JP5733455B2 - Design method of turbo compressor diffuser ring - Google Patents
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Description
本発明は、ターボ圧縮機のディフューザリングの設計方法に関する。 The present invention relates to a method for designing a diffuser ring for a turbo compressor.
特許文献１には、ターボ冷凍機に用いられるターボ圧縮機が記載されている。このターボ圧縮機は、モータハウジングと、圧縮機ハウジングと、ギアハウジングと、に区画された筐体を備えている。モータハウジングには、出力軸と出力軸に接続されたモータとが配置されている。圧縮機ハウジング及びギアハウジングには、モータにより駆動されて冷媒ガスを圧縮する圧縮段が配置されている。圧縮段は、インペラと、ディフューザと、スクロール室とを備えている。ディフューザ流路には、当該ディフューザ流路の幅を調整するディフューザリングが設けられている。ディフューザリングはハウジングの溝に収容されており、溝からディフューザ流路内へ突出することで、当該ディフューザ流路の幅を調整する。 Patent Document 1 describes a turbo compressor used for a turbo refrigerator. The turbo compressor includes a housing that is partitioned into a motor housing, a compressor housing, and a gear housing. An output shaft and a motor connected to the output shaft are disposed in the motor housing. A compression stage that is driven by a motor and compresses the refrigerant gas is disposed in the compressor housing and the gear housing. The compression stage includes an impeller, a diffuser, and a scroll chamber. The diffuser channel is provided with a diffuser ring that adjusts the width of the diffuser channel. The diffuser ring is accommodated in the groove of the housing, and the width of the diffuser flow path is adjusted by projecting from the groove into the diffuser flow path.
上述したようなターボ圧縮機のディフューザリングを用いた場合、ディフューザリングと溝との間の隙間に流体が流れ込む（図５（ｂ）参照）。これによって、ディフューザリングの溝内の端面に圧力が作用する。ここで、このようなディフューザリングを径の大きい高ヘッドインペラを有するターボ圧縮機に適用する場合、ディフューザリングの径も大きくする必要がある。この場合、ディフューザリングの径が大きくなることに伴って、圧力が作用する面であるディフューザリングの端面の面積が大きくなる。これによって、ディフューザリングの圧力推力が大きくなる。このようにディフューザリングに作用する圧力推力が大きくなることによって、当該圧力推力が大きくなることに伴う対応（例えば、当該圧力推力を支持するための大型のモータを設けることや、ディフューザリング周辺の構成部品の補強を行うこと等）を行う必要がある。従って、ディフューザリングの大径化を図る場合に、上述のような対応を省略又は低減できる、適切なディフューザリングを設計することが要請されていた。 When the diffuser ring of the turbo compressor as described above is used, the fluid flows into the gap between the diffuser ring and the groove (see FIG. 5B). As a result, pressure acts on the end face in the groove of the diffuser ring. Here, when such a diffuser ring is applied to a turbo compressor having a large head impeller with a large diameter, it is necessary to increase the diameter of the diffuser ring. In this case, as the diameter of the diffuser ring increases, the area of the end face of the diffuser ring, which is the surface on which the pressure acts, increases. This increases the pressure thrust of the diffuser ring. As the pressure thrust acting on the diffuser ring is increased in this way, the countermeasure accompanying the increase in the pressure thrust (for example, providing a large motor for supporting the pressure thrust, or the configuration around the diffuser ring) It is necessary to reinforce parts). Therefore, when increasing the diameter of the diffuser ring, it has been required to design an appropriate diffuser ring that can omit or reduce the above-described measures.
そこで、本発明は、大径化に適したディフューザリングを設計することができる、ターボ圧縮機のディフューザリングの設計方法を提供することを課題とする。 Therefore, an object of the present invention is to provide a method for designing a diffuser ring for a turbo compressor, which can design a diffuser ring suitable for increasing the diameter.
本発明の一側面に係るターボ圧縮機のディフューザリングの設計方法は、インペラの径方向外側において軸方向に対向することでディフューザ流路を形成する一対の流路壁の少なくとも一方に設けられ、ディフューザ流路内へ突出することによって、当該ディフューザ流路の幅を調整するターボ圧縮機のディフューザリングの設計方法であって、ディフューザリングの径に基づいて、ディフューザリングの径方向における肉厚の寸法を設定する工程を備え、設計が行われる前記ディフューザリングの径が基準となるディフューザリングの径よりも大きいほど、設計が行われるディフューザリングの肉厚を基準となるディフューザリングの肉厚よりも薄く設定する。 A method for designing a diffuser ring of a turbo compressor according to one aspect of the present invention is provided on at least one of a pair of flow path walls that form a diffuser flow path by facing the axial direction on the radially outer side of an impeller. A method of designing a diffuser ring for a turbo compressor that adjusts the width of the diffuser flow path by projecting into the flow path, and the thickness dimension in the radial direction of the diffuser ring is determined based on the diameter of the diffuser ring. comprising a setting to process larger than the diameter of the diffuser ring diameter of the diffuser ring design is made as a reference, set to be thinner than the thickness of the diffuser ring as a reference the thickness of the diffuser ring design is performed To do.
このターボ圧縮機のディフューザリングの設計方法は、ディフューザリングの径に基づいて、ディフューザリングの径方向における肉厚の寸法を設定する工程を備えている。また、肉厚の寸法を設定する工程では、ディフューザリングの径が大きいほど、肉厚を薄く設定している。このように、ディフューザリングの径が大きくなるのに伴って肉厚を薄く設定した場合、圧力が作用する面であるディフューザリングの端面の面積が大きくなることを抑制することができる。これによって、ディフューザリングに作用する圧力推力が大きくなることを抑制することができ、当該圧力推力が大きくなることに伴う対応を行う必要性を無くすことができる。以上より、本発明に係る設計方法によれば、大径化に適したディフューザリングを設計することができる。 The design method for the diffuser ring of the turbo compressor includes a step of setting the thickness dimension in the radial direction of the diffuser ring based on the diameter of the diffuser ring. Further, in the step of setting the thickness dimension, the thickness is set to be thinner as the diameter of the diffuser ring is larger. As described above, when the thickness of the diffuser ring is set to be thin as the diameter of the diffuser ring is increased, it is possible to suppress an increase in the area of the end face of the diffuser ring that is a surface on which the pressure acts. As a result, it is possible to suppress an increase in pressure thrust acting on the diffuser ring, and it is possible to eliminate the necessity of taking measures associated with an increase in the pressure thrust. As described above, according to the design method of the present invention, it is possible to design a diffuser ring suitable for increasing the diameter.
また、本発明の一側面に係るターボ圧縮機のディフューザリングの設計方法において、肉厚の寸法を設定する工程では、基準となるディフューザリングに対する、設計が行われるディフューザリングの径の増加の倍率に対して反比例する関係に基づいて、設計が行われるディフューザリングの肉厚の寸法を設定してよい。これによって、ディフューザリングの径の増加の倍率に対して、適切な肉厚の寸法を設定することが可能となる。また、本発明の一側面に係るターボ圧縮機のディフューザリングの設計方法において、基準となるディフューザリングは、既存の装置で用いられるディフューザリングである。また、本発明の一側面に係るターボ圧縮機のディフューザリングの設計方法において、基準となるディフューザリングは、予め定められた標準モデルのディフューザリングである。 Further, in the turbo compressor diffuser ring designing method according to one aspect of the present invention, in the step of setting the thickness dimension, the expansion factor of the diameter of the diffuser ring to be designed is increased with respect to the reference diffuser ring. The thickness of the diffuser ring to be designed may be set based on an inversely proportional relationship. This makes it possible to set an appropriate thickness dimension for the magnification of the diffuser ring diameter increase. In the turbo compressor diffuser ring designing method according to one aspect of the present invention, the reference diffuser ring is a diffuser ring used in an existing apparatus. Also, in the turbo compressor diffuser ring designing method according to one aspect of the present invention, the reference diffuser ring is a diffuser ring of a predetermined standard model.
