JP5001806B2

JP5001806B2 - ターボ型圧縮機

Info

Publication number: JP5001806B2
Application number: JP2007315268A
Authority: JP
Inventors: 浩之細谷; 浩鈴木
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd
Priority date: 2007-12-05
Filing date: 2007-12-05
Publication date: 2012-08-15
Anticipated expiration: 2027-12-05
Also published as: JP2009138612A

Description

本発明は、ターボ型圧縮機に関するものであり、特に気体入口部と羽根のシュラウド部を連通する気体の循環流路を有し、該循環流路長さに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数を、前記羽根の回転数及び前記羽根の枚数に基づいて決まる騒音周波数よりも高くなるように規定したターボ型圧縮機に関するものである。

ターボ型圧縮機は、固定ハウジング内で回転自在に回転軸に軸支された羽根車を通常備えている。このように構成されたターボ型圧縮機では、前記羽根車の回転によって前記固定ハウジング内に形成される気体入口部内の気体が羽根車の中に引き込まれて圧縮され、目的の位置まで圧縮気体を運ぶための通路に排出される。ターボ型圧縮機の場合には気体は遠心力によって圧縮され、排出される。

近年、このようなターボ型圧縮機においては、作動範囲の拡大の要求が強まっている。
そのため従来は、特許文献１に開示されるように、前記圧縮機の固定ハウジング内に、気体入口部と、羽根車のシュラウド部との間を連通させる気体の循環流路を設けるとともに、該循環流路のシュラウンド部側の開口位置を前記羽根車における羽根の前縁から子午線に沿って２〜２１％の位置とすることで、ターボ型圧縮機の作業範囲の拡大を図るようにした技術が開示されている。

特開２００４−２７９３１号公報

しかしながら、特許文献１に開示された技術では、気体を圧縮するための羽根の回転により発生し羽根の回転数及び羽根の枚数に基づいて決まる騒音周波数が、循環流路の長さによって決まる軸方向の共鳴周波数と一致すると共鳴が発生する可能性があった。共鳴が発生すると、ターボ型圧縮機を運転することにより発生する騒音が大きくなるという課題があった。

従って、本発明はかかる従来技術の問題に鑑み、気体を圧縮するための羽根の回転により発生する騒音の周波数が、循環流路の軸方向の共鳴周波数と一致しないため、共鳴の発生を抑制し、圧縮機から発生する騒音の増加を防止することができるターボ型圧縮機を提供することを目的とする。

上記課題を解決するため本発明においては、
回転軸線を中心に回転駆動される複数枚の羽根と、前記回転軸線に沿って延び、気体を前記羽根に導く気体入口部を形成する固定ハウジングと、前記回転軸線を中心とした円周上に配置され、前記気体入口部と前記羽根のシュラウド部とを連通させる循環流路を形成する環状筒と、前記回転軸線を中心とした径方向に延び、前記循環流路を周方向に分割するために環状筒外周側に、該環状筒周方向に所定間隔存して複数のストラットとを具え、該複数のストラットを介して前記環状筒が複数枚の羽根と同心状に中空支持されているターボ型圧縮機において、
前記ストラットの循環流路入口側の前縁を、前記循環流路における前記回転軸方向の長さの１／４以上にわたり、前記循環流路出口側に向かって縮径する方向に傾斜させ、
前記ストラットに中空支持されている環状筒の、前記循環流路長さに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数を、前記羽根の回転数及び前記羽根の枚数に基づいて決まる騒音周波数よりも高くなるように規定したことを特徴とする。

これにより前記ストラットに中空支持されている環状筒の、前記循環流路長さに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数を、前記羽根の回転数及び前記羽根の枚数に基づいて決まる騒音周波数よりも高くなるように規定することで、共鳴の発生を抑制し、共鳴による騒音の増加を防止することができる。

