JP2018087514A - ディフューザ、吐出流路、および遠心ターボ機械 - Google Patents

Abstract

【課題】簡単な構造により運転可能な流量範囲を狭めることなく、遠心ターボ機械の効率を向上できるディフューザ、吐出流路、および遠心ターボ機械を提供する。
【解決手段】本発明の遠心ターボ機械Ｅのディフューザ８は、半径方向流路３と、半径方向流路３と周方向に流れを導く吐出流路６を繋ぐ曲がり流路４とで、構成され、曲がり流路４の内周側半径をＲとし、半径方向流路３の軸方向流路幅をｈとした場合、 ０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５ の関係がある。
【選択図】図１

Description

本発明は、ディフューザ、吐出流路、および遠心ターボ機械に関する。

従来の遠心圧縮機のディフューザおよび吐出流路は、例えば特許文献１に記載の一般的なものがある。特許文献１に記載の遠心圧縮機は、軸方向の吸込流路と、遠心型羽根車と、半径方向流路および半径方向流路と吐出流路を繋ぐ曲がり流路で構成されたディフューザと、流路外径が一定で円形の周方向流路断面形状を有する吐出流路で構成される。

ただし、特許文献１の図１に示すように、半径方向流路と吐出流路を繋ぐ曲がり流路までディフューザベーンを延伸させた従来技術をディフューザに適用することで、ディフューザでの減速効果を従来よりも大きくしている。これにより、圧縮された流体が吐出流路へ流出する際の流速を従来よりも減速できるため、圧力損失を増加させることがなく高い効率が得られる。

特開２００９−２６４１３６号公報（段落００２４、００２５、図１等）

ところで、特許文献１に記載のディフューザおよび吐出流路では、半径方向流路と吐出流路を繋ぐ曲がり流路までディフューザベーンを延伸させることで、ディフューザでの減速効果をより大きくしている。しかし、ディフューザベーンにより減速効果を大きくすると設計流量での効率は向上する。一方、遠心圧縮機を設計流量より小流量側で運転する際に、減速が大きいディフューザ部分で逆流が生じ易くなる。そのため、流れが乱れたり、逆流が生じる旋回失速や、逆流が高じて振動が発生するサージングで制限される設計点流量から小流量にかけての運転可能な流量範囲が狭くなる。

本発明は上記実状に鑑み創案されたものであり、簡単な構造により運転可能な流量範囲を狭めることなく、遠心ターボ機械の効率を向上できるディフューザ、吐出流路、および遠心ターボ機械の提供を目的とする。

前記課題を解決するため、第１の本発明の遠心ターボ機械のディフューザは、半径方向流路と、前記半径方向流路と周方向に流れを導く吐出流路を繋ぐ曲がり流路とで構成され、前記曲がり流路の内周側半径をＲとし、前記半径方向流路の軸方向流路幅をｈとした場合、 ０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５ の関係がある。

第２の本発明の遠心ターボ機械の吐出流路は、半径方向流路と、前記半径方向流路と周方向に流れを導く吐出流路を繋ぐ曲がり流路とで構成され、前記半径方向流路の出口端部の旋回流れ流速をＶdifとし、前記吐出流路の周方向断面積が最大となる部分における周方向流速をＶdとした場合、１．１≦Ｖdif/Ｖd≦２．０ の関係となるように前記吐出流路の周方向流路が形成されている。