本発明によれば、大径化に適したディフューザリングを設計することができる。 According to the present invention, a diffuser ring suitable for increasing the diameter can be designed.
以下、本発明に係るターボ圧縮機のディフューザリングの設計方法の一実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。なお、図面の説明において、同一の要素同士、或いは相当する要素同士には、互いに同一の符号を付し、重複する説明を省略する場合がある。 Hereinafter, an embodiment of a method for designing a diffuser ring for a turbo compressor according to the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In the description of the drawings, the same elements or corresponding elements may be denoted by the same reference numerals, and overlapping descriptions may be omitted.
図１は、本実施形態に係る設計方法によって設計されたディフューザリングを備えるターボ冷凍機の概略構成を示すブロック図である。図１に示されるターボ冷凍機１は、一例として、空調用の冷却水を生成するためにビルや工場等に設置されるものである。ターボ冷凍機１は、ターボ圧縮機２と、凝縮器３と、エコノマイザ４と、蒸発器５と、を備えている。 FIG. 1 is a block diagram illustrating a schematic configuration of a turbo chiller including a diffuser ring designed by a design method according to the present embodiment. The turbo refrigerator 1 shown by FIG. 1 is installed in a building, a factory, etc. in order to produce | generate the cooling water for an air conditioning as an example. The turbo refrigerator 1 includes a turbo compressor 2, a condenser 3, an economizer 4, and an evaporator 5.
ターボ冷凍機１は、ターボ圧縮機２と凝縮器３とを互いに接続する流路Ｆ１と、凝縮器３とエコノマイザ４とを互いに接続する流路Ｆ２と、エコノマイザ４と蒸発器５とを互いに接続する流路Ｆ３と、を備えている。また、ターボ冷凍機１は、ターボ圧縮機２とエコノマイザ４とを互いに接続する流路Ｆ５と、ターボ圧縮機２と蒸発器５とを互いに接続する流路Ｆ４と、を備えている。さらに、ターボ冷凍機１は、流路Ｆ２に設けられた膨張弁６と、流路Ｆ３に設けられた膨張弁７と、を備えている。 The turbo refrigerator 1 connects the flow path F1 that connects the turbo compressor 2 and the condenser 3 to each other, the flow path F2 that connects the condenser 3 and the economizer 4 to each other, and the economizer 4 and the evaporator 5 that connect each other. And a flow path F3. The turbo chiller 1 includes a flow path F5 that connects the turbo compressor 2 and the economizer 4 to each other, and a flow path F4 that connects the turbo compressor 2 and the evaporator 5 to each other. Further, the turbo refrigerator 1 includes an expansion valve 6 provided in the flow path F2 and an expansion valve 7 provided in the flow path F3.
ターボ圧縮機２は、冷媒ガスを圧縮して圧縮冷媒ガスＲ１を生成する。ターボ圧縮機２は、生成した圧縮冷媒ガスＲ１を、流路Ｆ１を介して凝縮器３に供給する。凝縮器３は、ターボ圧縮機２から供給された圧縮冷媒ガスＲ１を冷却により液化し、冷媒液Ｒ２を生成する。凝縮器３は、生成した冷媒液Ｒ２を、流路Ｆ２を介してエコノマイザ４に供給する。冷媒液Ｒ２は、流路Ｆ２に設けられた膨張弁６により減圧された後にエコノマイザ４に導入される。 The turbo compressor 2 compresses the refrigerant gas to generate a compressed refrigerant gas R1. The turbo compressor 2 supplies the generated compressed refrigerant gas R1 to the condenser 3 via the flow path F1. The condenser 3 liquefies the compressed refrigerant gas R1 supplied from the turbo compressor 2 by cooling, and generates a refrigerant liquid R2. The condenser 3 supplies the generated refrigerant liquid R2 to the economizer 4 via the flow path F2. The refrigerant liquid R2 is introduced into the economizer 4 after being decompressed by the expansion valve 6 provided in the flow path F2.
エコノマイザ４は、膨張弁６を介して凝縮器３から供給された冷媒液Ｒ２を一時的に貯留する。このとき、エコノマイザ４には、冷媒液Ｒ２の一部が蒸発することにより生成される冷媒ガスＲ３と、蒸発せずに残存する冷媒液Ｒ４とが貯留される。エコノマイザ４は、冷媒ガスＲ３を、流路Ｆ５を介してターボ圧縮機２に供給する。また、エコノマイザ４は、冷媒液Ｒ４を、流路Ｆ３を介して蒸発器５に供給する。冷媒液Ｒ４は、流路Ｆ３に設けられた膨張弁７により減圧された後に蒸発器５に導入される。 The economizer 4 temporarily stores the refrigerant liquid R2 supplied from the condenser 3 via the expansion valve 6. At this time, the economizer 4 stores the refrigerant gas R3 that is generated when a part of the refrigerant liquid R2 evaporates and the refrigerant liquid R4 that remains without evaporating. The economizer 4 supplies the refrigerant gas R3 to the turbo compressor 2 via the flow path F5. Further, the economizer 4 supplies the refrigerant liquid R4 to the evaporator 5 via the flow path F3. The refrigerant liquid R4 is introduced into the evaporator 5 after being decompressed by the expansion valve 7 provided in the flow path F3.
蒸発器５は、膨張弁７を介してエコノマイザ４から供給された冷媒液Ｒ４を蒸発させて冷媒ガスＲ５を生成する。蒸発器５は、冷媒液Ｒ４の蒸発により冷媒ガスＲ５が生成される際の気化熱によって、冷却対象物（例えば上述した冷却水等）を冷却する。蒸発器５は、生成した冷媒ガスＲ５を、流路Ｆ４を介してターボ圧縮機２に供給する。ターボ圧縮機２に供給された冷媒ガスＲ３及び冷媒ガスＲ５は、ターボ圧縮機２において圧縮された後に、圧縮冷媒ガスＲ１として凝縮器３に再び供給される。 The evaporator 5 evaporates the refrigerant liquid R4 supplied from the economizer 4 via the expansion valve 7 to generate a refrigerant gas R5. The evaporator 5 cools the object to be cooled (for example, the cooling water described above) by the heat of vaporization when the refrigerant gas R5 is generated by the evaporation of the refrigerant liquid R4. The evaporator 5 supplies the generated refrigerant gas R5 to the turbo compressor 2 via the flow path F4. The refrigerant gas R3 and the refrigerant gas R5 supplied to the turbo compressor 2 are compressed in the turbo compressor 2 and then supplied again to the condenser 3 as the compressed refrigerant gas R1.
引き続いて、ターボ圧縮機２について詳細に説明する。図２は、本実施形態に係るターボ圧縮機の模式的な断面図である。図２に示されるように、ターボ圧縮機２は、モータユニット１０と、圧縮機ユニット２０と、を備える。モータユニット１０は、モータ１１と、モータ１１を収容するモータケーシング１２と、モータ１１に接続された出力軸１３と、を備えている。モータ１１は、一例として、３相交流モータである。 Subsequently, the turbo compressor 2 will be described in detail. FIG. 2 is a schematic cross-sectional view of the turbo compressor according to the present embodiment. As shown in FIG. 2, the turbo compressor 2 includes a motor unit 10 and a compressor unit 20. The motor unit 10 includes a motor 11, a motor casing 12 that houses the motor 11, and an output shaft 13 connected to the motor 11. As an example, the motor 11 is a three-phase AC motor.