前記循環流路長さに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数を、前記羽根の回転数及び前記羽根の枚数に基づいて決まる騒音周波数よりも高くするためには、循環流路長さＬの取り得る範囲を以下のようにして決めることができる。
循環流路の軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍは、以下の（１）で表すことができる。
ｆ_ａ、ｍ＝Ｃ／（４ｍＬ）（ｍ＝１、３、５・・・）・・・（１）
ここで、Ｃは音速である。
また、羽根の回転数及び前記羽根の枚数に基づいて決まる騒音周波数ｆ_ｎｚ（羽根の回転数（Ｎ）、羽根の枚数（Ｚ）により定まる周波数であるため、以後ＮＺ騒音周波数と呼ぶ）の最大値ｆ_{ｎｚ、ｍａｘ}は、以下の（２）式で表すことができる。
ｆ_{ｎｚ、ｍａｘ}＝（Ｎ_ｍａｘ／６０）×Ｚ・・・（２）
ここで、Ｎ_ｍａｘは羽根の想定される最高回転数（ｒｐｍ）であり、Ｚは羽根の枚数である。
循環流路の軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍをＮＺ騒音周波数の最大値ｆ_{ｎｚ、ｍａｘ}よりも高くするためには、以下の（３）式が成立すればよい。
ｆ_ａ、１＞ｆ_{ｎｚ、ｍａｘ} ・・・（３）
（１）（２）式を（３）式に代入して計算すると、以下の（４）式が導出される。
Ｌ＜（Ｃ×６０）／（４Ｎ_ｍａｘ×Ｚ）・・・（４）
以上のことより、（４）式が成立する範囲で循環流路長さＬを決めると、循環流路長さに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数を、ＮＺ騒音周波数の最大値よりも高くすることができる。従って、羽根の回転数を変化させて（回転数を下げて）運転しても循環流路の回転軸方向共鳴周波数が騒音周波数を越えることはなく、よって圧縮機の全ての範囲において共鳴による騒音の増加を防止することができる。

また、（４）式を満たすＬが現実的でな値でない場合には、以下の（５）式及び（６）式が成立するようにＬの取り得る範囲を以下のように決めることができる。
ｆ_ａ、１＜ｆ_{ｎｚ、ｍｉｎ} ・・・（５）
ｆ_ａ、３＞ｆ_{ｎｚ、ｍａｘ} ・・・（６）
ここで、ｆ_{ｎｚ、ｍｉｎ}はアイドリング時におけるＮＺ騒音周波数、即ち取り得るＮＺ騒音周波数の最小値であり、ｆ_{ｎｚ、ｍａｘ}は想定されるターボ最高回転数におけるＮＺ騒音周波数、即ち取り得るＮＺ周波数の最大値である。
（１）（２）式を（５）（６）式に代入して計算すると、以下の（７）式が導出される。
（Ｃ×６０）／（４Ｎ_ｍｉｎ×Ｚ）＜Ｌ＜（Ｃ×６０）／（１２Ｎ_ｍａｘ×Ｚ）・・・（７）
以上のことより、（７）式が成立する範囲で循環流路長さＬを決めると、循環流路長さに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数を、ＮＺ騒音周波数よりも高くすることができる。従って、羽根の回転数を変化させて（回転数を下げて）運転しても循環流路の回転軸方向共鳴周波数が騒音周波数を越えることはなく、よって圧縮機の全ての範囲において共鳴による騒音の増加を防止することができる。ただし、（７）式が成立するためにはＮ_ｍｉｎ＞（Ｎ_ｍａｘ／３）である必要がある。

また、前記ストラットの循環流路入口側の前縁を、前記循環流路における前記回転軸方向の長さの１／４以上にわたり、前記循環流路出口側に向かって縮径する方向に傾斜させることにより、循環流路の回転軸線方向の境界条件があいまいになるため、共鳴レベルがさらに低下する。

ストラットを傾斜させる範囲は、共鳴波長の節から腹に相当する長さ以上とする。
例えば軸方向で３次モード（ｍ＝３）の場合の音圧モード形状は、２節モードで循環流路長さＬ中に３／４波長入る。
前記傾斜部分を１／４Ｌ以上とすることで、軸方向の境界条件が音圧０から音圧最大の範囲をとることになるため、前述の通り循環流路の回転軸線方向の境界条件があいまいになり、共鳴レベルがさらに低下する。

また、前記循環流路を分割する複数のストラットの前端縁若しくは後端縁を、隣り合うストラット間で交互に進退させて、流路流れ方向に沿うストラット長さを異ならせたことを特徴とする。
これにより、循環流路の回転軸線方向の境界条件があいまいになるため、共鳴レベルが低下する。
さらに、進行させるストラットと退行させるストラットの前端縁の循環流路端からの距離の差を循環流路長さＬの１／４以上とすることが好ましく、このことにより軸方向の境界条件が音圧０から音圧最大の範囲をとることになるため、循環流路の回転軸線方向の境界条件があいまいになり、共鳴レベルがさらに低下する。

また、前記環状筒の前端縁若しくは後端縁形状を周方向に亘って交互に進退する凹凸形状に形成したことを特徴とする。
これにより、循環流路の回転軸線方向の境界条件があいまいになるため、共鳴レベルがさらに低下する。

