体)5、旋转自如地收纳压缩机轮4的壳体(压缩机壳体)6。另外，涡轮机壳体5包含在内部具有螺旋流路7a的螺旋部7。压缩机壳体6包含在内部具有螺旋流路8a的螺旋部8。

几个实施方式的涡轮机30具备涡轮工作轮3和壳体5。几个实施方式的压缩机40具备压缩机轮4和壳体6。

图2是几个实施方式的涡轮工作轮3的外观的立体图。

几个实施方式的涡轮工作轮3是连结于转子轴(旋转轴)2并绕旋转轴线AXw旋转的叶轮。几个实施方式的涡轮工作轮3在沿着旋转轴线AXw的截面上包括具有相对于旋转轴线AXw倾斜的轮毂面32的轮毂31和设置在轮毂面32上的多个叶片(动叶片)33。另外，图1、2所示的涡轮工作轮3是径流式涡轮，但也可以是斜流式涡轮。在图2中，箭头R表示涡轮工作轮3的旋转方向。叶片33在涡轮工作轮3的周向上间隔设置有多个。

另外，虽然省略了立体图的图示，但几个实施方式的压缩机轮4也具有与几个实施方式的涡轮工作轮3相同的结构。即，几个实施方式的压缩机轮4是连结于转子轴(旋转轴)2并绕旋转轴线AXw旋转的叶轮。几个实施方式的压缩机轮4在沿着旋转轴线AXw的截面中包括具有相对于旋转轴线AXw倾斜的轮毂面42的轮毂41和设置在轮毂面42上的多个叶片(动叶片)43。叶片43在压缩机轮4的周向上隔开间隔设置有多个。

在这样构成的涡轮增压器1中，作为工作流体的废气从涡轮工作轮3的前缘36向后缘37流动。由此，使涡轮工作轮3旋转的同时，使经由转子轴2连结的压缩机40的压缩机轮4旋转。由此，从压缩机40的入口部40a流入的进气在从压缩机轮4的前缘46向后缘47流动的过程中被压缩机轮4压缩。

另外，在以下的说明中，是与涡轮机组相关的内容，对于涡轮机30和压缩机40共通的内容，对上述的各构成要素进行如下记载。

例如，在不需要特别区分涡轮工作轮3和压缩机轮4的情况下，有时会把涡轮工作轮3或者压缩机轮4称为叶轮W。

另外，在不需要特别区分涡轮工作轮3的叶片33和压缩机轮4的叶片43的情况下，有时将叶片的标记变更为字母B，表示为叶片B。

在不需要特别区分涡轮机30的壳体5和压缩机40的壳体6的情况下，有时将壳体的标记变更为字母C，表示为壳体C。

即，以下说明的几个实施方式的涡轮机组10具备：具有至少一个叶片B的叶轮W和旋转自如地收纳叶轮W的壳体C。

图3是示意地表示几个实施方式的涡轮机30的截面的图。

另外，在以下的说明中，参照几个实施方式的涡轮机30的结构说明几个实施方式的涡轮机组10的结构，但是只要没有特别的说明，其说明的内容也可以同样适用于几个实施方式的压缩机40。

在涡轮机组中，例如图3所示的涡轮机30那样，在叶片33的前端部34和壳体5的内表面51之间存在间隙G，但从该间隙G产生泄漏流，对涡轮机组的流场和性能产生影响。因此，在涡轮机组中，想要尽可能地减小该间隙G，但需要即使因使涡轮机组运转而发生动叶片B和壳体C的变形等，动叶片B和壳体C也不接触。

因此，在叶轮W和壳体C的设计中，需要考虑上述变形等。

因此，在几个实施方式的涡轮机组10中，通过以下说明的结构，在避免叶片B和壳体C接触的同时，实现间隙G的大小的适当化，由此抑制涡轮机组10中的损失。

在以下的说明中，间隙G的大小tc如下。即，间隙G的大小tc是沿着叶片B的前端部34的前缘36和后缘37之间的任意位置的点Pb与在壳体C的内表面51中最接近点Pb的点Pc之间的距离。