モータ１１は、モータケーシング１２の内側面に配置された円筒状の固定子１１ａと、固定子１１ａの両端に設けられたコイルエンド１１ｂと、固定子１１ａの内側に配置された回転子１１ｃと、を含む。出力軸１３は、固定子１１ａ及び回転子１１ｃの中心に通されており、回転子１１ｃと共に回転する。出力軸１３は、モータケーシング１２の両端に配置された第１の軸受け１２ａ及び第２の軸受け１２ｂによって、回転可能に支持されている。 The motor 11 includes a cylindrical stator 11a disposed on the inner surface of the motor casing 12, coil ends 11b provided at both ends of the stator 11a, a rotor 11c disposed inside the stator 11a, including. The output shaft 13 is passed through the centers of the stator 11a and the rotor 11c, and rotates together with the rotor 11c. The output shaft 13 is rotatably supported by a first bearing 12a and a second bearing 12b disposed at both ends of the motor casing 12.
出力軸１３の一端部１３ａは、第１の軸受け１２ａを介してモータケーシング１２から突出している。モータケーシング１２から突出した出力軸１３の一端部１３ａには、平ギア１４が固定されている。平ギア１４は、モータ１１の駆動力（出力軸１３の回転）を圧縮機ユニット２０側に伝達するためのものである。 One end portion 13a of the output shaft 13 protrudes from the motor casing 12 via the first bearing 12a. A spur gear 14 is fixed to one end 13 a of the output shaft 13 protruding from the motor casing 12. The spur gear 14 is for transmitting the driving force of the motor 11 (rotation of the output shaft 13) to the compressor unit 20 side.
圧縮機ユニット２０は、第１の圧縮段（圧縮部）２１及び第２の圧縮段（圧縮部）２２と、第１の圧縮段２１及び第２の圧縮段２２にわたって延在する回転軸２３と、第１の圧縮段２１及び第２の圧縮段２２を収容する圧縮機ケーシング２４と、を備えている。回転軸２３は、圧縮機ケーシング２４に設けられた第１の軸受け２４ａ及び第２の軸受け２４ｂによって、回転可能に支持されている。回転軸２３のモータユニット１０側の一端部２３ａには、出力軸１３に固定された平ギア１４に噛み合うピニオンギア２５が固定されている。したがって、回転軸２３は、出力軸１３の回転に伴って回転する。 The compressor unit 20 includes a first compression stage (compression unit) 21 and a second compression stage (compression unit) 22, and a rotary shaft 23 extending over the first compression stage 21 and the second compression stage 22. , And a compressor casing 24 that houses the first compression stage 21 and the second compression stage 22. The rotating shaft 23 is rotatably supported by a first bearing 24 a and a second bearing 24 b provided in the compressor casing 24. A pinion gear 25 that meshes with the spur gear 14 fixed to the output shaft 13 is fixed to one end portion 23a of the rotating shaft 23 on the motor unit 10 side. Therefore, the rotating shaft 23 rotates as the output shaft 13 rotates.
平ギア１４の外径は、一例として、ピニオンギア２５の外径よりも大きくされている。このため、出力軸１３の回転数（モータ１１の回転数）よりも、回転軸２３の回転数が大きくなる。ただし、回転軸２３の回転数が出力軸１３の回転数以下になるように、平ギア１４及びピニオンギア２５の外径を調整してもよい。また、平ギア１４とピニオンギア２５との間に別のギアを介在させてもよい。 As an example, the outer diameter of the spur gear 14 is larger than the outer diameter of the pinion gear 25. For this reason, the rotational speed of the rotating shaft 23 becomes larger than the rotational speed of the output shaft 13 (the rotational speed of the motor 11). However, the outer diameters of the spur gear 14 and the pinion gear 25 may be adjusted so that the rotation speed of the rotation shaft 23 is equal to or less than the rotation speed of the output shaft 13. Further, another gear may be interposed between the spur gear 14 and the pinion gear 25.
第１の圧縮段２１は、流路Ｆ４を介して蒸発器５から冷媒ガスＲ５を吸入し、吸入した冷媒ガスＲ５を圧縮する。そのために、第１の圧縮段２１は、吸入口２１ａと、インペラ２１ｂと、ディフューザ２１ｃと、スクロール室２１ｄと、を含む。インペラ２１ｂは、回転軸２３の他端部２３ｂに固定されており、回転軸２３の回転（すなわち、出力軸１３の回転）に伴って回転する。これにより、インペラ２１ｂは、吸入口２１ａを介してスラスト方向から供給される冷媒ガスＲ５に速度エネルギを付与し、ラジアル方向に排出する。 The first compression stage 21 sucks the refrigerant gas R5 from the evaporator 5 through the flow path F4, and compresses the sucked refrigerant gas R5. For this purpose, the first compression stage 21 includes a suction port 21a, an impeller 21b, a diffuser 21c, and a scroll chamber 21d. The impeller 21b is fixed to the other end 23b of the rotating shaft 23, and rotates with the rotation of the rotating shaft 23 (that is, the rotation of the output shaft 13). Thereby, the impeller 21b gives velocity energy to the refrigerant gas R5 supplied from the thrust direction via the suction port 21a, and discharges it in the radial direction.
ディフューザ２１ｃは、インペラ２１ｂにより冷媒ガスＲ５に付与された速度エネルギを圧縮エネルギに変換することにより、冷媒ガスＲ５を圧縮する。スクロール室２１ｄは、ディフューザ２１ｃにより圧縮された冷媒ガスＲ５を第１の圧縮段２１の外部に導出する。第１の圧縮段２１の外部に導出された冷媒ガスＲ５は第２の圧縮段２２に導入される。 The diffuser 21c compresses the refrigerant gas R5 by converting the velocity energy imparted to the refrigerant gas R5 by the impeller 21b into compression energy. The scroll chamber 21d guides the refrigerant gas R5 compressed by the diffuser 21c to the outside of the first compression stage 21. The refrigerant gas R <b> 5 led out of the first compression stage 21 is introduced into the second compression stage 22.
第２の圧縮段２２は、第１の圧縮段２１によって圧縮された冷媒ガスＲ５を導入する。第２の圧縮段２２は、導入した冷媒ガスＲ５をさらに圧縮し、圧縮冷媒ガスＲ１として第２の圧縮段２２の外部に導出する。そのために、第２の圧縮段２２は、スクロール室２２ａ，２２ｄと、インペラ２２ｂと、ディフューザ２２ｃと、を含む。 The second compression stage 22 introduces the refrigerant gas R5 compressed by the first compression stage 21. The second compression stage 22 further compresses the introduced refrigerant gas R5 and guides it to the outside of the second compression stage 22 as a compressed refrigerant gas R1. For this purpose, the second compression stage 22 includes scroll chambers 22a and 22d, an impeller 22b, and a diffuser 22c.
スクロール室２２ａは、第１の圧縮段２１により圧縮された冷媒ガスＲ５をインペラ２２ｂに供給する。インペラ２２ｂは、第１の圧縮段２１のインペラ２１ｂよりもモータユニット１０側において、回転軸２３に固定されている。したがって、インペラ２２ｂは、回転軸２３の回転に伴って回転する。これにより、インペラ２２ｂは、スクロール室２２ａを介してスラスト方向から供給された冷媒ガスＲ５に速度エネルギを付与し、ラジアル方向に排出する。 The scroll chamber 22a supplies the refrigerant gas R5 compressed by the first compression stage 21 to the impeller 22b. The impeller 22b is fixed to the rotating shaft 23 on the motor unit 10 side than the impeller 21b of the first compression stage 21. Therefore, the impeller 22 b rotates with the rotation of the rotating shaft 23. Thereby, the impeller 22b gives velocity energy to the refrigerant gas R5 supplied from the thrust direction via the scroll chamber 22a, and discharges it in the radial direction.