また、前記固定ハウジング側に支持される外筒と環状筒の間に周方向に所定間隔存して複数のストラットを具えた２重筒構造で形成されたターボ型圧縮機において、周方向に亘って交互に進退する環状筒の凹凸形状の進退高さが、前記循環流路における回転軸方向の長さの１／４以上で１／２以下であることを特徴とする。
前記周方向に亘って交互に進退する環状筒の凹凸形状の進退高さを１／４Ｌ以上１／２以下とすることで、軸方向の境界条件が音圧０から音圧最大の範囲をとることになるため、循環流路の回転軸線方向の境界条件があいまいになり、共鳴レベルがさらに低下する。

前記流路流れ方向に沿う夫々のストラットの流路壁面に前記流路を短絡する貫通孔若しくは切欠きを設けたことを特徴とする。
ストラットの流路壁面に前記流路を短絡する貫通孔を設けることにより、短絡通路が形成されるため、境界条件があいまいになり、共鳴レベルがさらに低下する。
また、ストラットの流路壁面に切欠きを設けることにより、開端と閉端が存在することとなり、境界条件があいまいになるため、共鳴レベルがさらに低下する。
前記貫通孔と切欠きは何れか一方を設けてもよく、貫通孔と切欠きの両方を設けてもよい。境界条件をあいまいにするためには、ストラットの流路壁面の開口率を５０％以上とすることが好ましい。

以上記載のごとく本発明によれば、前記回転軸線を中心とした環状筒周方向の端縁側、若しくは前記循環流路を分割するストラットの流路流れ方向の面形状の少なくともいずれかを異ならせ、前記ストラットに中空支持されている環状筒の、前記循環流路長さに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数を、前記羽根の回転数及び前記羽根の枚数に基づいて決まる騒音周波数よりも高くなるように規定することで、気体を圧縮するための羽根の回転により発生する騒音の周波数が、循環流路の軸方向の共鳴周波数と一致しないため、共鳴の発生を抑制し、圧縮機から発生する騒音の増加を防止することができるターボ型圧縮機を提供することができる。

以下、図面を参照して本発明の好適な実施例を例示的に詳しく説明する。但しこの実施例に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は特に特定的な記載がない限りは、この発明の範囲をそれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例に過ぎない。

図１、図２、図３及び図４を用いて実施例１に係る実施形態について説明する。
まず、図１及び図２を用いて実施例１に係るターボ型圧縮機の構成について説明する。
図１は、実施例１に係るターボ型圧縮機の構成を説明する要部断面図であり、図２は、実施例１に係るターボ型圧縮機の平面視図である。
圧縮機１は、圧縮機１の外形を構成する固定ハウジング２と、該固定ハウジング２内に配設され、気体（本実施例１においては空気）を圧縮する羽根車３から主構成される。

羽根車３は、固定ハウジング２内に回転軸線Ａを中心として回転自在に軸支されている。該羽根車３を回転軸線Ａを中心に回転駆動させることにより、後述する固定ハウジング２内に形成される空気入口部７より吸い込んだ空気を主に遠心力によって圧縮することができる。

前記羽根車３には、ハブ部４とシュラウド部５とが設けられている。前記ハブ部４は、図示しない回転軸に、回転軸線Ａを中心として回転自在に軸支され、その径方向外側の面に複数枚の羽根６が設けられている。シュラウド部５は、羽根車３の径方向外側部分のことをいい、前記ハブ部４の径方向外側であり羽根６を含む部分をいう。

また、固定ハウジング２内には、前記羽根車３が回転軸線Ａを中心として回転自在に軸支されるとともに、前記回転軸線Ａに沿って延び圧縮される前の空気を羽根車３に導く空気入口部７と、前記回転軸線Ａを中心とした円周上に配置され、前記空気入口部７と前記羽根車３のシュラウド部５とを連通させる循環流路８が設けられている。

前記循環流路８は、前記羽根車３の空気流れ上流側の端部を取り囲むように固定ハウジング２内に形成されたチャンバ８ａと、該チャンバ８ａと前記シュラウド部５とを連通するスリット８ｂから構成されている。チャンバ８ａは、略円筒状の環状筒９により回転軸線Ａを中心とした径方向内側に位置する空気入口部７と仕切られ、さらに前記回転軸線Ａを中心とした径方向に延び、固定ハウジング２と環状筒９とを繋ぐ複数のストラット１０により複数に分割されている。
本実施例１においては図２に示すように３つのストラット１０により前記循環流路を３つに分割したが、ストラット１０の個数、即ち循環流路の分割個数は特に限定されるものではない。