第３の本発明の遠心ターボ機械は、第１の本発明のディフューザと、羽根車とを具備している。

第４の本発明の遠心ターボ機械は第２の本発明の吐出流路と、羽根車とを具備している。

本発明によれば、簡単な構造により運転可能な流量範囲を狭めることなく、遠心ターボ機械の効率を向上できるディフューザ、吐出流路、および遠心ターボ機械を提供できる。

本発明の実施形態１に係る遠心圧縮機のディフューザおよび吐出流路を備えた単段遠心圧縮機の流路形状を示す断面図。 ディフューザの下流の周方向に流れを導く吐出流路を示す模式図。 （ａ）は実施形態１に係るディフューザを従来例に係るディフューザと比較して示すディフューザ部の断面図、（ｂ）は実施形態１に係るディフューザを従来例のディフューザと比較して示すディフューザの流路長さと断面積比の相関図の全体、（ｃ）は（ｂ）のディフューザの流路長さと断面積比の相関図の半径方向流路の後半部から下流側のみを示す図。 吐出流路における圧力損失の内訳を示すグラフ。 比較例に係るＲ／ｈ＝１．１８の構成のディフューザと比較例に係るＶdif／Ｖd＝２．１１の流路断面積が比較的大きい周方向流路で構成される吐出流路を備えた単段遠心圧縮機の流路形状を示す断面図。 実施形態１、実施形態２に係るディフューザおよび吐出流路を採用した場合の損失係数と、比較例の吐出流路の損失係数を質量流量に対してシミュレーションした結果を示す図。 実施形態１、実施形態２に係るディフューザおよび吐出流路を採用した場合の効率と、比較例の遠心圧縮機の効率を質量流量に対してシミュレーションした結果を示す図。 本発明の実施形態２に係るディフューザおよび吐出流路を備えた単段遠心圧縮機の流路形状を示す断面図。

本発明は、作動流体を圧縮する遠心圧縮機などの遠心ターボ機械に係り、特にそのディフューザおよび吐出流路に関する。
以下、本発明を実施するための形態について２つの実施形態を例示して詳細に説明する。なお、例示する２つの実施形態１、２は単段遠心圧縮機を例に挙げて説明するが、多段の場合や、類似構造を有するその他の遠心型流体機械にも本発明は適用可能である。

＜＜実施形態１＞＞
本発明の実施形態１に係る遠心圧縮機のディフューザおよび吐出流路について、図１および図３を参照しつつ説明する。
図１は本発明の実施形態１に係る遠心圧縮機のディフューザ８および吐出流路６を備えた単段遠心圧縮機Ｅの流路形状を示す断面図である。
図２は、実施形態１のディフューザ８の下流の周方向に流れを導く吐出流路６を示す模式図である。

実施形態１の単段遠心圧縮機Ｅは、羽根１ａが複数周状に形成された羽根車１が回転中心Ｃ１周りに回転自在に設けられている。羽根車１の中央には、作動流体１０１を単段遠心圧縮機Ｅ（以下、遠心圧縮機Ｅと称す）の内部に吸込む吸込み口１ｓが設けられている。羽根車１の外周部には、圧縮された作動流体１０１の動圧を静圧に変換するためのディフューザ８が設けられている。ディフューザ８は、上流から半径方向流路３、曲がり流路４および円筒流路５の順に構成される。ディフューザ８は、上流の流路より流路が狭く形成されている。

図２に示すように、ディフューザ８の下流の吐出流路６には、周方向に流れを導く周方向流路９が円周状に上流から下流にいくに従って断面積が拡大して形成されている。周方向流路９の出口端部９ｏには、直線状の直管流路１０が接続されている。直管流路１０は、直線状に上流から下流にいくに従って断面積が拡大して形成されている。直管流路１０の出口は、圧縮機出口端部１０ｏとなる。

＜遠心圧縮機Ｅの動作＞
遠心圧縮機Ｅは、図１に示すように、羽根車１が回転中心Ｃ１周りに回転することで、圧縮機外部から中央付近の吸込み口１ｓを介して作動流体１０１が吸込まれる（図１の矢印α０）。吸込まれた作動流体１０１は、回転する羽根車１の羽根１ａにより遠心力で回転中心Ｃ１から外方に送られ圧縮される。

圧縮された作動流体１０１は、図１の矢印α１に示すように、羽根車１の外周外方向に旋回流れとして放出される。放出された作動流体１０１は、半径方向流路３、曲がり流路４、円筒流路５をもつディフューザ８の流路を介して、図２に示す周方向流路９を有する吐出流路６に排出される。吐出流路６に送られた作動流体１０１は、周方向流路９、直管流路１０を流れて（図２の矢印α２）、遠心圧縮機Ｅ（圧縮機出口端部１０ｏ）に接続される配管ｈ１に排出される（図２の矢印α３）。

ディフューザ８は、羽根車１の外周外方向に放出された作動流体１０１の流速を、減速させる効果を有している。ここで、遠心圧縮機Ｅの運転可能な流量範囲よりも効率を重視する場合は、放出された作動流体１０１の旋回流れ方向に沿って複数のディフューザベーン２（図１参照）が設けられる。複数のディフューザベーン２間に作動流体１０１が通過する流路を形成することにより、減速効果を増大させる。
逆に、遠心圧縮機Ｅの効率よりも運転可能な流量範囲の広さを重視する場合などは、ディフューザベーン２は設けない場合もある。

なお、実施形態１は、ディフューザベーン２の有無に関わらず、運転可能な流量範囲を狭くすることなく、遠心圧縮機Ｅの効率を向上できる。例えば、特許文献１に記載の遠心圧縮機のように、従来例のディフューザベーンの後縁部を曲がり流路まで延伸させたディフューザをもつ遠心圧縮機に、実施形態１（本発明）を適用できる。この場合も、運転可能な流量範囲を狭くすることなく、遠心圧縮機Ｅの効率を向上できる効果を得られる。つまり、流量範囲についても、効率についても良好な効果を得られる。

実施形態１の特徴と効果について、従来の遠心圧縮機と比較するため、図５に示す比較例（従来技術）の半径方向流路出口端１０３ｏより内径側に後縁部を有するディフューザベーン１０２を設けたディフューザ１０８で構成された遠心圧縮機９Ｅを用いる。

＜ディフューザ８の曲がり流路４の内周側半径Ｒと半径方向流路３の軸方向流路幅ｈとの関係＞
図１に示すディフューザ８において、曲がり流路４の内周側（曲率）半径Ｒを半径方向流路３の軸方向流路幅ｈで除した値であるＲ／ｈが０．２以上０．５以下（０．２≦Ｒ／≦ｈ０．５）となるように構成することが望ましい。ここで、ディフューザ８の流路の最大外径Ｄは変わらないとする。最大外径Ｄが変わると、遠心圧縮機Ｅの大きさが変わり、性能評価が困難になるからである。

Ｒ／ｈが０．５より大きい場合には、Ｖdifの減速とディフューザ８の流路全長の短縮が十分でなくなるために、減速と流路全長の短縮の両者の相乗効果で得られる圧力損失の低減は小さなものになる。

一方、Ｒ／ｈが０．２未満と小さい場合には、曲がり流路４の内周側半径Ｒが半径方向流路３の軸方向流路幅ｈに対して相対的に小さい。そのため、曲がり流路４において流れ方向が径方向の半径方向流路３から軸方向の円筒流路５に転向する際に、Ｒが小さ過ぎるために内周側で流れが剥離し易くなり、圧力損失が増加することが懸念される。従って、Ｒ／ｈが０．２以上０．５以下（０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５）となるようにディフューザ８を構成することが望ましい。

０．２≦Ｒ／≦ｈ０．５とした場合の効果について図３を用いて説明する。
図３（ａ）は実施形態１に係るディフューザ８を比較例のディフューザ１０８（図５）と比較して示すディフューザの断面図である。図３（ｂ）は実施形態１のディフューザ８を比較例のディフューザ１０８と比較して示すディフューザ８、１０８の流路長さと断面積比の相関図の全体である。図３（ｃ）は図３（ｂ）のディフューザ８、１０８の流路長さと断面積比の相関図の半径方向流路３、１０３の後半部から下流側のみを示す図である。