ディフューザ２２ｃは、インペラ２２ｂにより冷媒ガスＲ５に付与された速度エネルギを圧縮エネルギに変換することによって、冷媒ガスＲ５をさらに圧縮する。これにより、圧縮冷媒ガスＲ１が生成される。生成された圧縮冷媒ガスＲ１は、スクロール室２２ｄにより第２の圧縮段２２の外部に導出される。第２の圧縮段２２の外部に導出された圧縮冷媒ガスＲ１は、流路Ｆ１を介して凝縮器３に供給される。 The diffuser 22c further compresses the refrigerant gas R5 by converting the velocity energy imparted to the refrigerant gas R5 by the impeller 22b into compression energy. Thereby, compressed refrigerant gas R1 is generated. The generated compressed refrigerant gas R1 is led out of the second compression stage 22 by the scroll chamber 22d. The compressed refrigerant gas R1 led out of the second compression stage 22 is supplied to the condenser 3 via the flow path F1.
なお、圧縮機ケーシング２４は、第１の圧縮段２１が配置される第１のケース２６と、第２の圧縮段２２が配置される第２のケース２７と、を含む。第１の圧縮段２１の吸入口２１ａ、ディフューザ２１ｃ、及びスクロール室２１ｄは、第１のケース２６により構成される。また、第２の圧縮段２２のスクロール室２２ａ，２２ｄ、及びディフューザ２２ｃは、第２のケース２７により構成される。出力軸１３の一端部１３ａに固定された平ギア１４、及び、回転軸２３の一端部２３ａに固定されたピニオンギア２５は、第２のケース２７に収容される。 The compressor casing 24 includes a first case 26 in which the first compression stage 21 is disposed and a second case 27 in which the second compression stage 22 is disposed. The suction port 21a, the diffuser 21c, and the scroll chamber 21d of the first compression stage 21 are configured by a first case 26. Further, the scroll chambers 22 a and 22 d and the diffuser 22 c of the second compression stage 22 are configured by a second case 27. The spur gear 14 fixed to one end portion 13 a of the output shaft 13 and the pinion gear 25 fixed to one end portion 23 a of the rotating shaft 23 are accommodated in the second case 27.
ここで、第１の圧縮段２１は、吸入口２１ａに設けられた複数のインレットガイドベーン２１ｅを含む。インレットガイドベーン２１ｅは、それぞれ、駆動機構２１ｇにより回転可能とされている。インレットガイドベーン２１ｅは、駆動機構２１ｇにより回転させられることによって、冷媒ガスＲ５の流れ方向からみたときの面積が変更される。これにより、インレットガイドベーン２１ｅは、第１の圧縮段２１における冷媒ガスＲ５の吸入量を調整する。 Here, the first compression stage 21 includes a plurality of inlet guide vanes 21e provided in the suction port 21a. Each of the inlet guide vanes 21e can be rotated by a drive mechanism 21g. When the inlet guide vane 21e is rotated by the drive mechanism 21g, the area when viewed from the flow direction of the refrigerant gas R5 is changed. Thereby, the inlet guide vane 21e adjusts the intake amount of the refrigerant gas R5 in the first compression stage 21.
また、第２の圧縮段２２は、冷媒ガスＲ５を圧縮して生成した圧縮冷媒ガスＲ１の流量（第２の圧縮段２２からの導出量）を調整するための流量調整部２２ｅを含む。流量調整部２２ｅは、インペラ２２ｂを囲むように設けられており、ディフューザ２２ｃの流路幅を調整可能なように構成されている。このように、ターボ圧縮機２においては、インレットガイドベーン２１ｅによって第１の圧縮段２１への冷媒ガスＲ５の吸入量を調整すると共に、流量調整部２２ｅによって第２の圧縮段２２からの圧縮冷媒ガスＲ１の導出量を調整することによって、ターボ圧縮機２の圧縮性能を調整することができる。 Further, the second compression stage 22 includes a flow rate adjusting unit 22e for adjusting the flow rate of the compressed refrigerant gas R1 generated by compressing the refrigerant gas R5 (the amount derived from the second compression stage 22). The flow rate adjusting unit 22e is provided so as to surround the impeller 22b, and is configured to be able to adjust the flow path width of the diffuser 22c. As described above, in the turbo compressor 2, the amount of refrigerant gas R5 drawn into the first compression stage 21 is adjusted by the inlet guide vane 21e, and the compressed refrigerant from the second compression stage 22 is adjusted by the flow rate adjusting unit 22e. The compression performance of the turbo compressor 2 can be adjusted by adjusting the derived amount of the gas R1.
なお、第１の圧縮段２１のスクロール室２１ｄと、第２の圧縮段２２のスクロール室２２ａとは、外部配管を介して互いに接続されている。したがって、スクロール室２１ｄからの冷媒ガスＲ５は、その外部配管を介してスクロール室２２ａに導入される。この外部配管には、図１に示された流路Ｆ５が接続されている。したがって、エコノマイザ４からの冷媒ガスＲ３は、この外部配管を介して第２の圧縮段２２に導入される。 Note that the scroll chamber 21d of the first compression stage 21 and the scroll chamber 22a of the second compression stage 22 are connected to each other via an external pipe. Therefore, the refrigerant gas R5 from the scroll chamber 21d is introduced into the scroll chamber 22a via the external pipe. The flow path F5 shown in FIG. 1 is connected to this external pipe. Therefore, the refrigerant gas R3 from the economizer 4 is introduced into the second compression stage 22 through this external pipe.
本実施形態において、冷媒ガス（流体）の吸い込み流量等に応じて、ディフューザ流路の幅（流路断面積）を調節するための可変機構がターボ圧縮機２に組み込まれている。本実施形態において、可変機構は、第２の圧縮段２２のディフューザ２２ｃに設けられている。他の実施形態において、可変ディフューザを第１の圧縮段２１のディフューザ２１ｃに設けてもよく、第１及び第２ディフューザ２１ｃ及び２２ｃの双方に設けてもよい。 In the present embodiment, a variable mechanism for adjusting the width of the diffuser flow path (flow path cross-sectional area) according to the suction flow rate of the refrigerant gas (fluid) is incorporated in the turbo compressor 2. In the present embodiment, the variable mechanism is provided in the diffuser 22 c of the second compression stage 22. In another embodiment, the variable diffuser may be provided in the diffuser 21c of the first compression stage 21, or may be provided in both the first and second diffusers 21c and 22c.
図３は、ディフューザにおけるディフューザ流路を示す模式的な断面図である。図３において、ターボ圧縮機２は、インペラ２２ｂの軸方向に互いに離間した第１及び第２流路壁６１１，６１２と、ディフューザリング５００と、位置調節装置５１０とを備える。第１及び第２流路壁６１１，６１２は、インペラ２２ｂの径方向外側に少なくとも延びる。第１及び第２流路壁６１１，６１２は、軸方向に対向することでディフューザ流路６００を形成する。本実施形態において、第１流路壁６１１と第２流路壁６１２とを実質的に平行に配置することができる。他の実施形態において、第１流路壁６１１の少なくとも一部が第２流路壁６１２と実質的に非平行であってもよく、又は第２流路壁６１２の少なくとも一部が第１流路壁６１１と実質的に非平行であってもよい。なお、第１流路壁６１１のうちインペラ２２ｂを取り囲む領域、及びインペラ２２ｂの出口部分付近の領域は、インペラ２２ｂの形状に沿って湾曲面６１１ａを構成している。 FIG. 3 is a schematic cross-sectional view showing a diffuser flow path in the diffuser. In FIG. 3, the turbo compressor 2 includes first and second flow path walls 611 and 612 that are spaced apart from each other in the axial direction of the impeller 22 b, a diffuser ring 500, and a position adjustment device 510. The first and second flow path walls 611 and 612 extend at least outward in the radial direction of the impeller 22b. The first and second flow path walls 611 and 612 form a diffuser flow path 600 by facing in the axial direction. In the present embodiment, the first flow path wall 611 and the second flow path wall 612 can be disposed substantially in parallel. In other embodiments, at least a portion of the first flow path wall 611 may be substantially non-parallel to the second flow path wall 612 or at least a portion of the second flow path wall 612 is the first flow. It may be substantially non-parallel to the road wall 611. In addition, the area | region surrounding the impeller 22b among the 1st flow path walls 611 and the area | region of the exit part vicinity of the impeller 22b comprise the curved surface 611a along the shape of the impeller 22b.