次に本実施例１の特徴的構成である循環流路８の構成について図１、図２、図３及び図４を用いて説明する。
図３は、実施例１における循環流路８の構成を説明する部分斜視図であり、図４は、実施例１における循環流路８の構成をさらに詳しく説明するためにストラット１０周辺を模式的に表した図である。
循環流路８の循環流路長さＬは、循環流路長さＬに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍが、前記羽根６の回転数及び枚数に基づいて決まるＮＺ騒音周波数の想定される最大値ｆ_{ｎｚ、ｍａｘ}よりも高くなるように設定される。そのため、下記（４）式又は（７）式が成立する範囲で循環流路長さＬを設定すればよい。
Ｌ＜（Ｃ×６０）／（４Ｎ_ｍａｘ×Ｚ）・・・（４）
（Ｃ×６０）／（４Ｎ_ｍｉｎ×Ｚ）＜Ｌ＜（Ｃ×６０）／（１２Ｎ_ｍａｘ×Ｚ）・・・（７）
なお、（４）式及び（７）式の算出根拠は前述の通りである。
（４）式又は（７）式が成り立つ範囲で循環流路長さＬを設定すると、羽根の回転数を変化させて運転しても循環流路の回転軸方向共鳴周波数が騒音周波数を越えることはない。

さらに、前記ストラット１０の空気入口部７側の端縁を、前記シュラウド部５側に向かって縮径する方向に傾斜させ、傾斜部１１を設けている。傾斜部１１の長さｌ（図４参照）は、循環流路長さＬの１／４以上であれば特に制限されるものではない。

次に上記の構成からなる圧縮機１における空気の流れについて説明する。圧縮機１の羽根車３は図示しない駆動源によって回転軸線Ａを中心として回転駆動され、それにより空気は空気入口部７を介して羽根車３に引き込まれ、複数の羽根６の間を流れて圧縮され、図示しない流路を介して供給先に供給される。

圧縮機１は羽根の回転数を変化させながら運転されるが、この際、圧縮機１がサージングを起こす条件に近い条件では、循環流路８を形成するチャンバ８ａ内及びスリット８ｂ内の圧力が空気入口部７内の圧力よりも高くなる。そのため、空気は図１の点線Ｂで示すように、羽根車３のシュラウド部５からスリット８ｂ、チャンバ８ａ、空気入口部７の順に循環する。

一方、圧縮機１を流れる空気の流量がサージング条件よりも大きい場合には、循環流路８を形成するチャンバ８ａ内及びスリット８ｂ内の圧力が空気入口部７内の圧力よりも低くなる。そのため、空気は図１の実線Ｃで示すように、空気入口部７からチャンバ８ａ、スリット８ｂ、シュラウド部５の順に流れて羽根車３に流入する。

上述のように、圧縮機１が運転条件、つまり回転数を変えながら運転されると、ＮＺ騒音の周波数ｆ_ｎｚも回転数の変化に伴い変化する。
しかしながら、循環流路８の共鳴周波数ｆ_ａ、ｍは、ＮＺ騒音の周波数の取り得る最大値ｆ_{ｎｚ、ＭＡＸ}よりも高く設定されているため、循環流路８においてＮＺ騒音が共鳴することはない。

さらに、循環流路８の入口部分でストラット１０に傾斜部１１を設けているため、傾斜部近傍で循環流路８の回転軸線方向の境界条件があいまいになる。

以上の構成によれば、循環流路長さＬに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍを、前記羽根６の回転数及び枚数に基づいて決まるＮＺ騒音周波数ｆ_ｎｚよりも高くするように循環流路長さＬを設定することで、共鳴を抑制し、共鳴による騒音の増加を防止することができる。
さらに、ストラット１０の空気入口部７側の端縁を、前記循環流路８における前記回転軸方向の長さの１／４以上にわたり、前記シュラウド部５側に向かって縮径する方向に傾斜させた傾斜部１１を設けることで、回転軸線Ａ方向の境界条件が音圧０から音圧最大の範囲をとることになるため、循環流路の回転軸線方向の境界条件があいまいになり、共鳴レベルがさらに低下する。

次に、図５及び図６を用いて実施例２に係る実施形態について説明する。
本実施例２に係る圧縮機の基本構成は、実施例１と同じであり、実施例１とは、循環流路の構成が異なる。従って、本実施例２においては、図１を参照しながら、図５及び図６を用いて循環流路についてのみ説明し、その他の圧縮機の構成については説明を省略する。なお、実施例１と同一の構成要件には、同一の符号を付してその説明を省略する。