另外，在以下说明中，叶轮W停止时或涡轮机组10停止时是叶轮W或涡轮机组10的冷停止时，至少包括涡轮机组10的各部分的温度与涡轮机组10的周围的温度相等的情况。另外，在以下说明中，叶轮W的旋转时或者涡轮机组10的运转时是指叶轮W或者涡轮机组10的热运转时，至少包括涡轮机组10的各部分的温度等于涡轮机组10正常工作时所达到的温度的情况。

图4是示意性地表示一实施方式的叶轮W停止时和旋转时的间隙G的图，相当于图3的A-A向视图。

图5是示意性地表示一实施方式的叶轮W的停止时和旋转时的间隙G的图，相当于图3的A-A向视图。

图6是示意性地表示一实施方式的叶轮W的停止时和旋转时的间隙G的图，相当于图3的A-A向视图。

图7是示意性地表示一实施方式的叶轮W和壳体C的关系的图。

图8是示意性地表示一实施方式的叶轮W和壳体C的关系的图。

图9是用于说明螺旋部的图，是与旋转轴线AXw正交的截面的剖视图。

图10是表示一实施方式的叶轮W停止时的间隙G的曲线图，是将周向位置θ取为横轴，将间隙G的大小tc取为纵轴的曲线图。

图11是一实施方式的轴流式涡轮机组10A的示意性的立体图。

图12是用于说明现有的轴流式涡轮机组10B的壳体C的变形的示意图。

图13是一实施方式的轴流式涡轮机组10A的示意性的剖视图。

图14是图13的D-D向视剖视图。

图15是图13的E-E向视剖视图。

图3所示的点Pb通过叶轮W的旋转描绘出以旋转轴线AXw为中心的圆的轨迹。因此，在图4～6中，将点Pb表示为使叶轮W旋转时的轨迹91。另外，如果点Pb的周向位置θ发生变化，则点Pc的周向位置θ也发生变化。因此，在图4～6中，利用环状的线92描绘出根据点Pb的周向位置θ的变化而能够取得的点Pc的位置。

在图4～6中，轨迹91与线92之间的区域是间隙G，任意的周向位置θ中的间隙G的大小tc由任意的周向位置θ处的轨迹91与线92之间的距离表示。

在图4～6中，双点划线93所示的圆表示间隙G在周向上的大小的平均值tcave。

在此，间隙G在周向上的平均值tcave是例如根据周向位置θ的位置而不同的间隙G的大小tc的平均值。

另外，在图4～6中，夸张地描绘了间隙G的大小tc。

图7、8是表示叶轮W的停止时的状态的图，以单纯的圆锥台形状表示叶轮W及壳体C。在图7中，壳体C的中心轴线AXc与叶轮W的旋转轴线AXw平行，且在径向上从叶轮W的旋转轴线AXw偏离。在图8中，壳体C的中心轴线AXc与叶轮W的旋转轴线AXw不平行。

图11所示的一实施方式的轴流式涡轮机组10A具有壳体C和叶轮W。图11所示的一实施方式的轴流式涡轮机组10A是旋转轴线AXw沿水平方向延伸的轴流式叶轮。在图11所示的一实施方式的轴流式涡轮机组10A中，壳体C由第一支承台111和沿着叶轮W的旋转轴线AXw的方向从第一支承台离开地设置的第二支承台112支承。

例如，在图3～8所示的几个实施方式中，叶轮W停止时，叶片B的前端部34与壳体C的内表面51之间的间隙G的大小tc在叶轮W的周向上不均匀地形成。

在图3～8所示的几个实施方式中，由于叶轮W的停止时、即冷停止时的间隙G的大小tc在叶轮W的周向上故意不均匀地形成，由此将叶轮W的旋转时、即涡轮机组10的热运转时的叶轮W及壳体C的变形等导致的间隙G的变化抵消，能够使运行时的间隙G接近在周向上均匀的状态。即，对于在涡轮机组10的运转中有可能接触到的部位，通过使停止时的间隙G大于其他周向位置上停止时的间隙G，能够抵消运转时的间隙G的变化。由此，能够缩小运转时的间隙G，能够抑制涡轮机组10的效率降低。