第１及び第２流路壁６１１，６１２に挟まれたディフューザ流路６００の全体形状は、インペラ２２ｂを囲む環状を有する。インペラ２２ｂで圧縮された流体は、環状のディフューザ流路６００を少なくとも径方向外方に流れる。 The entire shape of the diffuser flow path 600 sandwiched between the first and second flow path walls 611 and 612 has an annular shape surrounding the impeller 22b. The fluid compressed by the impeller 22b flows through the annular diffuser flow path 600 at least radially outward.
本実施形態において、ディフューザリング５００の全体形状は、インペラ２２ｂ又はディフューザ流路６００と同心の環状を有する。ディフューザリング５００は、ディフューザ流路６００内へ突出することによって、当該ディフューザ流路６００の幅を調整するものである。第１流路壁６１１には、ディフューザリング５００が収容される環状の溝５０２が設けられている。本実施形態において、ディフューザリング５００は、ディフューザ流路６００に対して進退自在である。位置調節装置５１０は、ディフューザリング５００を支持しかつ第１流路壁６１１からのディフューザリング５００の高さ（突出高さ、突出量）を調節する。本実施形態において、ディフューザリング５００の突出高さを実質的にゼロにすることもできる（例えば、図５（ａ）を参照）。 In the present embodiment, the entire shape of the diffuser ring 500 has an annular shape that is concentric with the impeller 22 b or the diffuser flow path 600. The diffuser ring 500 adjusts the width of the diffuser channel 600 by projecting into the diffuser channel 600. The first channel wall 611 is provided with an annular groove 502 in which the diffuser ring 500 is accommodated. In the present embodiment, the diffuser ring 500 can move forward and backward with respect to the diffuser flow path 600. The position adjusting device 510 supports the diffuser ring 500 and adjusts the height (projection height, projection amount) of the diffuser ring 500 from the first flow path wall 611. In the present embodiment, the protrusion height of the diffuser ring 500 can be substantially zero (see, for example, FIG. 5A).
位置調節装置５１０には、位置調節用の駆動力が駆動シャフト５１２を介して外部から供給される。本実施形態において、駆動シャフト５１２は、位置調節装置５１０に接続された端部とは反対側の端部に取り付けられた不図示のノブを有する。ターボ圧縮機２の外部から手動で駆動シャフト５１２を回転させることにより、位置調節装置５１０に駆動力が供給される。他の実施形態において、駆動シャフト５１２は、サーボモータ等のモータの出力シャフトに接続できる。モータはターボ圧縮機２の内部に設置してもよく、外部に設置してもよい。この場合、モータを介して、駆動力の供給タイミング及び供給量が制御可能である。 The position adjusting device 510 is supplied with a driving force for position adjustment from the outside via the drive shaft 512. In the present embodiment, the drive shaft 512 has a knob (not shown) attached to the end opposite to the end connected to the position adjusting device 510. A driving force is supplied to the position adjusting device 510 by manually rotating the driving shaft 512 from the outside of the turbo compressor 2. In other embodiments, the drive shaft 512 can be connected to the output shaft of a motor, such as a servomotor. The motor may be installed inside the turbo compressor 2 or may be installed outside. In this case, the supply timing and supply amount of the driving force can be controlled via the motor.
図４は、位置調節装置の構造の一例を示す断面図である。ディフューザリング５００は、ディフューザ流路６００側の端面５００ａと、当該端面５００ａと反対側の端面５００ｂと、内周面５００ｃと、外周面５００ｄと、を備えている。ディフューザリング５００の軸方向の長さ（すなわち、端面５００ａと端面５００ｂとの間の寸法）は、径方向の肉厚（すなわち、内周面５００ｃと外周面５００ｄとの間の寸法）に比して大きい。ただし、当該寸法関係は特に限定されず、ディフューザリング５００の軸方向の長さは、径方向の肉厚以下であってもよい。 FIG. 4 is a cross-sectional view showing an example of the structure of the position adjusting device. The diffuser ring 500 includes an end surface 500a on the diffuser flow channel 600 side, an end surface 500b opposite to the end surface 500a, an inner peripheral surface 500c, and an outer peripheral surface 500d. The length of the diffuser ring 500 in the axial direction (that is, the dimension between the end surfaces 500a and 500b) is compared with the thickness in the radial direction (that is, the dimension between the inner peripheral surface 500c and the outer peripheral surface 500d). Big. However, the dimensional relationship is not particularly limited, and the axial length of the diffuser ring 500 may be equal to or less than the radial thickness.
位置調節装置５１０は、ディフューザリング５００に接続されたロッド５１５と、ロッド５１５を進退させるレバー機構５２０と、を備えている。ロッド５１５は、ディフューザリング５００に対して周方向に略等間隔に複数本（例えば、２本以上）設けられる。ディフューザリング５００は、各ロッド５１５の先端部にボルト等によって固定される。なお、図４に示す例では、ロッド５１５の先端部に切欠部が設けられ、当該切欠部にディフューザリング５００の外周面５００ｄが固定されている。ただし、ディフューザリング５００の内周面５００ｃにロッド５１５の先端部が固定されてもよい。ロッド５１５は、ハウジング６２０を貫通して、第１流路壁６１１の反対側の面から突出している。レバー機構５２０は、ロッド５１５の端部（ディフューザリング５００の反対側の端部）と連結されている。レバー機構５２０は、モータの駆動力によってロッド５１５を介してディフューザリング５００をディフューザ流路６００に対して進退させる。 The position adjusting device 510 includes a rod 515 connected to the diffuser ring 500 and a lever mechanism 520 that moves the rod 515 forward and backward. A plurality of rods 515 (for example, two or more) are provided at substantially equal intervals in the circumferential direction with respect to the diffuser ring 500. The diffuser ring 500 is fixed to the tip of each rod 515 with a bolt or the like. In the example shown in FIG. 4, a notch is provided at the tip of the rod 515, and the outer peripheral surface 500d of the diffuser ring 500 is fixed to the notch. However, the tip of the rod 515 may be fixed to the inner peripheral surface 500 c of the diffuser ring 500. The rod 515 passes through the housing 620 and protrudes from the surface on the opposite side of the first flow path wall 611. The lever mechanism 520 is connected to the end of the rod 515 (the end opposite to the diffuser ring 500). The lever mechanism 520 advances and retracts the diffuser ring 500 with respect to the diffuser flow path 600 via the rod 515 by the driving force of the motor.
ディフューザリング５００は、インペラ２２ｂに近い位置に配置されることにより、第１流路壁６１１のうち湾曲面６１１ａが形成される位置に配置されてよい。この場合、ディフューザリング５００の端面５００ａは、湾曲面６１１ａの形状に合わせて湾曲していてよい（図５参照）。具体的には、ディフューザリング５００を溝５０２に完全に収容した状態（図５（ａ）に示す状態）の時に、ディフューザリング５００の端面５００ａは、第１流路壁６１１の湾曲面６１１ａと略連続するような曲面を有していてよい。このように、ディフューザリング５００の端面５００ａを湾曲させることで、流体をスムーズに流すことができる。 The diffuser ring 500 may be disposed at a position where the curved surface 611a is formed in the first flow path wall 611 by being disposed at a position close to the impeller 22b. In this case, the end surface 500a of the diffuser ring 500 may be curved according to the shape of the curved surface 611a (see FIG. 5). Specifically, when the diffuser ring 500 is completely accommodated in the groove 502 (the state shown in FIG. 5A), the end surface 500a of the diffuser ring 500 is substantially the same as the curved surface 611a of the first flow path wall 611. It may have a curved surface that is continuous. Thus, by curving the end surface 500a of the diffuser ring 500, the fluid can flow smoothly.
次に、図５を参照して、ディフューザリング５００によるディフューザ流路６００の幅の調整について説明する。図５（ａ）は、ディフューザリングを溝に完全に収容したときの状態を示す概略断面図である。図５（ｂ）は、ディフューザリングをディフューザ流路へ突出させたときの状態を示す概略断面図である。図５（ａ）に示す状態においては、ディフューザリング５００がディフューザ流路６００へ突出していない状態であるため、ディフューザリング５００の配置位置におけるディフューザ流路６００の幅は、第１流路壁６１１と第２流路壁６１２との間の幅と略同じとなる。一方、図５（ｂ）に示す状態においては、ディフューザリング５００がディフューザリング５００に突出した状態となる。ディフューザリング５００の配設位置において、ディフューザリング５００の突出高さに応じてディフューザ流路６００の断面積（ディフューザ流路６００の幅）が変化する。本実施形態において、ディフューザ流路６００と組み合わせて好ましいディフューザ効果が得られるように、位置調節装置５１０を用いて、ターボ圧縮機２における吸い込み流量などに応じたディフューザリング５００の最適な突出高さが設定される。 Next, the adjustment of the width of the diffuser flow path 600 by the diffuser ring 500 will be described with reference to FIG. Fig.5 (a) is a schematic sectional drawing which shows a state when a diffuser ring is fully accommodated in a groove | channel. FIG. 5B is a schematic cross-sectional view showing a state when the diffuser ring is protruded to the diffuser flow path. In the state shown in FIG. 5A, the diffuser ring 500 does not protrude into the diffuser flow path 600, and therefore the width of the diffuser flow path 600 at the position where the diffuser ring 500 is disposed is the same as that of the first flow path wall 611. The width between the second flow path wall 612 is substantially the same. On the other hand, in the state shown in FIG. 5B, the diffuser ring 500 protrudes from the diffuser ring 500. At the position where the diffuser ring 500 is disposed, the cross-sectional area of the diffuser channel 600 (the width of the diffuser channel 600) changes according to the protruding height of the diffuser ring 500. In the present embodiment, the optimum protrusion height of the diffuser ring 500 corresponding to the suction flow rate in the turbo compressor 2 is obtained using the position adjusting device 510 so that a preferable diffuser effect is obtained in combination with the diffuser flow path 600. Is set.
ここで、図５（ｂ）に示すように、ディフューザリング５００の内周面５００ｃに衝突した流体は、ディフューザリング５００の端面５００ａと第２流路壁６１２との間の領域Ａを流れる。領域Ａは、流体が高速度で流れることによって、低圧力な領域となる。一方、ディフューザリング５００の内周面５００ｃに衝突した流体の一部は、内周面５００ｃに沿って溝５０２内に入り込み、端面５００ｂと溝５０２の底面５０２ａとの間の領域Ｂを流れる。領域Ｂは、流体が低速で流れることによって、高圧力な領域となる。従って、ディフューザリング５００の端面５００ｂに圧力が作用する。なお、図５（ａ）に示すようにディフューザリング５００が溝５０２に収容されている時は、流体が溝５０２内へ回り込まないので、ディフューザリング５００に圧力が作用しない。 Here, as shown in FIG. 5B, the fluid that has collided with the inner peripheral surface 500 c of the diffuser ring 500 flows in a region A between the end surface 500 a of the diffuser ring 500 and the second flow path wall 612. The region A becomes a low pressure region because the fluid flows at a high speed. On the other hand, part of the fluid that has collided with the inner peripheral surface 500 c of the diffuser ring 500 enters the groove 502 along the inner peripheral surface 500 c and flows through the region B between the end surface 500 b and the bottom surface 502 a of the groove 502. The region B becomes a high pressure region when the fluid flows at a low speed. Accordingly, pressure acts on the end surface 500 b of the diffuser ring 500. Incidentally, the diffuser ring 500 as shown in FIG. 5 (a) when accommodated in the groove 502, so around write Manai fluid into the groove 502, no pressure is exerted on the diffuser ring 500.
次に、本実施形態に係るターボ圧縮機２のディフューザリング５００の設計方法について説明する。上述したようなターボ圧縮機２のディフューザリング５００を用いた場合、ディフューザリング５００と溝５０２との間の隙間に流体が流れ込む（図５（ｂ）参照）。これによって、ディフューザリング５００の溝５０２内の端面５００ｂに圧力が作用する。ここで、このようなディフューザリング５００を径の大きい高ヘッドインペラを有するターボ圧縮機２に適用する場合、ディフューザリング５００の径も大きくする必要がある。この場合、比較例に係る設計方法を採用した場合、現行品のディフューザリング５００の径方向の肉厚をそのままとした状態で、又は肉厚を大きくした状態でディフューザリング５００の径を大きくするような設計がなされる。この場合、ディフューザリング５００の径が大きくなることに伴って圧力が作用する面であるディフューザリング５００の端面５００ｂの面積が大きくなる。これにより、ディフューザリング５００の圧力推力が大きくなる。このようにディフューザリング５００に作用する圧力推力が大きくなることによって、当該圧力推力が大きくなることに伴う対応を行う必要性が生じる。例えば、ロッド５１５を介してディフューザリング５００を進退させる位置調節装置５１０は駆動部としてコントロールモータを備える場合があるが、大きい圧力推力を支持するために大型のコントロールモータを適用する必要性が生じる。また、大きな圧力推力に対抗するために、ディフューザリング５００周辺の構成部品の補強を行う必要性が生じる。 Next, a design method for the diffuser ring 500 of the turbo compressor 2 according to the present embodiment will be described. When the diffuser ring 500 of the turbo compressor 2 as described above is used, the fluid flows into the gap between the diffuser ring 500 and the groove 502 (see FIG. 5B). As a result, pressure acts on the end surface 500 b in the groove 502 of the diffuser ring 500. Here, when such a diffuser ring 500 is applied to the turbo compressor 2 having a large-diameter high head impeller, the diameter of the diffuser ring 500 needs to be increased. In this case, when the design method according to the comparative example is employed, the diameter of the diffuser ring 500 is increased in a state where the thickness of the diffuser ring 500 of the current product is left as it is or in a state where the thickness is increased. Design is made. In this case, as the diameter of the diffuser ring 500 increases, the area of the end surface 500b of the diffuser ring 500, which is a surface on which pressure acts, increases. Thereby, the pressure thrust of the diffuser ring 500 becomes large. As the pressure thrust acting on the diffuser ring 500 increases as described above, it becomes necessary to take a countermeasure associated with the increase in the pressure thrust. For example, the position adjustment device 510 that advances and retracts the diffuser ring 500 via the rod 515 may include a control motor as a drive unit. However, it is necessary to apply a large control motor to support a large pressure thrust. In addition, it is necessary to reinforce the components around the diffuser ring 500 in order to counter large pressure thrusts.
これに対して、本実施形態に係る設計方法は、ディフューザリング５００の径（ここでは、内径及び外径の何れの値を採用してもよい）に基づいて、ディフューザリング５００の径方向における肉厚の寸法を設定する工程を備えている。また、肉厚の寸法を設定する工程では、ディフューザリング５００の径が大きいほど、肉厚を薄く設定する。すなわち、ディフューザリング５００の径の寸法が大きな値になるに従って、それに伴って肉厚の寸法が小さい値に設定される。例えば、図６（ａ）に示すディフューザリング５００Ａの内径の値がＤ１であって、肉厚の値がｔ１であるものとする。これに対し、図６（ｂ）に示すようにＤ２（＞Ｄ１）の内径を有するディフューザリング５００Ｂを設計する場合、当該ディフューザリング５００Ｂの肉厚の寸法として、ｔ１よりも小さいｔ２を設定する。なお、図６は各寸法関係を理解し易くするため、デフォルメされたディフューザリング５００Ａ，５００Ｂが示されている。例えば、流体の密度、速度、その他の条件が一定であると仮定した場合、ディフューザリング５００Ｂの端面５００ｂの面積がディフューザリング５００Ａの端面５００ｂの面積と略同一となるように、ディフューザリング５００Ｂの肉厚が設定されてよい。これによって、ディフューザリング５００Ｂの径を大きく設定した場合であっても、圧力が作用する端面５００ｂの面積が径の小さいディフューザリング５００Ａと略同一であるため、ディフューザリング５００Ｂに作用する圧力推力をディフューザリング５００Ａに作用する圧力推力と略同一にすることができる。 On the other hand, the design method according to the present embodiment is based on the diameter of the diffuser ring 500 (here, any value of the inner diameter and the outer diameter may be adopted). A step of setting a thickness dimension; In the step of setting the thickness dimension, the wall thickness is set to be thinner as the diameter of the diffuser ring 500 is larger. That is, as the dimension of the diameter of the diffuser ring 500 increases, the thickness dimension is set to a smaller value. For example, assume that the value of the inner diameter of the diffuser ring 500A shown in FIG. 6A is D1, and the value of the wall thickness is t1. On the other hand, when designing a diffuser ring 500B having an inner diameter of D2 (> D1) as shown in FIG. 6B, t2 smaller than t1 is set as the thickness dimension of the diffuser ring 500B. FIG. 6 shows deformed diffuser rings 500A and 500B for easy understanding of the dimensional relationship. For example, assuming that the density, velocity, and other conditions of the fluid are constant, the meat of the diffuser ring 500B is such that the area of the end face 500b of the diffuser ring 500B is substantially the same as the area of the end face 500b of the diffuser ring 500A. A thickness may be set. Accordingly, even when the diameter of the diffuser ring 500B is set to be large, the area of the end surface 500b on which the pressure acts is substantially the same as that of the diffuser ring 500A having a small diameter, so that the pressure thrust acting on the diffuser ring 500B is reduced. The pressure thrust acting on the ring 500A can be made substantially the same.
ディフューザリング５００の肉厚の寸法を設定する工程では、ディフューザリング５００の径の増加の倍率（例えば、ディフューザリング５００Ａから径の大きいディフューザリング５００Ｂとする場合の径の増加の倍率）に対して反比例する関係に基づいて、肉厚を設定してよい。ディフューザリング５００の肉厚の寸法を設定する工程では、流体の密度及び速度等を考慮してよい。例えば、ディフューザリング５００の肉厚の寸法を設定する工程では、流体の密度の増加の倍率に対して反比例する関係に基づいて、肉厚を設定してよい。また、ディフューザリング５００の肉厚の寸法を設定する工程では、流体の速度の増加の倍率の２乗の値に対して反比例する関係に基づいて、肉厚を設定してよい。 In the step of setting the thickness dimension of the diffuser ring 500, the increase ratio of the diameter of the diffuser ring 500 (for example, the increase ratio of the diameter when the diffuser ring 500A is changed to the diffuser ring 500B having a larger diameter) is inversely proportional. The wall thickness may be set based on the relationship to be performed. In the step of setting the thickness dimension of the diffuser ring 500, the density and speed of the fluid may be taken into consideration. For example, in the step of setting the dimension of the thickness of the diffuser ring 500, the thickness may be set based on a relationship that is inversely proportional to the magnification of the increase in the density of the fluid. Further, in the step of setting the thickness dimension of the diffuser ring 500, the thickness may be set based on a relationship that is inversely proportional to the square of the magnification of the increase in the fluid velocity.
例えば、図６（ａ）に示すディフューザリング５００Ａに基づいて図６（ｂ）に示す大径のディフューザリング５００Ｂを設計する場合を例にして説明する。このとき、流体の密度及び速度の増加の倍率も考慮して設計するものとする。例えば、ディフューザリング５００Ａについて「流体の密度＝ρ１、流体の速度＝ｖ１、内径＝Ｄ１」という条件を設定し、ディフューザリング５００Ｂについて「流体の密度＝ρ２（＝ａρ１）、流体の速度＝ｖ２（＝ｂｖ１）、内径＝Ｄ２（＝ｃＤ１）」という条件を設定する。このような条件に基づいてディフューザリング５００Ｂの径方向の肉厚を設定する場合は、次のような関係が成り立つ。すなわち、ディフューザリング５００Ｂの流体の密度はディフューザリング５００Ａの流体の密度からａ倍増加しているため、当該倍率に反比例する値（＝１／ａ）を肉厚倍率として、ディフューザリング５００Ａの肉厚（＝ｔ１）に掛けあわせる。ディフューザリング５００Ｂの流体の速度はディフューザリング５００Ａの流体の速度からｂ倍増加しているため、当該倍率の２乗に反比例する値（＝１／ｂ２）を肉厚倍率として、ディフューザリング５００Ａの肉厚（ｔ１）に掛けあわせる。ディフューザリング５００Ｂの内径はディフューザリング５００Ａの内径からｃ倍増加しているため、当該倍率に反比例する値（＝１／ｃ）を肉厚倍率として、ディフューザリング５００Ａの肉厚（＝ｔ１）に掛けあわせる。以上のように、内径、流体の密度、流体の速度の増加分の全ての条件を考慮して、ディフューザリング５００Ｂの肉厚を設計する場合、以下の式（１）を用いて導き出すことができる。
ｔ２＝（１／ａ・ｂ２・ｃ）ｔ１ …（１）
For example, the case where the large-diameter diffuser ring 500B shown in FIG. 6B is designed based on the diffuser ring 500A shown in FIG. 6A will be described as an example. At this time, the design is made in consideration of the density of the fluid and the increase rate of the speed. For example, the condition of “fluid density = ρ1, fluid velocity = v1, inner diameter = D1” is set for the diffuser ring 500A, and “fluid density = ρ2 (= aρ1), fluid velocity = v2 ( = Bv1), inner diameter = D2 (= cD1) ”is set. When setting the radial thickness of the diffuser ring 500B based on such conditions, the following relationship is established. That is, since the density of the fluid in the diffuser ring 500B is increased by a times from the density of the fluid in the diffuser ring 500A, the thickness of the diffuser ring 500A is set to a value (= 1 / a) inversely proportional to the magnification. Multiply by (= t1). Since the fluid velocity of the diffuser ring 500B is increased by a factor of b from the fluid velocity of the diffuser ring 500A, a value (= 1 / b 2 ) that is inversely proportional to the square of the magnification is set as the wall thickness magnification. Multiply it by the wall thickness (t1). Since the inner diameter of the diffuser ring 500B is increased c times from the inner diameter of the diffuser ring 500A, the thickness (= t1) of the diffuser ring 500A is multiplied by a value inversely proportional to the magnification (= 1 / c) as the wall thickness magnification. Combine. As described above, when designing the thickness of the diffuser ring 500B in consideration of all the conditions of the increase in the inner diameter, the density of the fluid, and the fluid velocity, it can be derived using the following formula (1). .
t2 = (1 / a · b 2 · c) t1 (1)
なお、上述の式（１）の例においては、ディフューザリング５００の径の増加の倍率に対して完全に反比例となる値が肉厚倍率として設定され、ディフューザリング５００の流体の密度の増加の倍率に対して完全に反比例となる値が肉厚倍率として設定され、ディフューザリング５００の流体の速度の増加の倍率の２乗に対して完全に反比例となる値が肉厚倍率として設定されている。ただし、完全に反比例の関係が成り立っていなくともよく、反比例の関係に基づいた計算を行う限り、あらゆる計算方法を採用してよい。 In the example of the above formula (1), a value that is completely inversely proportional to the magnification of the increase in the diameter of the diffuser ring 500 is set as the wall thickness magnification, and the magnification of the increase in the fluid density of the diffuser ring 500 is set. A value that is completely inversely proportional to the thickness is set as the wall thickness magnification, and a value that is completely inversely proportional to the square of the magnification of the increase in the fluid velocity of the diffuser ring 500 is set as the wall thickness magnification. However, a completely inversely proportional relationship may not be established, and any calculation method may be adopted as long as the calculation based on the inversely proportional relationship is performed.