図５は、実施例２における循環流路８の構成を説明する部分斜視図であり、図６は、実施例２における循環流路８の構成をさらに詳しく説明するためにストラット１０周辺を模式的に表した図である。
循環流路８の循環流路長さＬは、循環流路長さＬに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍが、前記羽根６の回転数及び枚数に基づいて決まるＮＺ騒音周波数の想定される最大値ｆ_{ｎｚ、ｍａｘ}よりも高くなるように設定される。そのため、前述の（４）式又は（７）式が成立する範囲で循環流路長さＬを設定すればよい。
（４）式又は（７）式が成り立つ範囲で循環流路長さＬを設定すると、羽根の回転数を変化させて運転しても循環流路の回転軸方向共鳴周波数が騒音周波数を越えることはない。

さらに、図５及び図６に示したように前記循環流路８を分割する複数のストラット１０の前端縁を、隣り合うストラット間で交互に進退させて、退行させた前端に凹部１２を設けている。
なお、本実施例２においては、循環流路８を分割する複数のストラット１０の前端縁を隣り合うストラット間で交互に進退させたが、循環流路８を分割する複数のストラット１０の後端縁を隣り合うストラット間で交互に進退させてもよく、また両者を組み合わせてもよい。

上記の構成からなる圧縮機１に空気を流通させたとき（空気の流れについては実施例１と同様であるので説明は省略する）、圧縮機１が運転条件、つまり回転数を変えながら運転されると、ＮＺ騒音の周波数ｆ_ｎｚも回転数の変化に伴い変化する。
しかしながら、循環流路８の共鳴周波数ｆ_ａ、ｍは、ＮＺ騒音の周波数の取り得る最大値ｆ_ｎｚよりも高く設定されているため、循環流路８においてＮＺ騒音が共鳴することはない。

さらに、前記循環流路８を分割する複数のストラット１０の前端縁を、隣り合うストラット間で交互に進退させて、退行させた前端に凹部１２を設けているため、凹部近傍で循環流路の回転軸線方向の境界条件があいまいになる。

以上の構成によれば、循環流路長さＬに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍを、前記羽根６の回転数及び枚数に基づいて決まるＮＺ騒音周波数ｆ_ｎｚよりも高くするように循環流路長さＬを設定することで、共鳴を抑制し、共鳴による騒音の増加を防止することができる。
さらに、循環流路８を分割する複数のストラット１０の前端縁を、隣り合うストラット間で交互に進退させて、退行させた前端に凹部１２を設けることで、回転軸線Ａ方向の境界条件があいまいになり、共鳴レベルがさらに低下する。

次に、図７及び図８を用いて実施例３に係る実施形態について説明する。
本実施例３に係る圧縮機の基本構成は、実施例１及び実施例２と同じであり、実施例１及び実施例２とは、循環流路の構成が異なる。従って、本実施例３においては、図１を参照しながら、図７及び図８を用いて循環流路についてのみ説明し、その他の圧縮機の構成については説明を省略する。なお、実施例１及び実施例２と同一の構成要件には、同一の符号を付してその説明を省略する。

図７は、実施例３における循環流路８の構成を説明する部分斜視図であり、図８は、実施例３における循環流路８の構成をさらに詳しく説明するためにストラット１０周辺を模式的に表した図である。
循環流路８の循環流路長さＬは、循環流路長さＬに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍが、前記羽根６の回転数及び枚数に基づいて決まるＮＺ騒音周波数の想定される最大値ｆ_{ｎｚ、ｍａｘ}よりも高くなるように設定される。そのため、前述の（４）式又は（７）式が成立する範囲で循環流路長さＬを設定すればよい。
（４）式又は（７）式が成り立つ範囲で循環流路長さＬを設定すると、羽根の回転数を変化させて運転しても循環流路の回転軸方向共鳴周波数が騒音周波数を越えることはない。

さらに、図７及び図８に示したように循環流路８を構成する環状筒９の空気入口部７側の端部に、前記回転軸線Ａ方向に交互に進退させた凹凸部１３を設けている。該凹凸部１３の進退高さｌ_２（図８参照）は、循環流路長さＬの１／４以上で且つ１／２以下であれば特に制限されるものではない。さらに、前記凹凸部１３の進行部と退行部に位置するようにストラット１０を設けることで、ストラット１０の端縁を、隣り合うストラット間で交互に進退させるようにしている。

上記の構成からなる圧縮機１に空気を流通させたとき（空気の流れについては実施例１及び実施例２と同様であるので説明は省略する）、圧縮機１が運転条件、つまり回転数を変えながら運転されると、ＮＺ騒音の周波数ｆ_ｎｚも回転数の変化に伴い変化する。
しかしながら、循環流路８の共鳴周波数ｆ_ａ、ｍは、ＮＺ騒音の周波数の取り得る最大値ｆ_ｎｚよりも高く設定されているため、循環流路８においてＮＺ騒音が共鳴することはない。

さらに、循環流路８を構成する環状筒９の空気入口部７側の端部に、前記回転軸線Ａ方向に交互に進退させた凹凸部１３を設け、さらに、前記凹凸部１３の進行部と退行部に位置するようにストラット１０を設けることで、ストラット１０の端縁を、隣り合うストラット間で交互に進退させるようにしているため、前記凹凸部１３近傍で循環流路の回転軸線方向の境界条件があいまいになる。

以上の構成によれば、循環流路長さＬを、循環流路長さＬに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍを、前記羽根６の回転数及び枚数に基づいて決まるＮＺ騒音周波数ｆ_ｎｚよりも高くすることで、共鳴を抑制し、共鳴による騒音の増加を防止することができる。
さらに、循環流路８を構成する環状筒９の空気入口部７側の端部に、前記回転軸線Ａ方向に交互に進退させた凹凸部１３を設け、さらに、前記凹凸部１３の進行部と退行部に位置するようにストラット１０を設けることで、ストラット１０の端縁を、隣り合うストラット間で交互に進退させるようにしているため、回転軸線Ａ方向の境界条件があいまいになり、共鳴レベルがさらに低下する。

次に、図９及び図１０を用いて実施例４に係る実施形態について説明する。
本実施例４に係る圧縮機の基本構成は、実施例１、２及び３と同じであり、実施例１、２及び３とは、循環流路の構成が異なる。従って、本実施例４においては、図１を参照しながら、図９及び図１０を用いて循環流路についてのみ説明し、その他の圧縮機の構成については説明を省略する。なお、実施例１、２及び３と同一の構成要件には、同一の符号を付してその説明を省略する。

図９は、実施例４における循環流路８の構成を説明する部分斜視図であり、図１０は、実施例４における循環流路８の構成をさらに詳しく説明するためにストラット１０周辺を模式的に表した図である。
循環流路８の循環流路長さＬは、循環流路長さＬに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍが、前記羽根６の回転数及び枚数に基づいて決まるＮＺ騒音周波数の想定される最大値ｆ_{ｎｚ、ｍａｘ}よりも高くなるように設定する。そのため、前述の（４）式又は（７）式が成立する範囲で循環流路長さＬを設定する。
（４）式又は（７）式が成り立つ範囲で循環流路長さＬを設定すると、羽根の回転数を変化させて運転しても循環流路の回転軸方向共鳴周波数が騒音周波数を越えることはない。

さらに、図９及び図１０に示したように循環流路８を構成する固定ハウジング２の空気入口部７側の端部に、前記回転軸線Ａ方向に交互に進退させた凹凸部１４を設けている。該凹凸部１４の進退高さｌ_３（図１０参照）は、循環流路長さＬの１／４以上で且つ１／２以下であれば特に制限されるものではない。さらに、前記凹凸部１４の進行部と退行部に位置するようにストラット１０を設けることで、ストラット１０の端縁を、隣り合うストラット間で交互に進退させるようにしている。

さらに、循環流路８を構成する固定ハウジング２の空気入口部７側の端部に、前記回転軸線Ａ方向に交互に進退させた凹凸部１４を設け、さらに、前記凹凸部１４の進行部と退行部に位置するようにストラット１０を設けることで、ストラット１０の端縁を、隣り合うストラット間で交互に進退させるようにしているため、前記凹凸部１４近傍で循環流路の回転軸線方向の境界条件があいまいになる。

以上の構成によれば、循環流路長さＬを、循環流路長さＬに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍを、前記羽根６の回転数及び枚数に基づいて決まるＮＺ騒音周波数ｆ_ｎｚよりも高くすることで、共鳴を抑制し、共鳴による騒音の増加を防止することができる。
さらに、循環流路８を構成する固定ハウジング２の空気入口部７側の端部に、前記回転軸線Ａ方向に交互に進退させた凹凸部１４を設け、さらに、前記凹凸部１４の進行部と退行部に位置するようにストラット１０を設けることで、ストラット１０の前端縁を、隣り合うストラット間で交互に進退させるようにしているため、回転軸線Ａ方向の境界条件があいまいになり、共鳴レベルがさらに低下する。

