JP3569087B2

JP3569087B2 - Multistage centrifugal compressor

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Publication number: JP3569087B2
Application number: JP29289296A
Authority: JP
Inventors: 秀夫西田; 博美小林
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1996-11-05
Filing date: 1996-11-05
Publication date: 2004-09-22
Anticipated expiration: 2016-11-05
Also published as: JPH10141290A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、複数段の遠心羽根車を備えた多段遠心圧縮機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のこの種の多段遠心圧縮機の例としては、例えば特公平１−３３６７８号公報記載のものがある。この多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図を図１５に、図１５中Ｇ−Ｇ断面による横断面図を図１６に示す。
図１５及び図１６は、多段遠心圧縮機の多段構造のうち、ある段の遠心羽根車及びその次段の遠心羽根車近傍の構造を例にとって示したものであり、遠心羽根車２ａと、羽根車２ａの下流側（すなわち半径方向外側）に設けられたディフューザ３と、このディフューザ３の下流側に設けられたリターンベンド４と、このリターンベンド４の下流側（すなわち半径方向内側）に設けられ流れを次段羽根車２ｂに導く戻り流路５と、この戻り流路５に円形翼列状に配置された案内羽根８（図１６参照）と、戻り流路５の軸方向両側壁面をそれぞれ形成する１対の流路仕切り板６，７と、回転軸１に固定された回転スリーブ１０とが配置されている。
羽根車２ａ及び２ｂはともに回転軸１に取り付けられており、それぞれ、心板１６と、側板１７と、これら心板１６及び側板１７の間に円形翼列状に設けられた羽根１５とを備えている。
流路仕切り板６，７は、戻り流路５の軸方向流路幅が入口側部分では一定で出口側部分では流れ方向に漸次拡大するように配置されている。
以上の構造は、前述したようにある段の構造の一例であり、多段遠心圧縮機では、これと同様の構造が回転軸１の軸方向に複数段にわたって設けられている。
【０００３】
上記構成において、羽根車２ａから出た流れは、ディフューザ３で減速された後にリターンベンド４に流入して半径方向外向きから半径方向内向きに転向され、戻り流路５に流入する。その後、この流入した流れは、戻り流路５に設けられた案内羽根８により接線方向から半径方向に転向されて減速され、次段の羽根車２ｂに導かれる。
【０００４】
また、他の多段遠心圧縮機の例として、特公平５−２０５９７号公報記載のものがある。この多段遠心圧縮機では、特に、戻り流路の入口側部分の軸方向流路幅が流れ方向に漸次拡大している点が、上記特公平１−３３６７８号公報記載の構造と異なっている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記２つの従来技術においては、以下の課題が存在する。
すなわち、戻り流路の入口側部分では、案内羽根の反りが大きいことから、流れが接線方向から半径方向に向かってより大きく転向させられる。この大きな転向を実現するたためには流れを大きく減速する必要があることから、この減速のために必要な仕事に相当する各案内羽根の翼負荷（＝翼の周方向両側の圧力差）が大きくなる。
しかし、翼負荷がある程度大きくなっている場合には、案内羽根がその翼負荷を十分には負担することができず、微視的にみると一部の流れを十分減速できなくなる。その結果、一部の流れが十分半径方向に向かって転向しなくなり、翼面からの剥離が発生し、これにより戻り流路における損失が増加する。また、この不十分な転向により戻り流路における２次流れが増加し、戻り流路の出口において流路幅方向（＝軸方向）及び周方向の流速分布が発生し、流れの歪み（＝不均一性）が大きくなる。この結果、次段羽根車の入口における流れの歪みも大きくなって、次段以降の性能が低下する。以上のように、戻り流路自体における損失増加、及び戻り流路の流れの歪みに由来する下流段の性能低下により、圧縮機全体の性能が低下することとなる。
【０００６】
ここにおいて、上記のような不都合を解消するために、案内羽根の枚数を増やすことで各案内羽根の翼負荷を低減することが考えられるが、その場合には案内羽根トータルの表面積の増大により摩擦損失が大幅に増加し、戻り流路の損失がかえって増大することとなる。
【０００７】
本発明の第１の目的は、戻り流路における損失を低減することにより、全体の性能を向上できる多段圧縮機を提供することにある。
【０００８】
本発明の第２の目的は、戻り流路から次段羽根車入口に流入するときの流れを均一化することにより、全体の性能を向上できる多段圧縮機を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記第１及び第２の目的を達成するために、本発明によれば、複数段に設けられた遠心羽根車と、各遠心羽根車の下流側に設けられたディフューザと、このディフューザの下流側に設けられ流れを半径方向外向きから半径方向内向きに転向させるリターンベンドと、このリターンベンドの下流側に設けられ流れを次段遠心羽根車に導く戻り流路と、この戻り流路に円形翼列状に配置された案内羽根と、前記案内羽根の翼負荷を低減する翼負荷低減手段であって、前記戻り流路の入口側部分に設けられ、前記戻り流路の入口側部分の軸方向流路幅より低い軸方向高さ及び前記案内羽根より短い翼長を有し、なおかつ軸方向高さが流れ方向に一定若しくは変化した小羽根とを備えたことを特徴とする多段遠心圧縮機が提供される。
すなわち、戻り流路の入口側部分に、戻り流路の入口側部分の軸方向流路幅より低い軸方向高さ及び案内羽根より短い翼長を備えた小羽根を設けることにより、この増えた小羽根が流れの転向を補助し翼負荷の一部を負担する分、案内羽根の翼負荷が低減されるので、案内羽根は十分にその翼負荷を負担できるようになり、流れ全体を十分に転向させることができる。
そして、流れ全体の十分な転向により、流れは翼面に沿って流れ、剥離が発生するのを防止できるので、戻り流路で剥離による損失が発生するのを防止できる。このとき、小羽根の設置によって戻り流路における摩擦損失がわずかに増大するが、剥離による損失防止の効果のほうが際だって大きいので、全体として戻り流路における損失を低減することができる。したがって、圧縮機全体の性能を向上できる。また、流れが翼面に沿って流れることにより戻り流路での２次流れの発生を低減できるので、戻り流路の出口における流れの歪みを低減でき、軸方向・周方向の流速分布を一様にすることができる。したがって、戻り流路から次段羽根車入口に流入するときの流れを均一化することができるので、これによっても圧縮機全体の性能を向上できる。
【００１０】
好ましくは、前記多段遠心圧縮機において、前記小羽根の前縁半径は、前記案内羽根の前縁半径よりも大きくなっていることを特徴とする多段遠心圧縮機が提供される。
すなわち、小羽根の前縁が案内羽根の前縁よりも上流側に突出していることにより、流れは、リターンベンドから案内羽根に流入するより前に予め整流され、その流れ角が案内羽根の前縁の角度に近づけられるので、案内羽根の入射損失が低減される。したがって、戻り流路における損失をさらに低減することができる。
【００１１】
また、上記第２の目的を達成するために、本発明によれば、複数段に設けられた遠心羽根車と、各遠心羽根車の下流側に設けられたディフューザと、このディフューザの下流側に設けられ流れを半径方向外向きから半径方向内向きに転向させるリターンベンドと、このリターンベンドの下流側に設けられ流れを次段遠心羽根車に導く戻り流路と、この戻り流路に円形翼列状に配置された案内羽根と、前記案内羽根の翼負荷を低減する翼負荷低減手段であって、前記戻り流路の出口側部分に設けられ、前記戻り流路の出口側部分の軸方向流路幅より低い軸方向高さ及び前記案内羽根より短い翼長を有し、なおかつ軸方向高さが流れ方向に一定若しくは変化した小羽根とを備えたことを特徴とする多段遠心圧縮機が提供される。
すなわち、戻り流路の入口側部分において案内羽根の大きな翼負荷により剥離や２次流れが発生し流れの歪みが生じたとしても、戻り流路の出口側部分に設けられた小羽根と案内羽根とによる整流作用によって流れの歪みを低減し、軸方向・周方向の流速分布を一様にすることができる。したがって、戻り流路から次段羽根車入口に流入するときの流れを均一化することができるので、圧縮機全体の性能を向上できる。
【００１２】
好ましくは、上記多段遠心圧縮機において、前記小羽根の軸方向高さは、前記戻り流路の入口側部分における軸方向流路幅の１０％以上５０％以下であることを特徴とする多段遠心圧縮機が提供される。