例如，在图3～8所示的几个实施方式中，关于周向上的间隙G的大小的偏差，与叶轮W的旋转时相比，在叶轮W停止时更大。

在图3～8所示的几个实施方式中，关于周向上的间隙G的大小tc的偏差，与叶轮W停止时相比，叶轮W旋转时更小。由此，叶轮W旋转时、即涡轮机组10的热运转时的间隙G能够接近在周向上均匀的状态并减小。

另外，周向上的间隙G的大小tc的偏差例如是关于根据周向位置θ的位置而不同的间隙G的大小tc的分散或标准偏差等。

例如，在图5所示的一实施方式中，壳体C的内周缘51a具有椭圆形。

这里，内周缘51a是在壳体C的与旋转轴线AXw正交的截面中出现的壳体C的内缘，是内表面51与该截面的交叉部分。

例如，在涡轮机组10运转时，有时壳体C的内周缘51a会以从圆形变成椭圆形的方式变形。在这种情况下，可以预先使涡轮机组10停止时的壳体C的内周缘51a的形状为经过上述那样的形状变化时接近圆形的椭圆形。

由此，在涡轮机组10运转时的间隙G能够接近在周向上均匀的状态。

例如，在图6、7所示的几个实施方式中，在叶轮W停止时，壳体C的中心轴线AXc与叶轮W的旋转轴线AXw平行，并且在叶轮W的径向上从叶轮W的旋转轴线AXw偏离。

例如，在涡轮机组10运转时，有时壳体C的中心轴线AXc和叶轮W的旋转轴线AXw会偏离。在这样的情况下，考虑涡轮机组10运转时的上述偏离，预先使涡轮机组10停止时的该中心轴线AXc和该旋转轴线AXw错开，从而在涡轮机组10的运转时，能够减小该中心轴线AXc和该旋转轴线AXw的偏离。

在这一点上，例如，根据图6、7所示的几个实施方式，在叶轮W停止时，壳体C的中心轴线AXc与叶轮W的旋转轴线AXw平行，并且在径向上从叶轮W的旋转轴线AXw偏离。由此，在涡轮机组10的运转时，能够减小该中心轴线AXc与该旋转轴线AXw的偏离。

例如，在图8所示的一实施方式中，在叶轮W停止时，壳体的中心轴线与上述叶轮的旋转轴线不平行。

例如，在涡轮机组10运转时，有时会出现外壳C的中心轴线AXc和叶轮W的旋转轴线AXw偏离而不平行的情况。在这样的情况下，考虑涡轮机组10的运转时的上述偏离，预先使涡轮机组10停止时的该中心轴线AXc与该旋转轴线AXw不平行，由此在涡轮机组10运转时能够接近该中心轴线AXc与该旋转轴线AXw平行的状态。

在这一点上，例如，根据图8所示的一实施方式，在叶轮W停止时，壳体C的中心轴线AXc与叶轮W的旋转轴线AXw不平行。由此，在涡轮机组10的运转时，能够接近该中心轴线AXc与该旋转轴线AXw平行的状态。

另外，在上述几个实施方式以及后述的几个实施方式中，叶轮W停止时的间隙G的最大值tcmax和最小值tcmin的差可以是间隙G在周向上的平均值tcave的10％以上。

由此，能够进一步接近涡轮机组10运转时的间隙G在周向上均匀的状态。

例如，如图1、3、9所示，在几个实施方式中，叶轮W是半径流式的叶轮W。并且，例如图1、3、9所示，在几个实施方式中，壳体C并非绕壳体C的中心轴线AXc旋转对称。

例如，如图1、3、9所示，如壳体C包含螺旋部7、8的情况那样，若壳体C并非绕壳体C的中心轴线AXc旋转对称，则热伸长所导致的变形也表现为不绕该中心轴线AXc旋转对称。因此，在具有不绕壳体C的中心轴线AXc旋转对称的壳体C的涡轮机组10中，在叶轮W停止时的间隙G的大小在叶轮W的周向上均匀形成的情况下，在叶轮W运转时，间隙G的大小可能在叶轮W的周向上不均匀。