次に、図１１を用いて実施例５に係る実施形態について説明する。
本実施例５に係る圧縮機の基本構成は、実施例１、２、３及び４と同じであり、実施例１、２、３及び４とは、循環流路の構成が異なる。従って、本実施例５においては、図１を参照しながら、図１１を用いて循環流路についてのみ説明し、その他の圧縮機の構成については説明を省略する。なお、実施例１、２、３及び４と同一の構成要件には、同一の符号を付してその説明を省略する。

図１１は実施例５における循環流路８の構成を説明するためにストラット１０周辺を模式的に表した図である。
循環流路８の循環流路長さＬは、循環流路長さＬに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍが、前記羽根６の回転数及び枚数に基づいて決まるＮＺ騒音周波数の想定される最大値ｆ_{ｎｚ、ｍａｘ}よりも高くなるように設定する。そのため、前述の（４）式又は（７）式が成立する範囲で循環流路長さＬを設定する。
（４）式又は（７）式が成り立つ範囲で循環流路長さＬを設定すると、羽根の回転数を変化させて運転しても循環流路の回転軸方向共鳴周波数が騒音周波数を越えることはない。

さらに、図１１に示したようにストラット１０の流路壁面に流路を短絡する貫通孔１５を複数個設けている。貫通孔１５の大きさ及び個数は特に限定されるものではないが、ストラット１０の流路壁面の開口率が５０％以上となるように貫通孔１５の大きさ及び個数を設定することが好ましい。

さらに、ストラット１０の流路壁面に流路を短絡する貫通孔１５を複数個設けているため、前記貫通孔１５近傍で循環流路の回転軸線方向の境界条件があいまいになる。

以上の構成によれば、循環流路長さＬを、循環流路長さＬに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍを、前記羽根６の回転数及び枚数に基づいて決まるＮＺ騒音周波数ｆ_ｎｚよりも高くすることで、共鳴を抑制し、共鳴による騒音の増加を防止することができる。
さらに、ストラット１０の流路壁面に流路を短絡する貫通孔１５を複数設けることで、回転軸線Ａ方向の境界条件があいまいになり、共鳴レベルがさらに低下する。

次に、図１２を用いて実施例６に係る実施形態について説明する。
本実施例６に係る圧縮機の基本構成は、実施例１〜５と同じであり、実施例１〜５とは、循環流路の構成が異なる。従って、本実施例６においては、図１を参照しながら、図１２を用いて循環流路についてのみ説明し、その他の圧縮機の構成については説明を省略する。なお、実施例１〜５と同一の構成要件には、同一の符号を付してその説明を省略する。

図１２は実施例６における循環流路８の構成を説明するためにストラット１０周辺を模式的に表した図である。
循環流路８は、循環流路長さＬを、循環流路長さＬに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍが、前記羽根６の回転数及び枚数に基づいて決まるＮＺ騒音周波数の想定される最大値ｆ_{ｎｚ、ｍａｘ}よりも高くなるように設定する。そのため、前述の（４）式又は（７）式が成立する範囲で循環流路長さＬを設定する。
（４）式又は（７）式が成り立つ範囲で循環流路長さＬを設定すると、羽根の回転数を変化させて運転しても循環流路の回転軸方向共鳴周波数が騒音周波数を越えることはない。

さらに、図１２に示したようにストラット１０の端縁に流路壁面に流路を短絡する切欠き部１６を設けている。

さらに、ストラット１０の流路壁面に流路を短絡する切欠き部１６を設けているため、前記切欠き部１６近傍では開端と閉端が存在することとなり、循環流路の回転軸線方向の境界条件があいまいになる。

以上の構成によれば、循環流路長さＬを、循環流路長さＬに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数ｆ_ａ、ｍを、前記羽根６の回転数及び枚数に基づいて決まるＮＺ騒音周波数ｆ_ｎｚよりも高くすることで、共鳴を抑制し、共鳴による騒音の増加を防止することができる。
さらに、ストラット１０の端縁の流路壁面に流路を短絡する切欠き部１６を設けることで、回転軸線Ａ方向の境界条件があいまいになり、共鳴レベルがさらに低下する。
なお、切欠き部１６の大きさ及び個数は特に限定されるものではないが、実施例５で図１１を用いて説明した貫通孔１５もストラット１０に設け、ストラット１０の流路壁面の貫通孔１５と切欠き部１６による合計開口率が５０％以上となるようにすることが好ましい。