すなわち、小羽根の軸方向高さが戻り流路の入口側部分における軸方向流路幅の１０％未満であると、戻り流路入口側部分における流れ転向作用が小さ過ぎたり、戻り流路出口側部分における整流作用が小さ過ぎるようになる。また、小羽根の軸方向高さが５０％を超えると、表面積の増加により摩擦損失が大きくなり過ぎる。したがって、小羽根の軸方向高さを戻り流路の軸方向流路幅の１０％以上５０％以下とすることにより、より確実に圧縮機全体の性能を向上できる。
また好ましくは、上記多段遠心圧縮機において、前記戻り流路は、入口側部分ではその軸方向流路幅が流れ方向に漸次狭くなるように、出口側部分ではその軸方向流路幅が漸次広くなるように形成されていることを特徴とする多段遠心圧縮機が提供される。
【００１３】
また、上記第１及び第２の目的を達成するために、本発明によれば、複数段に設けられた遠心羽根車と、各遠心羽根車の下流側に設けられたディフューザと、このディフューザの下流側に設けられ流れを半径方向外向きから半径方向内向きに転向させるリターンベンドと、このリターンベンドの下流側に設けられ流れを次段遠心羽根車に導くものであって、入口側部分ではその軸方向流路幅が流れ方向に漸次狭くなるように、出口側部分ではその軸方向流路幅が漸次広くなるように形成された戻り流路と、この戻り流路に円形翼列状に配置された案内羽根とを備えたことを特徴とする多段遠心圧縮機が提供される。
すなわち、戻り流路の入口側部分の軸方向流路幅を流れ方向に漸次狭くすれば、流路面積の減少が流れ速度を増加させるように作用し、流れの減速を緩和する。これにより、流れの減速のために必要な仕事に相当する案内羽根の翼負荷が低減されるので、案内羽根が十分にその翼負荷を負担できるようになり、流れ全体を十分に転向させることができる。
そして、流れ全体の十分な転向により、流れは翼面に沿って流れ、剥離が発生するのを防止できるので、戻り流路で剥離による損失が発生するのを防止できる。このとき、流路面積の減少によって戻り流路における摩擦損失がわずかに増大するが、剥離による損失防止の効果のほうが際だって大きいので、全体として戻り流路における損失を低減することができる。したがって、圧縮機全体の性能を向上できる。また、流れが翼面に沿って流れることにより戻り流路での２次流れの発生を低減できるので、戻り流路の出口における流れの歪みを低減でき、軸方向・周方向の流速分布を一様にすることができる。したがって、戻り流路から次段羽根車入口に流入するときの流れを均一化することができるので、これによっても圧縮機全体の性能を向上できる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面を参照しつつ説明する。
本発明の第１の実施形態を図１及び図２により説明する。従来構造を表す図１５及び図１６と同等の部材には同一の符号を付し、説明を省略する。
図１は、本実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図であり、図２は、図１中Ａ−Ａ断面による横断面図である。これら図１及び図２において、図１５及び図１６に示した従来構造と異なる点は、戻り流路１０５の入口側部分ではその軸方向流路幅Ｗが流れ方向に漸次狭くなるように、また出口側部分ではその軸方向流路幅Ｗ１が漸次広くなるように、側板側の流路仕切り板１０７が設けられていることである。
その他の構造は、図１５及び図１６に示した従来構造とほぼ同様である。
【００１５】
上記において、戻り流路１０５の入口側部分の流路幅Ｗを漸次狭くすることが、案内羽根８の翼負荷を低減する翼負荷低減手段を構成している。以下、このことについて説明する。
従来構造の図１５及び図１６に示されるように、戻り流路５の入口側部分では、案内羽根８の反りが大きく、流れが接線方向から半径方向に向かってより大きく転向させられる。この大きな転向を実現するたためには、図１６中に併せて図示する流れの絶対速度Ｃ、周方向成分Ｃθ、半径方向成分Ｃｒのうち、周方向成分Ｃθを大きく減少させ、絶対速度Ｃも大きく減少させる必要がある。このとき、速度の２乗と圧力との比例関係に基づき、流れの減速のために必要な仕事に相当する翼負荷（＝翼の周方向両側の圧力差）が各案内羽根８に加わることから、流れを大きく減速させるためには、その反作用として各案内羽根８の翼負荷も大きくなる。
しかし、翼負荷がある程度大きくなってくると、案内羽根８がその翼負荷を十分には負担することができず、微視的にみると一部の流れを十分減速できなくなる。その結果、一部の流れが十分接線方向から半径方向に向かって転向しなくなり、案内羽根８の翼面からの剥離が発生し、これにより戻り流路５における損失が増加する。また、この不十分な転向により戻り流路５における２次流れが増加し、戻り流路５の出口において流路幅方向（＝軸方向）及び周方向の流速分布が発生し、流れの歪み（＝不均一性）が大きくなる。この結果、次段羽根車２ｂの入口９における流れの歪みも大きくなって、次段以降の性能が低下する。
【００１６】
これに対して、本実施形態においては、図１及び図２に示されるように、戻り流路１０５の入口側部分の軸方向流路幅Ｗを流れ方向に漸次狭くしていることにより、流路面積の減少が流れの半径方向成分Ｃｒを増加させるように作用し、ひいては絶対速度Ｃを増加させるように作用するので、絶対速度Ｃの減少を緩和することができる。これにより、各案内羽根１０８の翼負荷が低減されるので、案内羽根１０８が十分にその翼負荷を負担できるようになり、流れ全体を十分に転向させることができる。したがって、流れは各案内羽根１０８の翼面に沿って流れ、剥離が発生するのを防止できるので、戻り流路１０５で剥離による損失が発生するのを防止できる。このとき、流路面積の減少によって戻り流路１０５における摩擦損失がわずかに増大するが、剥離による損失防止の効果のほうが際だって大きいので、全体として戻り流路１０５における損失を低減することができる。
また、流れが各案内羽根１０８の翼面に沿って流れることにより、戻り流路１０５での２次流れの発生を低減できるので、戻り流路１０５の出口における流れの歪みを低減でき、軸方向・周方向の流速分布を一様にすることができる。したがって、戻り流路１０５から次段羽根車２ｂの入口９に流入するときの流れを均一化することができる。
【００１７】
以上説明したように、本実施形態によれば、戻り流路１０５における損失を低減することと、戻り流路１０５から次段羽根車２ｂの入口９に流入するときの流れを均一化することの両方の作用により、圧縮機全体の性能を大幅に向上することができる。
【００１８】
本発明の第２の実施形態を図３により説明する。第１の実施形態と同等の部材には同一の符号を付し、説明を省略する。
図３は、本実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図であり、第１の実施形態と異なる点は、案内羽根２０８が設けられる戻り流路２０５の入口側部分の軸方向流路幅Ｗが流れ方向になめらかに漸次狭くなり、また出口側部分における軸方向流路幅Ｗ１が流れ方向になめらかに漸次広くなるように、側板側の流路仕切り板２０７の戻り流路２０５側表面が曲面となっていることである。
その他の構造は、第１の実施形態とほぼ同様である。
【００１９】
本実施形態によれば、第１の実施形態と同様の効果に加え、仕切り板２０７の戻り流路２０５側表面が曲面となっており流れがスムーズに流れるので、戻り流路損失２０５における損失がさらに低減される。
【００２０】
本発明の第３の実施形態を図４及び図５により説明する。本実施形態は、翼負荷低減手段として、戻り流路の入口側部分に小羽根を設ける実施形態である。従来構造を表す図１５及び図１６と同等の部材には同一の符号を付し、説明を省略する。
図４は、本実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図であり、図５は、図４中Ｂ−Ｂ断面による横断面図である。これら図４及び図５において、図１５及び図１６に示した従来構造と異なる点は、戻り流路５の入口側部分に、戻り流路５の入口側部分における軸方向流路幅Ｗより低い軸方向高さＨ及び案内羽根８より短い翼長を備えた小羽根３１１を設けたことである。
小羽根３１１は、その軸方向高さＨは戻り流路５の入口側部分における軸方向流路幅Ｗの約３０％となっており、羽根厚さは案内羽根８の厚さより小さく、反り線は案内羽根８の反り線とほぼ等しく、前縁半径は案内羽根８の前縁半径とほぼ等しくなっている。また小羽根３１１は、隣り合う案内羽根８，８の翼間方向間隔を２分するように（図５参照）、戻り流路５の心板１６側の壁面を構成する心板側流路仕切り板６に固定されている。
その他の構造は、図１５及び図１６に示した従来構造とほぼ同様である。
【００２１】
上記においては、小羽根３１１が、案内羽根８の翼負荷を低減する翼負荷低減手段を構成している。以下、このことについて説明する。
第１の実施形態において説明したように、戻り流路５の入口側部分では、案内羽根８の反りが大きく、流れが接線方向から半径方向に向かってより大きく転向させられるので、各案内羽根８の翼負荷も大きくなる。しかし、翼負荷がある程度大きくなってくると、一部の流れが十分半径方向に向かって転向しなくなり、案内羽根８の翼面からの剥離が発生し、これにより戻り流路５における損失が増加する。また、この不十分な転向により戻り流路５における２次流れが増加し、次段羽根車２ｂの入口９における流れの歪みが大きくなって、次段以降の性能が低下する。
【００２２】