図３（ａ）に示す半径方向流路３と曲がり流路４とで構成されたディフューザ８の断面図は、Ｒ／ｈ＝１．１８（０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５の範囲外）の比較例に係る構成のディフューザ１０８と、０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５の関係を満足するＲ／ｈ＝０．３６の実施形態１に係るディフューザ８を比較して示している。なお、上記したように、実施形態１と比較例の流路最大外径Ｄは同一寸法である。

図３（ｂ）の横軸は、（実施形態１、比較例の流路中央部における半径方向流路入口端３ｉ、１０３ｉからの距離）／（比較例の流路中央部における半径方向流路入口端１０３ｉから曲がり流路出口端１０４ｏまでの距離）、つまり（実施形態１の半径方向流路３と曲がり流路４の長さ）と（比較例の半径方向流路１０３と曲がり流路１０４の長さ）とを比較する。図３（ｂ）の縦軸は、（実施形態１、比較例の流路距離の流路断面積）／（実施形態１、比較例の曲がり流路の出口端４ｏ、１０４ｏの流路断面積）をとっている。

図３（ｂ）は、図３（ａ）に示す実施形態１の半径方向流路入口端３ｉから曲がり流路出口端４ｏまでの流路距離と比較例の半径方向流路入口端１０３ｉから曲がり流路出口端１０４ｏまでの流路距離との比較を行い、各流路距離での流路断面積の比較を行っている。

図３（ｃ）の横軸は、（実施形態１と比較例の流路中央部の半径方向流路入口端３ｉ、１０３ｉからの距離）／（比較例の流路中央部の半径方向流路入口端１０３ｉから曲がり流路出口端１０４ｏまでの距離）をとって、実施形態１と比較例の半径方向流路３、１０３および曲がり流路４、１０４の流路長さを比較している。図３（ｃ）の縦軸は、（実施形態１、比較例の半径方向流路入口端３ｉ、１０３ｉから流路距離の流路断面積）／（実施形態１、比較例の曲がり流路出口端４ｏ、１０４ｏの断面積）をとっている

図３（ｃ）は、比較例と実施形態１の半径方向流路入口端３ｉ、１０３ｉ（図３（ａ）参照）から曲がり流路出口端４ｏ、１０４ｏまでの流路距離の後半部分の図３（ｂ）での比較を行っている。すなわち、図３（ｃ）は図３（ｂ）の流路の後半部分の拡大図である。
図３（ｂ）および図３（ｃ）の実施形態１、比較例のディフューザ８、１０８の流路長さと断面積比の相関図は、実施形態１と比較例とを比較して示している。

図３（ｃ）に示すように、実施形態１の半径方向流路出口端３oにおける流路断面積と、比較例の半径方向流路出口端１０３oにおける流路断面積とでは、約０．９２と約０．８４であり、実施形態１の方が比較例よりも相対的に約９％大きくなっている。従って、実施形態１は比較例よりもディフューザ８の半径方向流路３での断面積拡大率を増加させている。

ここで、流量が一定で密度が同一の場合、Ａ１×Ｖ１＝Ａ２×Ｖ２ の関係がある。Ａ１、Ａ２は流路の断面積であり、Ｖ１、Ｖ２はそれぞれの断面積Ａ１、Ａ２での流速である。
そのため、曲がり流路４に流入する際の作動流体１０１の旋回流れ流速Ｖdifは、実施形態１の方が従来技術よりも小さくなる。

Ｖdifが小さいということは、流速の二乗に比例する下記（１）式で表される摩擦損失も小さくなり、作動流体１０１が曲がり流路４を通過する際に生じる摩擦損失に起因する圧力損失は、実施形態１の方が従来技術よりも小さくなる。
摩擦損失に起因する圧力損失＝１／２・（τ_０・ρ・ｖ^２・ｄ／Δｌ） （１）
ここで、τ_０は摩擦係数、ρは入口密度、ｖは流速、ｄは流路内径、Δｌは流路長さである。