気体を圧縮するための羽根の回転により発生する騒音の周波数が、循環流路の軸方向の共鳴周波数と一致しないため、共鳴の発生を抑制し、圧縮機から発生する騒音の増加を防止することができるターボ型圧縮機として、例えばトラック、乗用車等の車両に搭載して利用することができる。

実施例１に係るターボ型圧縮機の構成を説明する要部断面図である。実施例１に係るターボ型圧縮機の平面視図である。実施例１における循環流路８の構成を説明する部分斜視図である。実施例１におけるストラット１０周辺を模式的に表した図である。実施例２における循環流路８の構成を説明する部分斜視図である。実施例２におけるストラット１０周辺を模式的に表した図である。実施例３における循環流路８の構成を説明する部分斜視図である。実施例３におけるストラット１０周辺を模式的に表した図である。実施例４における循環流路８の構成を説明する部分斜視図である。実施例４におけるストラット１０周辺を模式的に表した図である。実施例５におけるストラット１０周辺を模式的に表した図である。実施例６におけるストラット１０周辺を模式的に表した図である。

符号の説明

１圧縮機
２固定ハウジング
３羽根車
４ハブ部
５シュラウド部
６羽根
７空気入口部（気体入口部）
８循環流路
９環状筒
１０ストラット
１１傾斜部
１２凹部
１３、１４凹凸部
１５貫通孔
１６切欠き部
Ａ回転軸線

Claims

回転軸線を中心に回転駆動される複数枚の羽根と、前記回転軸線に沿って延び、気体を前記羽根に導く気体入口部を形成する固定ハウジングと、前記回転軸線を中心とした円周上に配置され、前記気体入口部と前記羽根のシュラウド部とを連通させる循環流路を形成する環状筒と、前記回転軸線を中心とした径方向に延び、前記循環流路を周方向に分割するために環状筒外周側に、該環状筒周方向に所定間隔存して複数のストラットとを具え、該複数のストラットを介して前記環状筒が複数枚の羽根と同心状に中空支持されているターボ型圧縮機において、
前記ストラットの循環流路入口側の前縁を、前記循環流路における前記回転軸方向の長さの１／４以上にわたり、前記循環流路出口側に向かって縮径する方向に傾斜させ、
前記ストラットに中空支持されている環状筒の、前記循環流路長さに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数を、前記羽根の回転数及び前記羽根の枚数に基づいて決まる騒音周波数よりも高くなるように規定したことを特徴とするターボ型圧縮機。
回転軸線を中心に回転駆動される複数枚の羽根と、前記回転軸線に沿って延び、気体を前記羽根に導く気体入口部を形成する固定ハウジングと、前記回転軸線を中心とした円周上に配置され、前記気体入口部と前記羽根のシュラウド部とを連通させる循環流路を形成する環状筒と、前記回転軸線を中心とした径方向に延び、前記循環流路を周方向に分割するために環状筒外周側に、該環状筒周方向に所定間隔存して複数のストラットとを具え、該複数のストラットを介して前記環状筒が複数枚の羽根と同心状に中空支持されているターボ型圧縮機において、
前記循環流路を分割する複数のストラットの前端縁若しくは後端縁を、隣り合うストラット間で交互に進退させて、流路流れ方向に沿うストラット長さを異ならせ、前記ストラットに中空支持されている環状筒の、前記循環流路長さに基づいて決まる回転軸方向共鳴周波数を、前記羽根の回転数及び前記羽根の枚数に基づいて決まる騒音周波数よりも高くなるように規定したことを特徴とするターボ型圧縮機。
前記環状筒の前端縁若しくは後端縁形状を周方向に亘って交互に進退する凹凸形状に形成したことを特徴とする請求項２記載のターボ型圧縮機。
前記固定ハウジング側に支持される外筒とその内周側に位置する環状筒の間に該環状筒周方向に所定間隔存して複数のストラットを具えた、前記外筒と環状筒からなる２重筒構造で形成された請求項３記載のターボ型圧縮機において、
環状筒外周方向に沿って、該筒周方向に交互に進退する環状筒の凹凸形状の進退高さが、前記循環流路における回転軸方向の長さの１／４以上で１／２以下であることを特徴とする請求項３記載のターボ型圧縮機。
前記流路流れ方向に沿う夫々のストラットの流路壁面に前記流路を短絡する貫通孔若しくは切欠きを設けたことを特徴とする請求項１乃至４いずれか１記載のターボ型圧縮機。