ここで本実施形態においては、図４及び図５に示されるように戻り流路５の入口側部分に小羽根３１１を設けることにより、この増えた小羽根３１１が流れの接線方向から半径方向への転向を補助し翼負荷の一部を負担する分、各案内羽根８の翼負荷が低減されるので、案内羽根８は十分にその翼負荷を負担できるようになり、流れ全体を十分に転向させることができる。
したがって、流れは各案内羽根８の翼面に沿って流れ、剥離が発生するのを防止できるので、戻り流路５で剥離による損失が発生するのを防止できる。このとき、流路面積の減少によって戻り流路５における摩擦損失がわずかに増大するが、剥離による損失防止の効果のほうが際だって大きいので、全体として戻り流路５における損失を低減することができる。
また、流れが各案内羽根８の翼面に沿って流れることにより、戻り流路５での２次流れの発生を低減できるので、戻り流路５の出口における流れの歪みを低減でき、軸方向・周方向の流速分布を一様にすることができる。したがって、戻り流路５から次段羽根車２ｂの入口９に流入するときの流れを均一化することができる。
【００２３】
以上説明したように、本実施形態によっても、第１の実施形態と同様、戻り流路５における損失を低減することと、戻り流路５から次段羽根車２ｂの入口９に流入するときの流れを均一化することの両方の作用により、圧縮機全体の性能を大幅に向上することができる。
【００２４】
なお、上記第３の実施形態においては、小羽根３１１の軸方向高さＨは戻り流路５の入口側部分における軸方向流路幅Ｗの約３０％としたが、これに限られない。
すなわち、本願発明者等は、小羽根３１１の軸方向高さＨの長さを種々変えて戻り流路５の入口側部分における軸方向流路幅Ｗに対する比率を検討した結果、小羽根３１１の軸方向高さＨが戻り流路５の入口側部分の軸方向流路幅Ｗの１０％未満であると、戻り流路５の入口側部分における流れ転向作用が小さくなり過ぎる傾向にあり、また小羽根３１１の軸方向高さＨが戻り流路５の入口側部分の軸方向流路幅Ｗの５０％を超えると、表面積の増加により戻り流路５における摩擦損失が大きくなり過ぎる傾向にあることを確認した。したがって、より確実に圧縮機全体の性能を向上する観点からは、０．１≦Ｈ／Ｗ≦０．５が、好ましいＨ／Ｗ比の範囲であると判断される。
【００２５】
また、上記第３の実施形態においては、小羽根３１１の前縁半径を案内羽根８の前縁半径と一致させたが、これに限られず、小羽根３１１の前縁半径をやや小さくしてもよい。
【００２６】
本発明の第４の実施形態を図６及び図７により説明する。本実施形態は、小羽根の設置位置が異なる場合の実施形態である。第１〜第３の実施形態と同等の部材には同一の符号を付し、説明を省略する。
図６は、本実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図であり、図７は、図６中Ｃ−Ｃ断面による横断面図である。これら図６及び図７において、第３の実施形態と異なる点は、小羽根３１１と同寸法・同形状の小羽根４１２を、戻り流路５の側板１７側の壁面を構成する側板側流路仕切り板７に固定したことである。なおこのとき、小羽根３１１と同様、小羽根４１２の前縁半径が案内羽根８の前縁半径とほぼ等しくなるように、かつ隣り合う案内羽根８，８の翼間方向間隔を２分するように（図７参照）固定されている。
その他の構造は、第３の実施形態とほぼ同様である。
本実施形態によっても、第３の実施形態と同様の効果を得る。
【００２７】
なお、上記第４の実施形態においては、小羽根４１２の前縁半径を案内羽根８の前縁半径と一致させたが、これに限られず、小羽根４１２の前縁半径をやや小さくしてもよい。
【００２８】
本発明の第５の実施形態を図８及び図９により説明する。本実施形態は、側板側・心板側の両方に小羽根を設けた場合の実施形態である。第１〜第４の実施形態と同等の部材には同一の符号を付し、説明を省略する。
図８は、本実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図であり、図９は、図８中Ｄ−Ｄ断面による横断面図である。これら図８及び図９において、第４の実施形態と異なる点は、小羽根４１２を側板側流路仕切り板７に固定したことに加え、第３の実施形態の小羽根３１１を心板側流路仕切り板６に固定したことである。但しこの場合、小羽根近傍の流路閉塞を抑制するために、小羽根４１２及び小羽根３１１の軸方向高さＨは、それぞれ、戻り流路５の入口側部分の軸方向流路幅Ｗの２０％としている。
その他の構造は、第３の実施形態とほぼ同様である。
本実施形態によれば、第３の実施形態の小羽根３１１と第４の実施形態の小羽根４１２との両方を設けたので、両者の翼負荷低減作用の相乗によって圧縮機全体の性能をさらに向上することができる。
【００２９】
本発明の第６の実施形態を図１０及び図１１により説明する。本実施形態は、小羽根の前縁側を上流側に突出させた場合の実施形態である。第１〜第５の実施形態と同等の部材には同一の符号を付し、説明を省略する。
図１０は、本実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図であり、図１１は、図１０中Ｆ−Ｆ断面による横断面図である。これら図１０及び図１１において、小羽根３１１よりわずかに長い寸法でほぼ同様の形状を備えた小羽根６１８を、その前縁半径が案内羽根８の前縁半径より大きくなるように心板側流路仕切り板６に固定したことが、第３の実施形態と異なる。なおこのとき、小羽根６１８は、小羽根３１１と同様、その軸方向高さＨは戻り流路５の入口側部分の流路幅Ｗの約３０％となっており、羽根厚さは案内羽根８の厚さより小さく、反り線は案内羽根８の反り線とほぼ等しくなっており、かつ、隣り合う案内羽根８，８の翼間方向間隔を２分するように（図１１参照）固定されている。
その他の構造は、第３の実施形態とほぼ同様である。
【００３０】
本実施形態によれば、第３の実施形態と同様の効果に加え、以下の効果がある。すなわち、小羽根６１８の前縁が案内羽根８の前縁よりも上流側に突出していることにより、流れは、リターンベンド４から案内羽根８に流入するより前に予め整流されて幅方向に一様化され、その流れ角が案内羽根８の前縁の角度に近づけられるので、案内羽根８の入射損失が低減される。したがって、戻り流路５における損失をさらに低減することができる。
【００３１】
なお、上記第６の実施形態においては、第３の実施形態の小羽根３１１と同様の位置に取り付けられた小羽根６１８の前縁半径を、案内羽根８の前縁半径より大きくして案内羽根８より上流側に突出させたが、これに限られず、第４の実施形態の小羽根４１２と同様の位置に取り付けた小羽根の前縁半径を、案内羽根８の前縁半径より大きくして案内羽根８より上流側に突出させてもよい。この場合も、上記同様、案内羽根の入射損失低減効果を得る。
【００３２】
本発明の第７の実施形態を図１２により説明する。第１〜第６の実施形態と同等の部材には同一の符号を付し、説明を省略する。
図１２は、本実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図であり、第１の実施形態と同様に戻り流路１０５の入口側部分の軸方向流路幅Ｗが流れ方向に漸次狭くなり、また出口側部分の軸方向流路幅Ｗ１が流れ方向に漸次広くなっていることが、第３の実施形態と異なる。また、小羽根３１１の軸方向高さＨは、戻り流路１０５の入口側部分における軸方向最大流路幅Ｗｏの約３０％となっている。
その他の構造は、第３の実施形態とほぼ同様である。
本実施形態によれば、案内羽根８の翼負荷を低減する翼負荷低減手段として、第１の実施形態と同様に戻り流路１０５の入口側部分の流路幅Ｗを漸次狭くするとともに、第３の実施形態と同様の小羽根３１１を設けたので、これらの相乗効果により圧縮機全体の性能をさらに向上することができる。
【００３３】
本発明の第８の実施形態を図１３及び図１４により説明する。本実施形態は、戻り流路の出口側部分に整流手段としての小羽根を設ける実施形態である。従来構造を表す図１５及び図１６と同等の部材には同一の符号を付し、説明を省略する。
図１３は、本実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図であり、図１４は、図１３中Ｅ−Ｅ断面による横断面図である。これら図１３及び図１４において、図１５及び図１６に示した従来構造と異なる点は、戻り流路５の出口側部分に、戻り流路５の出口側部分における軸方向流路幅Ｗ１より低い軸方向高さＨ及び案内羽根８より短い翼長を備えた小羽根８１３を設けたことである。小羽根８１３は、その軸方向高さＨは戻り流路５の入口側部分における軸方向流路幅Ｗの約３０％となっており、羽根厚さは案内羽根８の厚さより小さく、反り線は案内羽根８の反り線とほぼ等しく、後縁半径は案内羽根８の後縁半径とほぼ等しくなっている。また小羽根８１３は、隣り合う案内羽根８，８の翼間方向間隔を２分するように（図１４参照）、戻り流路５の心板１６側の壁面を構成する心板側流路仕切り板６に固定されている。
その他の構造は、図１５及び図１６に示した従来構造とほぼ同様である。
【００３４】
以上のように構成した本実施形態によれば、戻り流路５の入口側部分において案内羽根８の大きな翼負荷により剥離や２次流れが発生し流れの歪みが生じたとしても、戻り流路５の出口側部分に設けられた小羽根８１３と案内羽根８とによる整流作用によって流れの歪みを低減し、軸方向・周方向の流速分布を一様にすることができる。したがって、戻り流路５から次段羽根車２ｂの入口９に流入するときの流れを均一化することができるので、圧縮機全体の性能を向上できる。