図３（ｂ）および図３（ｃ）のディフューザ８、１０８の流路長さと断面積比の相関図は、従来技術と実施形態１を比較して示している。
図３（ｃ）に示すように、流路中央部における半径方向流路入口端３ｉ、１０３ｉから曲がり流路出口端４ｏ、１０４ｏまでの距離において、実施形態１の方が従来技術よりも相対的に約７％短くなっていることが分る。

従って、実施形態１は従来技術よりも半径方向流路３と前記曲がり流路４で構成されたディフューザ８の流路全長を短縮しているので、作動流体１０１がディフューザ８を通過する際に生じる摩擦損失に起因する圧力損失は、（１）式に示すように、流路全長に比例して実施形態１の方が比較例よりも小さくなる。

＜半径方向流路出口端部３ｏにおける旋回流れ流速Ｖdifと吐出流路６の周方向断面積が最大となる部分９ｏの周方向断面平均流速Ｖd＞
遠心圧縮機Ｅでは、ディフューザ８と同時に、ディフューザ８の半径方向流路出口端部３ｏにおける旋回流れ流速Ｖdifを、吐出流路６の周方向断面積が最大となる部分９ｏにおける体積流量を周方向断面積（部分９ｏの断面積）で除して求めた周方向断面平均流速（周方向流速）Ｖdで除した値のＶdif／Ｖdが１．１以上２．０以下となるように、吐出流路６の周方向流路断面形状を形成している。

ここで、吐出流路６の周方向断面積が最大となる部分９ｏとは、周方向に流れを導く吐出流路６において周方向流路９と直管流路１０との接続部分で流路断面積が他の周方向流路９の流路断面積より大きい部分をいう。

圧力損失を小さくするためには、周方向に流れを導く吐出流路６の周方向流路９の形状は円形断面が好ましい。
また、図２に示す吐出流路６において周方向流路９と直管流路５（図１参照）との接続部分９ｉでの流路断面積が小さい部分から、流路断面積が大きい部分９ｏまでの間の周方向流路部分（９ｉ〜９ｏ）は、流路断面積が周方向流路長さに比例や２次関数などの相関をもって漸増するように形成すればよい。

また、周方向流路９と直管流路５との接続部分９ｉでの流路断面積が小さい部分からの周方向流路長さ（９ｉ〜）が、周方向流路９と直管流路５との接続部分９ｉで流路断面積が小さい部分から大きい部分９ｏまでの間の周方向流路長さ（９ｉ〜９ｏ）に対して０〜１５％までの間は、例えば周方向流路９と直管流路１０との接続部分での流路断面積が大きい部分９ｏの流路断面積の１／４の面積で同一の流路断面積を有するように吐出流路６の周方向流路形状を形成してもよい。

図４は、吐出流路６における圧力損失の内訳を示すグラフである。図４の横軸に吐出流路６における（質量流量）／（設計点の質量流量）をとり、図４の縦軸に吐出流路６の圧力損失をとっている。
吐出流路６における損失には、摩擦損失と減速損失とがある。図４の一点鎖線で示す摩擦損失は、吐出流路６における質量流量が大きくなるに従って増加する傾向をもつ。一方、図４の破線で示す減速損失は、吐出流路６における質量流量が大きくなるに従って減少する傾向をもつ。

吐出流路６における損失は、摩擦損失と減速損失との和で表される。そのため、当該和を最も小さくすると吐出流路６の圧力損失が最小になる。換言すれば、効率が最大となる。
上述の関係を用いて、Ｖdif／Ｖdの値に関して評価する。図４の摩擦損失と減速損失の関係から下記のように評価される。
Ｖdif／Ｖdが１．１未満と小さい場合には、Ｖdif からＶdの減速が十分でないために、減速損失は減少するものの、Ｖdの２乗に比例する吐出流路６の周方向流路面で発生する摩擦損失が増加して、吐出流路６で発生する圧力損失が大きくなる。

これに対して、Ｖdif／Ｖdが２．０より大きい場合には、半径方向流路出口端３ｏから吐出流路６の周方向流路９の間におけるＶdif からＶdの減速が大き過ぎるために、摩擦損失は減少するものの、流れの運動エネルギの急減に伴う減速損失が増大して、結果として圧力損失が大きくなる。従って、Ｖdif／Ｖdが１．１以上２．０以下（１．１≦Ｖdif／Ｖd≦２．０）となるように、吐出流路６の周方向流路９の断面形状を形成することが、圧力損失を抑えるために適している。

次に、実施形態１に係る遠心圧縮機Ｅの従来例に係る遠心圧縮機９Ｅに対する効果について、図５、図６、および図７を参照しつつ説明する。
図５は比較例（従来例）に係るＲ／ｈ＝１．１８（０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５の範囲外）の構成のディフューザと比較例に係るＶdif／Ｖd＝２．１１（１．１≦Ｖdif／Ｖd≦２．０の範囲外）の流路断面積が比較的大きい周方向流路で構成される吐出流路１０６を備えた単段遠心圧縮機９Ｅの流路形状を示す断面図である。図５に示す単段遠心圧縮機９Ｅは図６および図７に示す比較例に相当する。

図６は実施形態１、後記の実施形態２に係るディフューザ８（図１参照）、２８（図８参照）および吐出流路６、２６を採用した場合の損失係数と、比較例（図５参照）の吐出流路１０６の損失係数を質量流量に対してシミュレーションした結果を示す図である。
図７は実施形態１、後記の実施形態２に係るディフューザ８、２８および吐出流路６、２６を採用した場合の効率と、比較例の遠心圧縮機９Ｅの効率を質量流量に対してシミュレーションした結果を示す図である。

ここでは、実施形態１の望ましい０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５を満たすＲ／ｈ＝０．３６の構成のディフューザ８と、望ましい１．１≦Ｖdif／Ｖd≦２．０を満たすＶｄｉｆ／Ｖｄ＝１．１９の流路断面積の好適な周方向流路９で構成される吐出流路６を備えた単段遠心圧縮機Ｅ（図６の実線）と比較例の遠心圧縮機９Ｅ（図６の破線）との比較に着目して説明する。

図６の縦軸である吐出流路６、１０６の損失係数は、曲がり流路出口端４ｏ、１０４ｏから吐出流路６の出口端６ｏ（図２参照）までの全圧差を曲がり流路出口端４ｏ（図１参照）、１０４ｏ（図５参照）における動圧で除した値である。

図６において、設計点の質量流量における吐出流路６、１０６の損失係数は、実施形態１が比較例よりも相対的に３８％小さく、設計点の質量流量に対して質量流量割合８０〜１２０％の全範囲で実施形態１が比較例よりも小さい。これは、実施形態１のＶdif／Ｖdを比較例（従来技術）の２．１１から、好適な１．１９に変更したことにより減速を抑え、吐出流路６の周方向流路９における運動エネルギの急減に伴う減速損失が小さくなった（図４参照）ためと考えられる。

図７において、設計点の質量流量における効率は、実施形態１（図７の実線）が比較例（図７の破線）よりも１．５％向上している。また、設計点との質量流量割合８０〜１２０％の全範囲で効率が実施形態１が比較例よりも向上している。これは、Ｒ／ｈを比較例の１．１８から、好適な０．３６（０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５の範囲内）に変更したことによりディフューザ８の流路長さが、Ｒを小さくすることで約７％短縮した（図３（ｃ）参照）のに加えて、Ｖdifも約７％減速してディフューザ８の摩擦損失に伴う圧力損失が減少し、図６に示した実施形態１の吐出流路６の損失係数が従来技術よりも相対的に３８％小さくなったためと考えられる。

実施形態１によれば、１．１≦Ｖdif／Ｖd≦２．０を満たすＶｄｉｆ／Ｖｄ＝１．１９の流路断面積の周方向流路９で構成される吐出流路６を備える。そのため、吐出流路６の損失係数が設計点で比較例よりも相対的に３８％小さく、設計点の質量流量に対して質量流量割合８０〜１２０％の全範囲で比較例よりも小さい。

加えて、０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５を満たすＲ／ｈ＝０．３６をもつ。そのため、ディフューザ８の流路の最大外径Ｄを比較例と同一とした場合、Ｒが小さくディフューザ８の流路長さが、約７％短縮（図３（ｃ）参照）する。また、Ｖdifも約７％減速して摩擦損失に伴う圧力損失が減少し、効率が比較例よりも向上する。

ディフューザベーン２の下流側に設けられる曲がり流路４が、Ｒ／ｈが０．２以上０．５以下となるように形成されている。そのため、ディフューザ８の最大外径Ｄを増加させることなく、半径方向流路３における断面積拡大率を増加させるとともに、半径方向流路３と曲がり流路４で構成されたディフューザ８の流路全長を短縮することができる。
従って、断面積拡大率の増加によりディフューザ８の減速効果を適切に大きくしつつも、ディフューザ８の圧力損失を小さくできる。

以上より、０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５または／および１．１≦Ｖdif／Ｖd≦２．０を満たす簡単な構造により運転可能な流量範囲を狭くすることなく、効率を向上できる遠心型ターボ機械を得られる。
＜＜実施形態２＞＞

図８は本発明の実施形態２に係るディフューザ２８および吐出流路２６を備えた単段遠心圧縮機２Ｅの流路形状を示す断面図である。
本発明の実施形態２に係る遠心圧縮機２Ｅのディフューザ２８および吐出流路２６について、図８を参照しつつ、以下説明する。

実施形態２に係る遠心圧縮機２Ｅは、基本的な構成は実施形態１と同様であるが、ディフューザ２８における曲がり流路２４の内周側半径Ｒが半径方向流路２３の軸方向流路幅ｈで除した値であるＲ／ｈが、０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５を満足しない０．５より大きいディフューザ２８で構成されている点のみが異なる。
その他の構成は、同様であるから同様な構成要素には、同一の符号を付して示し、詳細な説明は省略する。

実施形態２に係る遠心圧縮機２Ｅ（図８参照）の比較例に係る遠心圧縮機９Ｅ（図５参照）に対する効果について、比較例の図５と、損失係数を質量流量に対してシミュレーションした結果の図６、および遠心圧縮機２Ｅ、９Ｅの効率を質量流量に対してシミュレーションした結果を示す図７を参照しつつ以下に説明する。

実施形態２に係るＲ／ｈ＝１．１８（０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５の範囲外）の構成のディフューザ２８とＶdif/Ｖd＝１．２７の流路断面積が最適な周方向流路９で構成される吐出流路６を備えた単段遠心圧縮機２Ｅと、比較例との比較に着目して説明する。

図６において、設計点の質量流量における吐出流路の損失係数は、実施形態２（図６の一点鎖線）が比較例（図６の破線）よりも相対的に２２％小さく、かつ設計点の質量に対して質量流量割合８０〜１２０％の全範囲で実施形態２が比較例よりも小さくなっている。これは、実施形態２のＶdif／Ｖdを比較例の２．１１から、好適な１．１≦Ｖdif／Ｖd≦２．０を満足する１．２７に変更したことにより吐出流路６の周方向流路９（図２参照）における運動エネルギの急減に伴う減速損失が小さくなったためと考えられる。

図７において、設計点の質量流量における効率は、実施形態２（図７の一点鎖線）が比較例（図７の破線）よりも０．９％向上しており、設計点の質量に対して質量流量割合８０〜１２０％の全範囲で効率が比較例よりも実施形態２で向上している。

実施形態２と比較例との違いは、実施形態２は、１．１≦Ｖdif／Ｖd≦２．０の範囲内のＶdif／Ｖd＝１．２７の流路断面積が好適な周方向流路９で構成される吐出流路６を採用しているのに対して、比較例は、１．１≦Ｖdif／Ｖd≦２．０の範囲外のＶdif／Ｖd＝２．１１の流路断面積が比較的大きい周方向流路で構成される吐出流路１０６（図５参照）を採用している点のみである。従って、０．９％の効率向上は図６に示した実施形態２の吐出流路２６の損失係数が比較例よりも相対的に２２％小さくなったためと考えられる。

実施形態２によれば、１．１≦Ｖdif／Ｖd≦２．０の範囲内のＶdif/Ｖd＝１．２７としたので、吐出流路６の損失係数が比較例よりも２２％向上し、設計点の質量に対して質量流量割合８０〜１２０％の全範囲で効率が比較例よりも向上する。

従って、１．１≦Ｖdif／Ｖd≦２．０を満足する簡単な構造により運転可能な流量範囲を狭くすることなく、効率を向上できる単段遠心圧縮機（遠心型ターボ機械）２Ｅを得られる。

なお、前記の実施形態１、２は、本発明の一例を示したものであり、特許請求の範囲内で、様々な具体的形態、変形形態が可能である。

本発明の活用例として、遠心ブロワ（送風機）や遠心圧縮機などに代表される遠心ターボ機械に適用できる。なお、多段の遠心ターボ機械は、最後段に本発明を適用すればよい。

１ 羽根車
２ ディフューザベーン
３、２３ 半径方向流路
３ｉ 半径方向流路入口端
３ｏ 半径方向流路出口端
４ 曲がり流路
４ｏ 曲がり流路出口端
５ 円筒流路
６、２６ 吐出流路
８、２８ ディフューザ
９ 周方向流路
９ｏ 吐出流路の周方向断面積が最大となる部分
１０１ 作動流体
Ｅ、２Ｅ 遠心圧縮機（遠心ターボ機械）
ｈ 半径方向流路の軸方向流路幅
Ｒ 曲がり流路の内周側曲率半径（内周側半径）
Ｖd 吐出流路の周方向断面積が最大となる部分における体積流量を周方向断面積で除する一次元計算で求めた周方向断面平均流速（吐出流路の周方向断面積が最大となる部分における周方向断面平均流速）
Ｖdif 半径方向流路の出口端部の旋回流れ流速

Claims (5)

1. 半径方向流路と、前記半径方向流路と周方向に流れを導く吐出流路を繋ぐ曲がり流路とで、構成され、
   前記曲がり流路の内周側半径をＲとし、前記半径方向流路の軸方向流路幅をｈとした場合、
   ０．２≦Ｒ／ｈ≦０．５
   の関係がある
   ことを特徴とする遠心ターボ機械のディフューザ。
2. 半径方向流路と、前記半径方向流路と周方向に流れを導く吐出流路を繋ぐ曲がり流路とで、構成され、
   前記半径方向流路の出口端部の旋回流れ流速をＶdifとし、前記吐出流路の周方向断面積が最大となる部分における周方向流速をＶdとした場合、
   １．１≦Ｖdif/Ｖd≦２．０
   の関係となるように前記吐出流路の周方向流路が形成されている
   ことを特徴とする遠心ターボ機械の吐出流路。
3. 前記半径方向流路の出口端部の旋回流れ流速をＶdifとし、前記吐出流路の周方向断面積が最大となる部分における周方向流速をＶdとした場合、
   １．１≦Ｖdif/Ｖd≦２．０
   の関係となるように前記吐出流路の周方向流路が形成されている
   ことを特徴とする請求項１に記載の遠心ターボ機械のディフューザ。
4. 前記ディフューザを具備することを特徴とする請求項１または請求項３に記載の遠心ターボ機械。
5. 前記吐出流路を具備することを特徴とする請求項２に記載の遠心ターボ機械。

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