在这一点上，根据上述几个实施方式，如上所述，由于将叶轮W停止时的叶片B的前端部34和壳体C的内表面51之间的间隙G的大小tc形成为在叶轮W的周向上不均匀，所以运转时的间隙G能够接近在周向上均匀的状态。

另外，作为壳体C并非绕中心轴线AXc旋转对称的情况，如上所述，除了壳体C包含螺旋部7、8以外，还可以考虑例如以下的情况。

例如考虑，用于支承壳体C的结构件安装于壳体C等，以使壳体C成为不绕中心轴线AXc旋转对称的方式附加附加件，从而包含该附加件的壳体C的形状成为不绕中心轴线AXc旋转对称的情况。

另外，例如，考虑因该结构件，壳体C的热伸长受到限制的情况。

例如，如图1、3、9所示，在几个实施方式中，壳体C包括在内部具有螺旋流路7a、8a的螺旋部7、8，该螺旋流路7a、8a使流体在叶轮W的径向外侧沿周向流动。例如，如图9所示，在几个实施方式中，壳体C具有将螺旋流路7a和螺旋流路7a的径向外侧的流路9隔开舌部71。例如，如图10所示，在几个实施方式中，关于叶轮W停止时的间隙G，舌部71处的间隙G比间隙G在所述周向上的平均值大。

另外，在图10中，如图9所示，在圆周向上的角度范围中，将舌部71的角度位置设置为0度，并且，在螺旋流路7a的延伸方向中，将随着沿延伸方向从舌部71离开而与延伸方向正交的横截面中的螺旋流路7a的流路横截面逐渐增大的方向设为正方向。

发明人们深入研究的结果是，在壳体C包含螺旋部7、8的情况下，在与螺旋流路的延伸方向正交的截面中的螺旋流路7a、8a的流路横截面积较大的区域中，存在叶轮W旋转时的间隙G比停止时小的倾向，在该流路横截面积较小的区域，存在叶轮W旋转时的间隙G比停止时大的倾向。

因此，在沿着螺旋流路7a、8a的延伸方向的位置中，在该流路截面积最大的位置，运转时的间隙G相对于停止时的间隙G的减少量最大。

另外，在壳体C包含螺旋部7、8的情况下，该流路截面积在舌部(舌部71)附近最大。因此，当壳体C包含螺旋部7、8时，运转时的间隙G相对于停止时的间隙G的减少量在上述舌部(舌部71)的附近变得最大。

在这一点上，在几个实施方式中，如图10所示，关于叶轮W停止时的间隙G，舌部71处的间隙G的大小tc比间隙G在周向上的平均值tcave大。因此，运转时的间隙G能够接近在周向上均匀的状态。

在几个实施方式中，叶轮W停止时的间隙G通常在－90度以上且0度以下的角度范围内取得叶轮W停止时的最大值tcmax。

在壳体C包括螺旋部7、8的情况下，螺旋流路7a、8a的流路截面积通常在上述－90度以上且0度以下的角度范围内达到最大。

另外，如上所述，在沿着螺旋流路7a、8a的延伸方向的位置中、该流路截面积最大的位置，运转时的间隙G相对于停止时的间隙G的减少量最大。

在这一点上，在几个实施方式中，如图10所示，叶轮W停止时的间隙G在－90度以上且0度以下的角度范围内取得叶轮W停止时的最大值tcmax。因此，运转时的间隙G能够接近在周向上均匀的状态。