【００３５】
なお、上記第８の実施形態においては、小羽根８１３の軸方向高さＨは戻り流路５の入口側部分における軸方向流路幅Ｗの約３０％としたが、これに限られない。
すなわち、本願発明者等は、小羽根８１３の軸方向高さＨの長さを種々変えて戻り流路５の入口側部分における軸方向流路幅Ｗに対する比率を検討した結果、小羽根８１３の軸方向高さＨが戻り流路５の入口側部分の軸方向流路幅Ｗの１０％未満であると、戻り流路５出口側部分における整流作用が小さくなり過ぎる傾向にあり、また小羽根８１３の軸方向高さＨが戻り流路５の入口側部分の軸方向流路幅Ｗの５０％を超えると、表面積の増加により戻り流路５における摩擦損失が大きくなり過ぎる傾向にあることを確認した。したがって、より確実に圧縮機全体の性能を向上する観点からは、０．１≦Ｈ／Ｗ≦０．５が、好ましいＨ／Ｗ比の範囲と判断される。
【００３６】
また、上記第８の実施形態においては、小羽根８１３の後縁半径を案内羽根８の後縁半径と同一としたが、これに限られず、案内羽根８の後縁半径よりも若干大きくしてもよいし、また案内羽根８の後縁半径よりも小さくして案内羽根後縁よりも突出させ整流作用をさらに向上させてもよい。
【００３７】
さらに、上記第８の実施形態においては、小羽根８１３を、戻り流路５の心板１６側の壁面を構成する心板側流路仕切り板６に固定したが、第４の実施形態同様に戻り流路５の側板１７側の壁面を構成する側板側流路仕切り板７に固定してもよい。この場合も、同様の効果を得る。また第５の実施形態同様に、心板側流路仕切り板６と側板側流路仕切り板７との両方に固定してもよい。この場合は、２つの相乗効果によりさらに良好な流れの均一化を図れるので、圧縮機全体のさらなる性能を向上できる。
【００３８】
また、上記第３〜第８の実施形態においては、小羽根３１１，４１２，６１８８１３の軸方向高さＨは、流れ方向に一定であったが、これを流れ方向に変化させることも可能である。
【００３９】
【発明の効果】
請求項１に記載の発明によれば、戻り流路の入口側部分に、戻り流路の入口側部分の軸方向流路幅より低い軸方向高さ及び案内羽根より短い翼長を備えた小羽根を設けることにより、この増えた小羽根が流れの転向を補助し翼負荷の一部を負担する分、案内羽根の翼負荷が低減されるので、案内羽根は十分にその翼負荷を負担できるようになり、流れ全体を十分に転向させることができる。よって、戻り流路で流れの剥離による損失が発生するのを防止でき、また、戻り流路から次段羽根車入口に流入するときの流れを均一化することができるので、圧縮機全体の性能を向上することができる。
請求項３に記載の発明によれば、戻り流路の入口側部分において案内羽根の大きな翼負荷により剥離や２次流れが発生し流れの歪みが生じたとしても、戻り流路の出口側部分に設けられた小羽根と案内羽根とによる整流作用によって流れの歪みを低減し、軸方向・周方向の流速分布を一様にすることができる。したがって、戻り流路から次段羽根車入口に流入するときの流れを均一化することができるので、圧縮機全体の性能を向上できる。
請求項６に記載の発明によれば、戻り流路の入口側部分の軸方向流路幅を流れ方向に漸次狭くしたので、流路面積の減少が流れ速度を増加させるように作用し流れの減速が緩和される。これにより、流れの減速のために必要な仕事に相当する案内羽根の翼負荷が低減されるので、案内羽根は十分にその翼負荷を負担できるようになり、流れ全体を十分に転向させることができる。よって、戻り流路で流れの剥離による損失が発生するのを防止でき、また、戻り流路から次段羽根車入口に流入するときの流れを均一化することができるので、圧縮機全体の性能を向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図である。
【図２】図１中Ａ−Ａ断面による横断面図である。
【図３】本発明の第２の実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図である。
【図４】本発明の第３の実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図である。
【図５】図４中Ｂ−Ｂ断面による横断面図である。
【図６】本発明の第４の実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図である。
【図７】図６中Ｃ−Ｃ断面による横断面図である。
【図８】本発明の第５の実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図である。
【図９】図８中Ｄ−Ｄ断面による横断面図である。
【図１０】本発明の第６の実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図である。
【図１１】図１０中Ｆ−Ｆ断面による横断面図である。
【図１２】本発明の第７の実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図である。
【図１３】本発明の第８の実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図である。
【図１４】図１４中Ｅ−Ｅ断面による横断面図である。
【図１５】従来の多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図である。
【図１６】図１５中Ｇ−Ｇ断面による横断面図である。
【符号の説明】
２ａ羽根車
２ｂ次段羽根車
３ディフューザ
４リターンベンド
５戻り流路
６心板側の流路仕切板（戻り流路の軸方向両側の壁面）
７側板側の流路仕切板（戻り流路の軸方向両側の壁面）
８案内羽根
９入口
１５羽根
１６心板
１７側板
１０５戻り流路
１０７側板側の流路仕切板
１０８案内羽根
２０５戻り流路
２０７側板側の流路仕切板
２０８案内羽根
３１１小羽根（翼負荷低減手段）
４１２小羽根（翼負荷低減手段）
６１８小羽根（翼負荷低減手段）
８１３小羽根
Ｈ小羽根の軸方向高さ
Ｗ戻り流路の入口側部分における軸方向流路幅
Ｗｏ戻り流路の入口側部分における軸方向最大流路幅
Ｗ１戻り流路の出口側部分における軸方向流路幅[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a multi-stage centrifugal compressor including a plurality of stages of centrifugal impellers.
[0002]
[Prior art]
As an example of this type of conventional multistage centrifugal compressor, there is one described in, for example, Japanese Patent Publication No. 1-36786. FIG. 15 is a longitudinal sectional view showing the structure of a main part of the multi-stage centrifugal compressor, and FIG. 16 is a transverse sectional view taken along the line GG in FIG.
FIGS. 15 and 16 show, by way of example, a structure in the vicinity of a centrifugal impeller of a certain stage and a centrifugal impeller of the next stage in the multi-stage structure of the multi-stage centrifugal compressor. A diffuser 3 provided downstream of the vehicle 2a (ie, radially outward), a return bend 4 provided downstream of the diffuser 3, and a diffuser 3 provided downstream of the return bend 4 (ie, radially inward). The return flow path 5 for guiding the flow to the next stage impeller 2b, the guide blades 8 (see FIG. 16) arranged in the return flow path 5 in a circular cascade, and the axial both side walls of the return flow path 5 are respectively formed. A pair of flow path partition plates 6 and 7 to be formed and a rotating sleeve 10 fixed to the rotating shaft 1 are arranged.