ディフューザリング５００の設計方法における具体的な工程については、ディフューザリング５００の径が大きいほど肉厚を薄く設定する関係が成り立つ限り、どのような工程を採用してもよい。例えば、設計に際して基準となるディフューザリング５００Ａの条件（内径、流体の密度、流体の速度）を予め取得しておく。次に、設計に係るディフューザリング５００Ｂの条件が基準となるディフューザリング５００Ａに対してどの程度変化するかの情報を取得する。次に、当該情報に基づいて式（１）などの数式を用いてディフューザリング５００Ｂの肉厚を設定してよい。なお、基準となるディフューザリング５００Ａの条件として、既存の装置で用いられているディフューザリングの値を使ってもよく、予めディフューザリングの標準モデルなどを準備しておいてもよい。あるいは、設計に係るディフューザリング５００Ｂの条件を代入すれば直ちに肉厚が導き出されるような数式を予め準備しておき、当該数式を用いてディフューザリング５００Ｂの肉厚を設定してもよい。 As a specific process in the design method of the diffuser ring 500, any process may be adopted as long as the relationship of setting the thickness to be thinner as the diameter of the diffuser ring 500 is larger is established. For example, the conditions (inner diameter, fluid density, fluid velocity) of the diffuser ring 500A, which is a reference in designing, are acquired in advance. Next, information on how much the condition of the diffuser ring 500B according to the design changes with respect to the reference diffuser ring 500A is acquired. Next, the thickness of the diffuser ring 500B may be set using a mathematical formula such as formula (1) based on the information. It should be noted that the diffuser ring value used in the existing apparatus may be used as the standard diffuser ring 500A condition, or a standard model of the diffuser ring may be prepared in advance. Alternatively, a mathematical formula may be prepared in advance so that the thickness can be derived immediately by substituting the conditions for the diffuser ring 500B according to the design, and the thickness of the diffuser ring 500B may be set using the mathematical formula.
以上のように、本実施形態に係るターボ圧縮機２のディフューザリング５００の設計方法は、ディフューザリング５００の径に基づいて、ディフューザリング５００の径方向における肉厚の寸法を設定する工程を備えている。また、肉厚の寸法を設定する工程では、ディフューザリング５００の径が大きいほど、肉厚を薄く設定している。このように、ディフューザリング５００の径が大きくなるのに伴って肉厚を薄く設定した場合、圧力が作用する面であるディフューザリング５００の端面５００ｂの面積が大きくなることを抑制することができる。これによって、ディフューザリング５００に作用する圧力推力が大きくなることを抑制することができ、当該圧力推力が大きくなることに伴う対応を省略又は低減できる。以上より、本実施形態に係る設計方法によれば、大径化に適したディフューザリング５００を設計することができる。 As described above, the method for designing the diffuser ring 500 of the turbo compressor 2 according to the present embodiment includes a step of setting the thickness dimension in the radial direction of the diffuser ring 500 based on the diameter of the diffuser ring 500. Yes. Further, in the step of setting the thickness dimension, the wall thickness is set to be thinner as the diameter of the diffuser ring 500 is larger. As described above, when the thickness of the diffuser ring 500 is increased as the diameter of the diffuser ring 500 is increased, it is possible to suppress an increase in the area of the end surface 500b of the diffuser ring 500, which is a surface on which pressure acts. As a result, an increase in the pressure thrust acting on the diffuser ring 500 can be suppressed, and a response accompanying an increase in the pressure thrust can be omitted or reduced. From the above, according to the design method according to the present embodiment, the diffuser ring 500 suitable for increasing the diameter can be designed.
また、本実施形態に係るターボ圧縮機２のディフューザリング５００の設計方法において、肉厚の寸法を設定する工程では、ディフューザリング５００の径の増加の倍率に対して反比例する関係に基づいて、肉厚を設定してよい。これによって、ディフューザリング５００の径の増加の倍率に対して、適切な肉厚の寸法を設定することが可能となる。 Further, in the method of designing the diffuser ring 500 of the turbo compressor 2 according to the present embodiment, in the step of setting the thickness dimension, the thickness of the diffuser ring 500 is determined based on the relationship inversely proportional to the magnification of the increase in the diameter of the diffuser ring 500. The thickness may be set. Accordingly, it is possible to set an appropriate thickness dimension for the magnification of the diffuser ring 500 to increase the diameter.
以上の実施形態は、本発明に係るターボ圧縮機の設計方法の一実施形態について説明したものである。したがって、本発明に係る設計方法が適用されるターボ圧縮機は、上述したターボ圧縮機２に限定されない。また、ディフューザリング５００周辺の構成も、上述したものに限定されない。例えば、ディフューザリング５００は第１流路壁６１１に設けられていたが、第１及び第２流路壁６１１，６１２の少なくとも一方に設けられていればよい。また、ディフューザリングの径や肉厚の比率等は、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更してよい。なお、ディフューザリング５００の端面５００ｂと溝５０２の底面５０２ａとの間に流体が入り込むことを抑制するために、溝５０２にＯリングなどを設置してもよい。 The above embodiment has described one embodiment of a method for designing a turbo compressor according to the present invention. Therefore, the turbo compressor to which the design method according to the present invention is applied is not limited to the turbo compressor 2 described above. Further, the configuration around the diffuser ring 500 is not limited to that described above. For example, although the diffuser ring 500 is provided on the first flow path wall 611, it may be provided on at least one of the first and second flow path walls 611 and 612. Further, the diameter of the diffuser ring, the ratio of the wall thickness, and the like may be changed as appropriate without departing from the spirit of the present invention. Note that an O-ring or the like may be installed in the groove 502 in order to prevent fluid from entering between the end surface 500b of the diffuser ring 500 and the bottom surface 502a of the groove 502.
１ ターボ冷凍機
２ ターボ圧縮機
２２ｂ インペラ
２２ｃ ディフューザ
５００ ディフューザリング
６００ ディフューザ流路
６１１ 第１流路壁
６１２ 第２流路壁
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Turbo refrigerator 2 Turbo compressor 22b Impeller 22c Diffuser 500 Diffuser ring 600 Diffuser flow path 611 1st flow path wall 612 2nd flow path wall
Claims (4)
前記ディフューザリングの径に基づいて、前記ディフューザリングの径方向における肉厚の寸法を設定する工程を備え、
前記肉厚の寸法を設定する工程では、
設計が行われる前記ディフューザリングの径が基準となるディフューザリングの径よりも大きいほど、前記設計が行われる前記ディフューザリングの前記肉厚を前記基準となる前記ディフューザリングの肉厚よりも薄く設定する、ターボ圧縮機のディフューザリングの設計方法。 The width of the diffuser channel is adjusted by projecting into the diffuser channel provided on at least one of the pair of channel walls that form the diffuser channel by facing the axial direction on the radially outer side of the impeller A method of designing a diffuser ring for a turbo compressor,
A step of setting a thickness dimension in a radial direction of the diffuser ring based on a diameter of the diffuser ring;
In the step of setting the thickness dimension,
As the diameter of the diffuser ring to be designed is larger than the diameter of the reference diffuser ring, the thickness of the diffuser ring to be designed is set to be thinner than the thickness of the reference diffuser ring. The design method of diffuser ring for turbo compressor.
前記基準となる前記ディフューザリングに対する、前記設計が行われる前記ディフューザリングの径の増加の倍率に対して反比例する関係に基づいて、前記設計が行われる前記ディフューザリングの前記肉厚の寸法を設定する、請求項１に記載のディフューザリングの設計方法。 In the step of setting the thickness dimension,
The thickness dimension of the diffuser ring to be designed is set based on a relationship that is inversely proportional to the magnification of the diameter of the diffuser ring to be designed with respect to the reference diffuser ring. The method for designing a diffuser ring according to claim 1.
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