另外，在上述几个实施方式中，叶轮W停止时的间隙G的大小可以在以下的(a)和(b)中的至少一方，形成为在叶轮W的周向上不均匀。

(a)叶片B的前缘36、46与从前缘36、46向后缘37、47离开了前端部34、44的全长20％的距离的位置之间的区域的至少一部分，

(b)后缘37、47与从后缘37、47向前缘36、46离开了该全长的20％的距离的位置之间的区域的至少一部分。

在涡轮机组10中，通过减小前缘36、46附近以及后缘37、47附近处的间隙G，能够有效地提高涡轮机组10的效率。

在这一点上，若在上述(a)和(b)中的至少一方，间隙G形成为在周向上不均匀，则在前缘36、46附近和后缘37、47附近的至少一方，运转时的间隙G能够接近在周向上均匀的状态。由此，能够有效地抑制涡轮机组10的效率降低。

另外，若仅在上述(a)和(b)中的某一方，形成为在叶轮W的周向上不均匀，则可以在上述(a)、即不是流体的出口侧而是在入口侧，形成为在叶轮W的周向上不均匀。

另外，在上述说明中，主要说明了半径流式的涡轮机组10，但是上述结构也可适用于图11所示的轴流式的涡轮机组10A，起到同样的作用效果。

在具有轴流式的叶轮W的涡轮机组10A中，如沿着轴向设置有多个叶片的情况、或是较大型的涡轮机组的情况那样，沿着轴向的壳体C的大小比较大。在这种情况下，壳体C有时由第一支承台111和在叶轮W的旋转轴线AXw的方向上与第一支承台111间隔地设置的第二支承台112支承。

在这种情况下，如图12所示，在涡轮机组10B中，壳体C由于其自重而容易在第一支承台111与第二支承台112之间向下弯曲。因此，在以往的涡轮机组10B运行时，由于热伸长等的影响，壳体C更容易弯曲。

另外，在图12中，用虚线表示的壳体C是如上所述弯曲前的壳体C。在图12中，夸张地描绘了壳体C的变形。

因此，考虑到上述壳体C的挠曲对间隙G的影响，通过在叶轮W的周向上不均匀地形成叶轮W停止时的间隙G，能够使运转时的间隙G接近在周向上均匀的状态。由此，在具有轴流式的叶轮W的涡轮机组10A中能够抑制效率降低。

具体地说，例如图13、14所示，在第一支承台111和第二支承台112的中间位置P1、且在沿着周向的位置中叶轮W的竖直上方的位置P2，叶轮W停止时的间隙G的大小tc1比间隙G在周向上的大小的平均值tcave大。

另外，该平均值tcave是中间位置P1处的平均值。

在由第一支承台111和第二支承台112支承壳体C的以往的涡轮机组10B中，如上所述，在第一支承台111和第二支承台112之间壳体容易向下弯曲，在涡轮机组10B的运转时，更容易弯曲。

在这点上，在上述中间位置P1且竖直上方的位置P2，通过使间隙G的大小tc1比间隙G在周向上的大小的平均值tcave大，使中间位置P1的运行时的间隙G接近在周向上均匀的状态。

另外，例如图13、15所示，在沿着旋转轴线AXw方向的叶轮W的两端的位置P3、且在沿着周向的位置中叶轮W的竖直下方的位置P4，叶轮W停止时的间隙G的大小tc2比间隙G在周向上的大小的平比均值tcave大。

另外，该平均值tcave是位置P3处的平均值。

在由第一支承台111和第二支承台112支承壳体C的以往的涡轮机组10B中，在沿着旋转轴线AXw方向的叶轮W的两端的位置P3，与第一支承台111和第二支承台112之间的中间位置P1的情况相反，壳体C容易向上方弯曲，在涡轮机组10B运行时，更容易弯曲。

在这一点上，在沿着旋转轴线AXw方向的叶轮W的两端位置P3，且在沿着周向的位置中叶轮W的竖直下方的位置P4，使叶轮W停止时的间隙G的大小tc2比间隙G在周向上的大小的平均值tcave大，由此沿着旋转轴线方向的叶轮W的两端的位置P3处在运转时的间隙G能够接近在周向上均匀的状态。

本发明不限于上述实施方式，还包括对上述实施方式施加了变形的方式、将这些方式适当组合的方式。

附图标记说明

1：涡轮增压器

2：转子轴

3：涡轮工作轮

4：压缩机轮

5：壳体(涡轮机壳体)

6：壳体(压缩机壳体)

7、8：螺旋部

7a、8a：螺旋流路

10：涡轮机组

10A：轴流式的涡轮机组

10B：现有的轴流式的涡轮机组

30：涡轮机

34、44：前端部

40：压缩机

41：舌部

51：内表面

51a：内周缘

AXc：中心轴线

AXw：旋转轴线

B：叶片

C：壳体

G：间隙

W：叶轮

Claims (11)

1.一种涡轮机组，具有：

叶轮，其至少具有一个叶片；

壳体，其旋转自如地收纳所述叶轮；其中，

所述叶轮停止时的所述叶片的前端部与所述壳体的内表面之间的间隙的大小形成为在所述叶轮的周向上不均匀，

在所述叶轮停止时，所述壳体的中心轴线与所述叶轮的旋转轴线不平行。

2.如权利要求1所述的涡轮机组，其中，

在所述叶轮停止时的所述间隙的最大值与最小值的差是所述间隙在所述周向上的平均值的10%以上。

3.如权利要求1或2所述的涡轮机组，其中，

所述壳体的内周缘具有椭圆形。

4.如权利要求1或2所述的涡轮机组，其中，

所述叶轮是半径流式的叶轮，

所述壳体并非绕所述壳体的中心轴线旋转对称。

5.如权利要求4所述的涡轮机组，其中，

所述壳体包括螺旋部，其在内部具有使流体在所述叶轮的径向外侧沿周向流动的螺旋流路，

所述壳体具有将所述螺旋流路和所述螺旋流路的径向外侧的流路隔开的舌部，

关于所述叶轮停止时的所述间隙，所述舌部处的所述间隙比所述间隙在所述周向上的平均值大。

6.如权利要求5所述的涡轮机组，其中，

在所述周向上的角度范围中，将所述舌部的角度位置设为0度，并且，在所述螺旋流路的延伸方向中，将随着沿所述延伸方向从所述舌部离开而与所述延伸方向正交的截面中的所述螺旋流路的流路截面积逐渐增大的方向设为正向时，

所述叶轮停止时的所述间隙在－90度以上且0度以下的角度范围内取得所述叶轮停止时的最大值。

7.如权利要求1或2所述的涡轮机组，其中，

所述叶轮停止时的所述间隙的大小在所述叶片的前缘和从所述前缘向后缘离开了所述前端部的全长的20%的距离的位置之间的区域的至少一部分、以及所述后缘与从所述后缘向所述前缘离开了所述全长的20%的距离的位置之间的区域的至少一部分中的至少一方中形成为在所述叶轮的周向上不均匀。

8.如权利要求1或2所述的涡轮机组，其中，

所述叶轮是旋转轴线沿水平方向延伸的轴流式的叶轮，

所述壳体由第一支承台和在沿着所述叶轮的旋转轴线的方向上与所述第一支承台间隔地设置的第二支承台支承。

9.如权利要求8所述的涡轮机组，其中，

在所述第一支承台和所述第二支承台的中间位置、且在沿着所述周向的位置中所述叶轮的竖直上方的位置，所述叶轮停止时的所述间隙比所述间隙在所述周向上的平均值大。

10.如权利要求8所述的涡轮机组，其中，

在沿着所述旋转轴线方向的所述叶轮的两端的位置、且在沿着所述周向的位置中所述叶轮的竖直下方的位置，所述叶轮停止时的所述间隙比所述间隙在所述周向上的平均值大。

11.如权利要求1或2所述的涡轮机组，其中，

关于所述周向上的所述间隙的大小的偏差，与所述叶轮旋转时相比，所述叶轮停止时更大。

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