The impellers 2 a and 2 b are both attached to the rotating shaft 1 and each include a core plate 16, a side plate 17, and a blade 15 provided between the core plate 16 and the side plate 17 in a circular cascade. ing.
The flow path partition plates 6 and 7 are arranged so that the axial flow path width of the return flow path 5 is constant at the inlet side portion and gradually increases in the flow direction at the outlet side portion.
The above structure is an example of the structure of a certain stage as described above. In a multi-stage centrifugal compressor, a similar structure is provided in a plurality of stages in the axial direction of the rotating shaft 1.
[0003]
In the above configuration, the flow coming out of the impeller 2 a is decelerated by the diffuser 3, flows into the return bend 4, is turned radially inward from outward in the radial direction, and flows into the return flow path 5. Thereafter, the flow that has flowed in is deflected from the tangential direction to the radial direction by the guide blades 8 provided in the return flow path 5, decelerated, and guided to the next stage impeller 2b.
[0004]
Another example of a multi-stage centrifugal compressor is disclosed in Japanese Patent Publication No. H5-20597. This multi-stage centrifugal compressor differs from the structure described in Japanese Patent Publication No. 1-36788 in that the axial flow path width at the inlet side portion of the return flow path gradually increases in the flow direction.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, the above two conventional techniques have the following problems.
That is, at the inlet side portion of the return flow path, the flow is more diverted from the tangential direction to the radial direction due to the large warpage of the guide vanes. In order to realize this large turning, it is necessary to greatly reduce the flow. Therefore, the blade load (= pressure difference on both circumferential sides of the blade) of each guide blade corresponding to the work required for this deceleration is large. Become.
However, when the blade load is increased to some extent, the guide blade cannot sufficiently bear the blade load, and when viewed microscopically, a part of the flow cannot be sufficiently decelerated. As a result, some of the flow does not turn sufficiently in the radial direction, and separation from the blade surface occurs, thereby increasing the loss in the return flow path. Also, the secondary flow in the return flow path increases due to the insufficient turning, and a flow velocity distribution occurs in the flow path width direction (= axial direction) and the circumferential direction at the outlet of the return flow path, and the flow is distorted (= improper). Uniformity) is increased. As a result, the flow distortion at the entrance of the next-stage impeller also increases, and the performance of the next and subsequent stages is reduced. As described above, the performance of the compressor as a whole decreases due to an increase in the loss in the return flow passage itself and a decrease in the performance of the downstream stage caused by the distortion of the flow in the return flow passage.
[0006]
Here, in order to solve the above-mentioned inconvenience, it is conceivable to reduce the blade load of each guide blade by increasing the number of guide blades, but in that case, friction is increased by increasing the total surface area of the guide blades. The loss is greatly increased, and the loss in the return channel is rather increased.
[0007]
A first object of the present invention is to provide a multi-stage compressor capable of improving overall performance by reducing loss in a return flow path.
[0008]
A second object of the present invention is to provide a multi-stage compressor that can improve the overall performance by making the flow when flowing into the next-stage impeller inlet from the return passage uniform.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the first and second objects, according to the present invention, a centrifugal impeller provided in a plurality of stages, a diffuser provided downstream of each centrifugal impeller, and a downstream side of the diffuser A return bend that is provided to turn the flow from radially outward to radially inward; a return flow path that is provided downstream of the return bend and guides the flow to the next-stage centrifugal impeller; Guide vanes arranged in cascadeA blade load reducing means for reducing a blade load of the guide blade, provided at an inlet side portion of the return passage, and having an axial height lower than an axial passage width of the inlet side portion of the return passage. And a small blade having a blade length shorter than the guide blade and having a constant or changed axial height in the flow direction.ToEquippedA multistage centrifugal compressor is provided.
Ie, ReturnA small blade having an axial height lower than the axial flow width of the return flow passage at the inlet side and a blade length shorter than the guide blade is provided at the inlet side of the return flow passage.ThatBy this, the increased blades assist the turning of the flow and bear a part of the blade load, so that the blade load of the guide blade is reduced, so that the guide blade can sufficiently bear the blade load, The entire flow can be fully diverted.
Then, by the sufficient turning of the entire flow, the flow can flow along the blade surface and prevent the occurrence of separation, so that loss due to separation in the return flow path can be prevented. At this time,smallAlthough the installation of the blade slightly increases the friction loss in the return flow path, the effect of preventing loss due to peeling is significantly greater, so that the loss in the return flow path can be reduced as a whole. Therefore, the performance of the entire compressor can be improved. Further, since the flow along the blade surface can reduce the generation of the secondary flow in the return flow path, the flow distortion at the outlet of the return flow path can be reduced, and the flow velocity distribution in the axial direction and the circumferential direction can be reduced. It can be like. Therefore, the flow at the time of flowing into the inlet of the next stage impeller from the return flow path can be made uniform, thereby also improving the performance of the entire compressor.
[0010]
Preferably, in the multi-stage centrifugal compressor,SmallA multi-stage centrifugal compressor is provided, wherein a leading edge radius of the blade is larger than a leading edge radius of the guide blade.
That is, since the leading edge of the small blade protrudes upstream from the leading edge of the guide blade, the flow is pre-rectified before flowing into the guide blade from the return bend, and the flow angle is adjusted in front of the guide blade. Since the edge angle is approached, the incidence loss of the guide vanes is reduced. Therefore, the loss in the return channel can be further reduced.
[0011]
According to the present invention, in order to achieve the second object, according to the present invention, a centrifugal impeller provided in a plurality of stages, a diffuser provided downstream of each centrifugal impeller, and a diffuser provided downstream of the diffuser A return bend provided to turn the flow from radially outward to radially inward; a return channel provided downstream of the return bend to guide the flow to the next-stage centrifugal impeller; Guide vanes arranged in a rowA blade load reducing means for reducing the blade load of the guide blade,At the outlet side of the return channelProvided, saidAn axial height lower than the axial flow width of the outlet side portion of the return flow path and a blade length shorter than the guide blade are set.And the height in the axial direction is constant or changed in the flow directionSmall featherWhenToEquippedA multistage centrifugal compressor is provided.
In other words, even if separation or secondary flow occurs due to a large blade load of the guide vanes at the inlet side portion of the return flow path and the flow is distorted, the small vanes provided at the outlet side portion of the return flow passage and the guide vanes Thus, the flow distortion can be reduced by the rectifying action by the above, and the flow velocity distribution in the axial direction and the circumferential direction can be made uniform. Therefore, the flow at the time of flowing into the inlet of the next stage impeller from the return passage can be made uniform, so that the performance of the entire compressor can be improved.
[0012]
Preferably, in the above multistage centrifugal compressor, the height of the small blade in the axial direction is 10% or more and 50% or less of the axial flow width at the inlet side portion of the return flow passage. A compressor is provided.
That is, if the axial height of the small blade is less than 10% of the axial flow path width at the inlet side portion of the return flow path, the flow diverting action at the return flow path inlet side part is too small, or the return flow path outlet The rectification in the side parts becomes too small. On the other hand, when the axial height of the small blade exceeds 50%, the frictional loss becomes too large due to the increase in the surface area. Therefore, by setting the axial height of the small blades to be 10% or more and 50% or less of the axial flow path width of the return flow path, the performance of the entire compressor can be more reliably improved.
Also preferably, in the multi-stage centrifugal compressor, the return flow path has an axial flow path width that is gradually narrowed in the flow direction at the inlet side, and an axial flow path width that is gradually wide at the outlet side. And a multi-stage centrifugal compressor characterized by being formed as follows.
[0013]
According to the present invention, in order to achieve the first and second objects,A centrifugal impeller provided in a plurality of stages, a diffuser provided downstream of each centrifugal impeller, and a return bend provided downstream of the diffuser for turning a flow from radially outward to radially inward. The flow is provided downstream of the return bend and guides the flow to the next-stage centrifugal impeller. A multi-stage centrifugal compressor is provided, comprising: a return flow passage formed so that the direction flow passage width is gradually widened; and guide vanes arranged in a circular cascade on the return flow passage. .
That is, if the axial flow path width at the inlet-side portion of the return flow path is gradually narrowed in the flow direction, the decrease in the flow path area acts to increase the flow velocity, and the flow is decelerated. This reduces the blade load on the guide blades, which is equivalent to the work required for deceleration of the flow, so that the guide blades can sufficiently bear the blade load and turn the entire flow sufficiently. it can.
Then, by the sufficient turning of the entire flow, the flow can flow along the blade surface and prevent the occurrence of separation, so that loss due to separation in the return flow path can be prevented. At this time, the friction loss in the return flow path slightly increases due to the decrease in the flow path area. However, since the effect of preventing loss due to peeling is remarkably large, the loss in the return flow path can be reduced as a whole. Therefore, the performance of the entire compressor can be improved. Further, since the flow along the blade surface can reduce the generation of the secondary flow in the return flow path, the flow distortion at the outlet of the return flow path can be reduced, and the flow velocity distribution in the axial direction and the circumferential direction can be reduced. It can be like. Therefore, the flow at the time of flowing into the inlet of the next stage impeller from the return flow path can be made uniform, thereby also improving the performance of the entire compressor.
[0014]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. Members equivalent to those in FIGS. 15 and 16 showing the conventional structure are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to the present embodiment, and FIG. 2 is a transverse sectional view taken along the line AA in FIG. 1 and 2 are different from the conventional structure shown in FIGS. 15 and 16 in that the width W of the return flow path 105 at the inlet side of the return flow path 105 gradually decreases in the flow direction. In the outlet side portion, the side plate side flow path partition plate 107 is provided so that the axial flow path width W1 gradually increases.
Other structures are almost the same as the conventional structure shown in FIGS.
[0015]
In the above description, the gradual narrowing of the flow passage width W at the inlet side portion of the return flow passage 105 constitutes a blade load reducing means for reducing the blade load of the guide blade 8. Hereinafter, this will be described.
As shown in FIGS. 15 and 16 of the conventional structure, at the inlet side portion of the return flow path 5, the guide blade 8 has a large warp, and the flow is more diverted from the tangential direction to the radial direction. In order to realize this large turning, the circumferential component Cθ among the absolute speed C, the circumferential component Cθ, and the radial component Cr of the flow also shown in FIG. 16 is greatly reduced, and the absolute speed C is also increased. It needs to be reduced. At this time, based on the proportional relationship between the square of the speed and the pressure, a blade load (= pressure difference on both sides in the circumferential direction of the blade) corresponding to the work required for deceleration of the flow is applied to each guide blade 8. In order to greatly reduce the flow, the blade load of each guide blade 8 increases as a reaction.
However, when the blade load increases to some extent, the guide blades 8 cannot sufficiently bear the blade load, and when viewed microscopically, it is not possible to sufficiently reduce some of the flow. As a result, a part of the flow does not sufficiently turn from the tangential direction to the radial direction, and separation of the guide vanes 8 from the blade surface occurs, thereby increasing the loss in the return flow path 5. In addition, due to the insufficient turning, the secondary flow in the return flow path 5 increases, and a flow velocity distribution occurs in the flow path width direction (= axial direction) and the circumferential direction at the outlet of the return flow path 5, and the flow distortion ( = Non-uniformity). As a result, the flow distortion at the inlet 9 of the next-stage impeller 2b is also increased, and the performance of the next and subsequent stages is reduced.
[0016]
On the other hand, in the present embodiment, as shown in FIGS. 1 and 2, the axial flow path width W of the inlet side portion of the return flow path 105 is gradually narrowed in the flow direction. Since the decrease in the road area acts to increase the radial component Cr of the flow and thus acts to increase the absolute speed C, the decrease in the absolute speed C can be reduced. Accordingly, the blade load of each guide blade 108 is reduced, so that the guide blade 108 can sufficiently bear the blade load, and the entire flow can be sufficiently diverted. Therefore, the flow flows along the wing surface of each guide blade 108 and separation can be prevented, so that loss due to separation in the return flow path 105 can be prevented. At this time, although the friction loss in the return flow path 105 slightly increases due to the decrease in the flow path area, the effect of preventing loss due to separation is remarkably large, so that the loss in the return flow path 105 can be reduced as a whole. .
In addition, since the flow flows along the blade surface of each guide vane 108, the generation of the secondary flow in the return flow path 105 can be reduced, so that the flow distortion at the outlet of the return flow path 105 can be reduced and the axial direction can be reduced. -The flow velocity distribution in the circumferential direction can be made uniform. Therefore, the flow at the time of flowing into the inlet 9 of the next stage impeller 2b from the return flow path 105 can be made uniform.
[0017]
As described above, according to the present embodiment, it is possible to reduce the loss in the return passage 105 and to make the flow flowing from the return passage 105 to the inlet 9 of the next stage impeller 2b uniform. By both actions, the performance of the entire compressor can be greatly improved.
[0018]
A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The same reference numerals are given to members equivalent to those in the first embodiment, and description thereof will be omitted.
FIG. 3 is a vertical cross-sectional view illustrating a structure of a main part of the multistage centrifugal compressor according to the present embodiment. The difference from the first embodiment is that a shaft at an inlet side portion of a return passage 205 provided with guide vanes 208 is provided. The return flow path of the flow path partitioning plate 207 on the side plate side so that the direction flow path width W gradually narrows in the flow direction and the axial flow path width W1 in the outlet side smoothly increases gradually in the flow direction. That is, the surface on the 205 side is a curved surface.
Other structures are almost the same as those of the first embodiment.
[0019]
According to the present embodiment, in addition to the same effects as those of the first embodiment, the surface of the partition plate 207 on the side of the return flow path 205 is curved and the flow smoothly flows. It is further reduced.
[0020]
A third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. This embodiment is an embodiment in which small blades are provided at the inlet side of the return flow path as blade load reducing means. Members equivalent to those in FIGS. 15 and 16 showing the conventional structure are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
FIG. 4 is a vertical cross-sectional view illustrating a main part structure of the multi-stage centrifugal compressor according to the present embodiment, and FIG. 5 is a horizontal cross-sectional view taken along a line BB in FIG. 4 and 5, the point different from the conventional structure shown in FIGS. 15 and 16 is that the inlet side portion of the return flow path 5 is lower than the axial flow path width W at the inlet side part of the return flow path 5. That is, a small blade 311 having an axial height H and a blade length shorter than the guide blade 8 is provided.
The small blade 311 has an axial height H of about 30% of the axial flow width W at the inlet side portion of the return flow passage 5, the blade thickness is smaller than the thickness of the guide blade 8, Is substantially equal to the warp line of the guide blade 8, and the leading edge radius is substantially equal to the leading edge radius of the guide blade 8. In addition, the small blades 311 are arranged so that the interval between the adjacent guide blades 8, 8 in the blade direction is divided into two (see FIG. 5). It is fixed to the plate 6.
Other structures are almost the same as the conventional structure shown in FIGS.
[0021]
In the above description, the small blades 311 constitute a blade load reducing means for reducing the blade load of the guide blade 8. Hereinafter, this will be described.
As described in the first embodiment, at the inlet side portion of the return flow path 5, the guide vanes 8 are greatly warped, and the flow is more diverted from the tangential direction to the radial direction. Blade load also increases. However, when the blade load increases to a certain extent, a part of the flow does not turn sufficiently in the radial direction, and separation of the guide blade 8 from the blade surface occurs, thereby increasing the loss in the return flow path 5. I do. Also, due to the insufficient turning, the secondary flow in the return flow path 5 increases, the flow distortion at the inlet 9 of the next-stage impeller 2b increases, and the performance of the next and subsequent stages deteriorates.
[0022]
Here, in the present embodiment, as shown in FIGS. 4 and 5, by providing the small blades 311 at the inlet side portion of the return flow path 5, the increased small blades 311 are moved from the tangential direction of the flow to the radial direction. Since the blade load of each guide blade 8 is reduced by the amount that assists the turning of the blade and bears a part of the blade load, the guide blade 8 can sufficiently bear the blade load, and the entire flow is sufficiently turned. Can be done.
Therefore, the flow flows along the blade surface of each guide blade 8 and separation can be prevented from occurring, so that loss due to separation in the return flow path 5 can be prevented. At this time, the friction loss in the return flow path 5 slightly increases due to the decrease in the flow path area. However, since the effect of preventing loss due to peeling is significantly larger, the loss in the return flow path 5 can be reduced as a whole. .
In addition, since the flow flows along the wing surface of each guide blade 8, the generation of the secondary flow in the return flow path 5 can be reduced, so that the flow distortion at the outlet of the return flow path 5 can be reduced, and the axial direction can be reduced. -The flow velocity distribution in the circumferential direction can be made uniform. Therefore, the flow at the time of flowing into the inlet 9 of the next stage impeller 2b from the return flow path 5 can be made uniform.
[0023]
As described above, also in the present embodiment, similar to the first embodiment, the loss in the return flow path 5 can be reduced, and the flow rate when the air flows from the return flow path 5 to the inlet 9 of the next stage impeller 2b can be reduced. Both actions of equalizing the flow can significantly improve the performance of the overall compressor.
[0024]
In the third embodiment, the axial height H of the small blades 311 is about 30% of the axial flow width W at the inlet side portion of the return flow path 5, but is not limited to this.
That is, the present inventors examined the ratio of the small blades 311 to the axial passage width W at the inlet side portion of the return passage 5 by changing the length of the small blades 311 in the axial direction H variously. When the axial height H is less than 10% of the axial flow width W of the inlet side portion of the return flow passage 5, the flow turning action at the inlet side portion of the return flow passage 5 tends to be too small, and When the axial height H of the small blades 311 exceeds 50% of the axial flow width W of the inlet side portion of the return flow channel 5, the friction loss in the return flow channel 5 tends to be too large due to the increase in the surface area. It was confirmed. Therefore, from the viewpoint of more reliably improving the performance of the entire compressor, it is determined that 0.1 ≦ H / W ≦ 0.5 is a preferable range of the H / W ratio.
[0025]
Further, in the third embodiment, the leading edge radius of the small blade 311 is matched with the leading edge radius of the guide blade 8, but the present invention is not limited to this, and the leading edge radius of the small blade 311 may be slightly reduced. Good.
[0026]
A fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. This embodiment is an embodiment in which the installation positions of the small blades are different. The same members as those in the first to third embodiments are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
FIG. 6 is a vertical cross-sectional view illustrating a main part structure of the multi-stage centrifugal compressor according to the present embodiment, and FIG. 7 is a horizontal cross-sectional view along the line CC in FIG. 6 and 7, the difference from the third embodiment is that the small blades 412 having the same size and the same shape as the small blades 311 are connected to the side plate-side channel forming the wall surface of the return flow channel 5 on the side plate 17 side. That is, it is fixed to the partition plate 7. At this time, similarly to the small blade 311, the leading edge radius of the small blade 412 is set to be substantially equal to the leading edge radius of the guide blade 8, and the interval between the adjacent guide blades 8, 8 is divided into two. (See FIG. 7).
Other structures are almost the same as the third embodiment.
According to this embodiment, the same effect as that of the third embodiment is obtained.
[0027]
In the fourth embodiment, the leading edge radius of the small blade 412 is matched with the leading edge radius of the guide blade 8, but the present invention is not limited to this, and the leading edge radius of the small blade 412 may be slightly reduced. Good.
[0028]
A fifth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. This embodiment is an embodiment in which small blades are provided on both the side plate side and the core plate side. Members equivalent to those in the first to fourth embodiments are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
FIG. 8 is a vertical cross-sectional view illustrating a main part structure of the multi-stage centrifugal compressor according to the present embodiment, and FIG. 9 is a cross-sectional view along a DD line in FIG. 8 and 9 differ from the fourth embodiment in that the small blades 412 are fixed to the side plate-side flow path partition plate 7 and the small blades 311 of the third embodiment are connected to the core plate side flow. That is, it is fixed to the road partition plate 6. However, in this case, in order to suppress the passage blockage near the small blade, the axial height H of the small blade 412 and the small blade 311 is set to be equal to the axial flow width W of the inlet side portion of the return flow channel 5. 20%.
Other structures are almost the same as the third embodiment.
According to the present embodiment, since both the small blades 311 of the third embodiment and the small blades 412 of the fourth embodiment are provided, the overall performance of the compressor is further enhanced by the synergistic effect of the blade load reduction action of both. Can be improved.
[0029]
A sixth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. This embodiment is an embodiment in which the leading edge side of the small blade is protruded to the upstream side. Members that are the same as those in the first to fifth embodiments are given the same reference numerals, and descriptions thereof are omitted.
FIG. 10 is a vertical cross-sectional view illustrating a main part structure of the multi-stage centrifugal compressor according to the present embodiment, and FIG. 11 is a cross-sectional view along the line FF in FIG. In FIGS. 10 and 11, the small blade 618 having a slightly longer dimension than the small blade 311 and having a substantially similar shape is placed on the core board side so that its leading edge radius is larger than the leading edge radius of the guide blade 8. The difference from the third embodiment is that the road partition plate 6 is fixed to the road partition plate 6. At this time, similarly to the small blade 311, the small blade 618 has an axial height H of about 30% of the width W of the inlet side portion of the return flow channel 5, and the thickness of the blade is equal to that of the guide blade. 8, the warp line is substantially equal to the warp line of the guide vanes 8 and is fixed so as to divide the space between the adjacent guide vanes 8, 8 in the blade direction into two (see FIG. 11). I have.
Other structures are almost the same as the third embodiment.
[0030]
According to the present embodiment, the following effect is obtained in addition to the effect similar to the third embodiment. That is, since the leading edge of the small blade 618 protrudes upstream from the leading edge of the guide blade 8, the flow is straightened before flowing into the guide blade 8 from the return bend 4, and the flow is reduced in the width direction. And the flow angle is approached to the angle of the leading edge of the guide vanes 8, so that the incidence losses of the guide vanes 8 are reduced. Therefore, the loss in the return channel 5 can be further reduced.
[0031]
In the sixth embodiment, the leading blade radius of the small blade 618 attached to the same position as the small blade 311 of the third embodiment is made larger than the leading edge radius of the guiding blade 8. 8, but is not limited to this. The leading edge radius of the small blade attached to the same position as the small blade 412 of the fourth embodiment is made larger than the leading edge radius of the guide blade 8. The guide vanes 8 may be made to protrude upstream. Also in this case, similarly to the above, the effect of reducing the incident loss of the guide blade is obtained.
[0032]
A seventh embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. Members that are the same as those in the first to sixth embodiments are given the same reference numerals, and descriptions thereof are omitted.
FIG. 12 is a vertical cross-sectional view illustrating a main part structure of the multistage centrifugal compressor according to the present embodiment. As in the first embodiment, the axial flow path width W at the inlet side portion of the return flow path 105 is different from the flow direction. The third embodiment is different from the third embodiment in that the width becomes gradually narrower in the axial direction and the axial flow path width W1 of the outlet side portion becomes gradually wider in the flow direction. The axial height H of the small blade 311 is about 30% of the maximum axial flow width Wo at the inlet side portion of the return flow path 105.
Other structures are almost the same as the third embodiment.
According to the present embodiment, as the blade load reducing means for reducing the blade load on the guide blade 8, the flow path width W of the inlet side portion of the return flow path 105 is gradually narrowed similarly to the first embodiment, and Since the small blades 311 similar to those of the third embodiment are provided, the performance of the entire compressor can be further improved by a synergistic effect of these small blades 311.
[0033]
An eighth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. This embodiment is an embodiment in which small blades as rectifying means are provided at the outlet side portion of the return flow path. Members equivalent to those in FIGS. 15 and 16 showing the conventional structure are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
FIG. 13 is a longitudinal sectional view showing a main part structure of the multi-stage centrifugal compressor according to the present embodiment, and FIG. 14 is a transverse sectional view taken along the line EE in FIG. 13 and 14, the point different from the conventional structure shown in FIGS. 15 and 16 is that the outlet side portion of the return flow path 5 is lower than the axial flow path width W1 at the outlet side portion of the return flow path 5. A small blade 813 having an axial height H and a blade length shorter than the guide blade 8 is provided. The axial height H of the small blade 813 is about 30% of the axial flow width W at the inlet side portion of the return flow channel 5, the blade thickness is smaller than the thickness of the guide blade 8, Is substantially equal to the warp line of the guide blade 8, and the trailing edge radius is substantially equal to the trailing edge radius of the guide blade 8. Also, the small blades 813 partition the core-side flow path partition that forms the wall surface of the return flow path 5 on the core 16 side so as to divide the interval between the adjacent guide blades 8 and 8 into two (see FIG. 14). It is fixed to the plate 6.
Other structures are almost the same as the conventional structure shown in FIGS.
[0034]
According to the present embodiment configured as described above, even if separation or secondary flow occurs due to a large blade load of the guide vanes 8 at the inlet side portion of the return flow path 5 and the flow is distorted, the return flow path The flow rectification by the small blades 813 and the guide blades 8 provided at the outlet side of the nozzle 5 reduces the flow distortion and makes the axial and circumferential flow velocity distributions uniform. Therefore, the flow when flowing from the return passage 5 to the inlet 9 of the next stage impeller 2b can be made uniform, so that the performance of the entire compressor can be improved.
[0035]
In the above-described eighth embodiment, the axial height H of the small blade 813 is set to about 30% of the axial flow width W at the inlet side portion of the return flow path 5, but is not limited thereto.
That is, the present inventors examined the ratio of the small blades 813 to the axial passage width W at the inlet-side portion of the return passage 5 by changing the length of the small blades 813 in the axial direction H variously. If the axial height H is less than 10% of the axial flow width W of the return flow path 5 at the inlet side, the rectifying action at the return flow path 5 outlet side tends to be too small. When the axial height H of 813 exceeds 50% of the axial flow width W of the inlet side portion of the return flow path 5, the friction loss in the return flow path 5 tends to be too large due to the increase in the surface area. confirmed. Therefore, from the viewpoint of more reliably improving the performance of the entire compressor, 0.1 ≦ H / W ≦ 0.5 is determined to be a preferable range of the H / W ratio.
[0036]
In the eighth embodiment, the trailing edge radius of the small blade 813 is the same as the trailing edge radius of the guide blade 8. However, the present invention is not limited to this, and may be slightly larger than the trailing edge radius of the guide blade 8. Alternatively, the radius of the trailing edge of the guide blade 8 may be made smaller than that of the trailing edge of the guide blade to further improve the rectifying action.
[0037]
Furthermore, in the above-described eighth embodiment, the small blades 813 are fixed to the core-side channel partition plate 6 that forms the wall surface of the return channel 5 on the core 16 side, but similar to the fourth embodiment. The return channel 5 may be fixed to the side plate-side channel partition plate 7 that constitutes the wall surface on the side plate 17 side. In this case, a similar effect is obtained. Further, similarly to the fifth embodiment, the core plate-side channel partition plate 6 and the side plate-side channel partition plate 7 may be fixed to both. In this case, the flow can be further better uniformed by the two synergistic effects, so that the overall performance of the compressor can be further improved.
[0038]
In the third to eighth embodiments, the height H of the small blades 311, 412, 618813 in the axial direction is constant in the flow direction. However, the height H can be changed in the flow direction. .
[0039]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, the small inlet port portion of the return passage has an axial height lower than the axial passage width of the inlet side portion of the return passage and a blade length shorter than the guide blade. By providing the blades, the increased small blades assist the flow turning and bear a part of the blade load, so that the blade load of the guide blade is reduced, so that the guide blade can sufficiently bear the blade load. As a result, the entire flow can be sufficiently diverted.Therefore, it is possible to prevent the loss due to the separation of the flow from occurring in the return passage, and to make the flow when flowing into the inlet of the next stage impeller from the return passage uniform, so that the performance of the entire compressor is improved. Can be improved.
According to the third aspect of the present invention, even if separation or secondary flow occurs due to a large blade load of the guide vanes at the inlet side portion of the return flow path and the flow is distorted, the outlet side portion of the return flow path. The flow rectification by the small blades and the guide blades provided in the fins reduces the flow distortion and makes the flow velocity distribution in the axial direction and the circumferential direction uniform. Therefore, the flow at the time of flowing into the inlet of the next stage impeller from the return passage can be made uniform, so that the performance of the entire compressor can be improved.
According to the sixth aspect of the present invention, the axial flow path width of the inlet-side portion of the return flow path is gradually narrowed in the flow direction. Deceleration is reduced. This reduces the wing load on the guide vanes, which is equivalent to the work required for deceleration of the flow, so that the guide vanes can sufficiently bear the wing load and turn the entire flow sufficiently. it can. Therefore, it is possible to prevent the loss due to the separation of the flow from occurring in the return passage, and to make the flow when flowing into the inlet of the next stage impeller from the return passage uniform, so that the performance of the entire compressor is improved. Can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
FIG. 3 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a cross-sectional view taken along a line BB in FIG. 4;
FIG. 6 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a transverse sectional view taken along the line CC in FIG. 6;
FIG. 8 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a fifth embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a cross-sectional view taken along the line DD in FIG. 8;
FIG. 10 is a longitudinal sectional view illustrating a main structure of a multistage centrifugal compressor according to a sixth embodiment of the present invention.
11 is a cross-sectional view taken along the line FF in FIG.
FIG. 12 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a seventh embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to an eighth embodiment of the present invention.
FIG. 14 is a transverse sectional view taken along the line EE in FIG. 14;
FIG. 15 is a longitudinal sectional view illustrating a main structure of a conventional multistage centrifugal compressor.
16 is a cross-sectional view taken along a line GG in FIG.
[Explanation of symbols]
2a impeller
2b next stage impeller
3 Diffuser
4 Return Bend
5 Return channel
6 Core plate-side flow path partition plate (walls on both axial sides of return flow path)
7 Side plate side flow path partition plate (walls on both axial sides of return flow path)
8 guide vanes
9 entrance
15 feathers
16 Heart board
17 Side plate
105 Return channel
107 Side plate side channel partition plate
108 Guide vane
205 Return channel
207 Side plate side channel partition plate
208 Guide vane
311 small blade (wing load reduction means)
412 small blade (wing load reduction means)
618 Small blade (wing load reduction means)
813 Small feather
H Height of small blade in axial direction
W Axial channel width at the inlet side of the return channel
Wo Maximum axial channel width at the inlet side of the return channel
W1 Axial channel width at outlet side of return channel

Claims

Centrifugal impeller provided in multiple stages,
A diffuser provided downstream of each centrifugal impeller,
A return bend provided downstream of the diffuser to divert flow from radially outward to radially inward;
A return flow path provided downstream of the return bend and guiding the flow to the next stage centrifugal impeller;
Guide vanes arranged in a circular cascade in this return flow path ,
A blade load reducing means for reducing a blade load of the guide blade, provided at an inlet side portion of the return passage, having an axial height lower than an axial passage width of the inlet side portion of the return passage, wherein a shorter blade length than the guide vanes, yet multistage centrifugal compressor, wherein the direction axial height to flow, further comprising a <br/> constant or altered small wings.

2. The multi-stage centrifugal compressor according to claim 1, wherein a leading edge radius of the small blade is larger than a leading edge radius of the guide blade. 3.

Centrifugal impeller provided in multiple stages,
A diffuser provided downstream of each centrifugal impeller,
A return bend provided downstream of the diffuser to divert flow from radially outward to radially inward;
A return flow path provided downstream of the return bend and guiding the flow to the next stage centrifugal impeller;
Guide vanes arranged in a circular cascade in this return flow path ,
A blade load reducing unit configured to reduce a blade load of the guide blade , provided at an outlet side portion of the return passage, and having an axial height lower than an axial passage width of the outlet side portion of the return passage. wherein a shorter blade length than the guide vanes, yet multistage centrifugal compressor, wherein the direction axial height to flow, further comprising a <br/> constant or altered small wings.

4. The multi-stage centrifugal compressor according to claim 1 , wherein an axial height of the small blade is 10% or more and 50% or less of an axial flow width at an inlet side portion of the return flow passage. 5. A multistage centrifugal compressor characterized by the above-mentioned.

The multi-stage centrifugal compressor according to any one of claims 1 to 4, wherein the return passage has an axial passage width gradually narrowing in a flow direction at an inlet side portion and an axial direction width at an outlet side portion. A multi-stage centrifugal compressor, wherein a width of a flow passage is gradually increased.

Centrifugal impeller provided in multiple stages,
A diffuser provided on the downstream side of each centrifugal impeller,
A return bend provided downstream of the diffuser to divert flow from radially outward to radially inward;
The flow is provided downstream of the return bend and guides the flow to the next-stage centrifugal impeller. The axial flow path width is gradually narrowed in the flow direction at the inlet side, and the axial direction width is reduced at the outlet side. A return channel formed so that the channel width gradually widens,
Guide vanes arranged in a circular cascade in this return flow path
A multi-stage centrifugal compressor comprising: