JPH05149103A - Divided type radial turbine impeller - Google Patents
Divided type radial turbine impellerInfo
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- JPH05149103A JPH05149103A JP31433391A JP31433391A JPH05149103A JP H05149103 A JPH05149103 A JP H05149103A JP 31433391 A JP31433391 A JP 31433391A JP 31433391 A JP31433391 A JP 31433391A JP H05149103 A JPH05149103 A JP H05149103A
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、例えば化学プラント等
の動力回収に用いられるラジアルタービンの分割形ラジ
アルタービンインペラに関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a split type radial turbine impeller of a radial turbine used for power recovery of a chemical plant or the like.
【0002】[0002]
【従来の技術】この種のラジアルタービンについては、
プラント運転コスト、建設コストを低減する目的から、
高効率化、小形化の要請が大きい。一方、プラントに対
して要求される処理能力は年々大容量化しており、この
相反するニーズを満足するために、近年、タービンイン
ペラの高比速度化が必要となっている。そこで、図13
に示す従来形のタービンインペラ11に比して入口径を
抑えて出口径を大きくして、流量増を達成する図14に
示す高比速度形タービンインペラ12の研究開発が行わ
れている。ここで、タービンインペラ11の入口径をD
io、出口径をDoo、タービンインペラ12の入口径
をDin、出口径をDonとすると、Dio>Din、
Doo<Donなる関係にある。そして、比較的大きい
ラジアルタービンの場合、加工精度の制約もあって、高
比速度形タービンインペラ12は分割形とせざるを得な
い。このため、従来図15に示すように分割したタービ
ンディスク13x,13yをピン14で接合したタービ
ンインペラ15、或は図16に示すように分割したター
ビンディスク16x,16yをツースカップリング17
で接合したタービンインペラ18が用いられていた。2. Description of the Related Art For this type of radial turbine,
In order to reduce the plant operating cost and construction cost,
There is a great demand for high efficiency and miniaturization. On the other hand, the processing capacity required for a plant is increasing year by year, and in order to satisfy these contradictory needs, in recent years, a high specific speed of the turbine impeller has been required. Therefore, FIG.
Research and development of a high specific speed turbine impeller 12 shown in FIG. 14 in which the inlet diameter is suppressed and the outlet diameter is increased to increase the flow rate as compared with the conventional turbine impeller 11 shown in FIG. Where the inlet diameter of the turbine impeller 11 is D
io, outlet diameter is Doo, inlet diameter of turbine impeller 12 is Din, outlet diameter is Don, Dio> Din,
The relationship is Doo <Don. Further, in the case of a relatively large radial turbine, the high specific speed turbine impeller 12 is forced to be of a split type due to restrictions on processing accuracy. For this reason, the turbine impeller 15 in which the turbine disks 13x and 13y divided as shown in FIG. 15 are joined by the pin 14 or the turbine disks 16x and 16y divided as shown in FIG.
The turbine impeller 18 joined in 1. was used.
【0003】[0003]
【発明が解決しようとする課題】上記従来のタービンイ
ンペラ15,18では、接合面がタービンディスク部の
みとなるので、組立構造上、分割されたタービンブレー
ド19x,19yおよび20x,20y間には、隙間が
設けられている。タービンインペラ15,18の入口側
の径(高さ)が、図13に示すタービンインペラ11の
入口側の径程度であれば、タービンブレード19x,1
9yおよび20x,20yの固有振動数が回転数成分よ
りも高く疲労強度上問題はなかった。しかしながら、図
15,16に示すような高比速度形のタービンインペラ
15,18の場合、図13に示す従来のタービンインペ
ラ11に比して入口側の径が大きく、これによりタービ
ンブレード19x,19yおよび20x,20yの固有
振動数が小さくなることに加えて、タービンブレードの
分割により上記固有振動数が小さくなるために、上記固
有振動数と回転数とが重複する場合が生じ、共振による
破損の可能性が出てくるという問題がある。In the conventional turbine impellers 15 and 18 described above, the joining surface is only the turbine disk portion, and therefore, due to the assembly structure, between the divided turbine blades 19x, 19y and 20x, 20y, There is a gap. If the diameter (height) on the inlet side of the turbine impellers 15 and 18 is about the diameter on the inlet side of the turbine impeller 11 shown in FIG. 13, the turbine blades 19x and 1
The natural frequencies of 9y, 20x, and 20y were higher than the rotational frequency component, and there was no problem in fatigue strength. However, in the case of the high specific speed type turbine impellers 15 and 18 as shown in FIGS. 15 and 16, the diameter on the inlet side is larger than that of the conventional turbine impeller 11 shown in FIG. 13, which results in the turbine blades 19x and 19y. In addition to the reduction of the natural frequencies of 20x and 20y and the reduction of the natural frequency due to the division of the turbine blade, the natural frequency and the rotation speed may overlap with each other, resulting in damage due to resonance. There is a problem that the possibility comes out.
【0004】これに対して、この問題を回避するため
に、タービンブレード19x,19yおよび20x,2
0yの厚みを大きくして、上記固有振動数を大きくする
ことが考えられるが、このようにすると、タービンイン
ペラ15,18の空力性能に悪い影響を与える事が考え
られる他、タービンブレード19x,19yおよび20
x,20yの重量が増加するため、タービンブレード1
9x,19yおよび20x,20yの遠心力による応力
が増加して、強度的にも問題が生じる。また、図15,
16に示すタービンブレード19x,19yおよび20
x,20yの場合には、タービンブレード19x,19
yおよび20x,20yの分割部において、隙間が生
じ、ここからのガス漏れによってタービンインペラの効
率低下をもたらすという問題が生じる。本発明は、斯る
従来の問題点を課題としてなされたもので、共振による
破損を回避し、タービンインペラの効率向上を可能とし
た分割形ラジアルタービンインペラを提供しようとする
ものである。On the other hand, in order to avoid this problem, turbine blades 19x, 19y and 20x, 2
It is possible to increase the thickness of 0y to increase the natural frequency. However, in this case, it is considered that the aerodynamic performance of the turbine impellers 15 and 18 is adversely affected, and the turbine blades 19x and 19y are also affected. And 20
Since the weight of x and 20y increases, the turbine blade 1
The stress due to the centrifugal force of 9x, 19y and 20x, 20y increases, which causes a problem in strength. Also, in FIG.
Turbine blades 19x, 19y and 20 shown in 16
x, 20y, turbine blades 19x, 19
There is a problem in that a gap is created in the y and 20x, 20y divisions, and gas leakage from this causes a decrease in the efficiency of the turbine impeller. The present invention has been made to solve the conventional problems, and an object of the present invention is to provide a split type radial turbine impeller capable of avoiding damage due to resonance and improving the efficiency of the turbine impeller.
【0005】[0005]
【課題を解決するための手段】上記課題を解決するため
に、本発明は、大径側タービンブレードと小径側タービ
ンブレードとを、突部と、この突部と凹凸逆形状の切込
み部との組合わせ、或は切込み部とこの中に嵌入するピ
ンとの組合わせのうちの少なくともいずれか一方の組合
わせによって接合して形成した。In order to solve the above-mentioned problems, the present invention provides a large-diameter side turbine blade and a small-diameter side turbine blade with a protrusion and a notch having a concave-convex reverse shape. It is formed by joining by combining at least one of the combination or the combination of the notch and the pin fitted therein.
【0006】[0006]
【作用】上記発明のように構成することにより、タービ
ンブレードの固有振動数が大きくなり、かつ分割したタ
ービンブレード間の隙間も小さくなる。By configuring as in the above invention, the natural frequency of the turbine blade is increased and the gap between the divided turbine blades is reduced.
【0007】[0007]
【実施例】次に、本発明の一実施例を図面にしたがって
説明する。図1〜図3は、本発明の第一実施例に係る分
割形ラジアルタービンインペラ1を示し、分割したター
ビンディスク2x,2y同志をピン3により接合してあ
る。また、分割したタービンブレード4x,4yのうち
の一方、本実施例では、断面略台形の大径側タービンブ
レード4xの分割面の付根部近傍に突部5が、タービン
ブレード4x,4yのうちの他方、本実施例では、断面
略台形の小径側タービンブレード4yの分割面の付根部
近傍に切込み部6が形成してある。そして、突部5と切
込み部6とを焼き嵌めによって嵌合させることにより、
タービンブレード4x,4y同志を接合してある。この
ように、タービンブレード4x,4y同志を接合するこ
とにより、タービンブレード4x,4y全体の固有振動
数が大きくなり、タービンインペラ1の回転数との差が
開き、共振によるタービンインペラ1の破損を回避でき
るようになっている。また、分割したタービンブレード
4x,4y間の隙間も小さくなり、タービンインペラの
効率が向上する。An embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings. 1 to 3 show a split type radial turbine impeller 1 according to a first embodiment of the present invention, in which split turbine disks 2x and 2y are joined by a pin 3. In addition, one of the divided turbine blades 4x and 4y, in the present embodiment, the protrusion 5 is provided in the vicinity of the root of the divided surface of the large-diameter side turbine blade 4x having a substantially trapezoidal cross section. On the other hand, in this embodiment, the notch 6 is formed in the vicinity of the root of the split surface of the small diameter turbine blade 4y having a substantially trapezoidal cross section. Then, by fitting the protrusion 5 and the notch 6 by shrink fitting,
The turbine blades 4x and 4y are joined together. Thus, by joining the turbine blades 4x and 4y together, the natural frequency of the entire turbine blades 4x and 4y is increased, the difference from the rotational speed of the turbine impeller 1 is opened, and the turbine impeller 1 is damaged due to resonance. It can be avoided. Further, the gap between the divided turbine blades 4x and 4y is also reduced, and the efficiency of the turbine impeller is improved.
【0008】図4は、タービンインペラの回転数と、こ
の回転数においてタービンブレードが無視できない共振
を起こし得る最大の振動数との関係、即ち最大励振曲線
Iを表したもので、横軸はタービンインペラの回転数
(例えば、rpm)を、縦軸はタービンブレードの振動
数(例えば、Hz)を示している。したがって、最大励
振曲線Iより下方では上記共振を起こし、最大励振曲線
Iより上方では共振を起こさないか、無視し得る程度の
共振しか起こらないことになる。そして、本願考案に係
るタービンインペラ1の場合は、タービンブレード4
x,4y全体の固有振動数は図4中点Aで示すように最
大励振曲線Iより上方に位置して、共振を起こさないよ
うになっている。これに対して、図15,16に示す従
来のタービンインペラ15,18の場合は、そのタービ
ンブレード19x,19y或は20x,20yの固有振
動数は図4中点Bで示すように最大励振曲線Iより下方
に位置して共振を起こし得る状態にある。ちなみに、高
比速度形のタービンインペラを一体形とすれば、計算上
そのタービンブレードの固有振動数は図4中点Cで示す
ように、点Aよりもさらに上方に位置して、タービンイ
ンペラ1よりも、さらに共振を起こし難くなる。FIG. 4 shows the relationship between the number of revolutions of the turbine impeller and the maximum frequency at which the turbine blade can cause a non-negligible resonance at this number of revolutions, that is, the maximum excitation curve I. The horizontal axis represents the turbine. The rotational speed of the impeller (for example, rpm) is shown, and the vertical axis shows the vibration frequency of the turbine blade (for example, Hz). Therefore, the resonance occurs below the maximum excitation curve I, and the resonance occurs above the maximum excitation curve I, or only negligible resonance occurs. In the case of the turbine impeller 1 according to the present invention, the turbine blade 4
The natural frequencies of the entire x and 4y are located above the maximum excitation curve I as shown by the point A in FIG. 4 so that resonance does not occur. On the other hand, in the case of the conventional turbine impellers 15 and 18 shown in FIGS. 15 and 16, the natural frequencies of the turbine blades 19x and 19y or 20x and 20y are the maximum excitation curves as shown by the point B in FIG. It is located below I and is in a state where resonance can occur. By the way, if the high-specific-speed turbine impeller is integrated, the natural frequency of the turbine blade is calculated and located higher than the point A as shown by the point C in FIG. It becomes more difficult to cause resonance.
【0009】ところで、タービンインペラ1ではタービ
ンブレード4x,4yの付根部近傍に突部5,切込み部
6が形成してある。その理由は、タービンブレード4
x,4yが断面略台形の形状を有し、その肉厚が先端部
よりも付根部近傍の方が大きく、加工上、強度上十分な
肉厚がとれるからである。図5は、本発明の第二実施例
に係る分割形ラジアルタービンインペラ1aを示し、上
記第一実施例に係る分割型ラジアルタービンインペラ1
とは、タービンブレード4x,4y(但し、タービンブ
レード4xは図5には表われていない)の軸直角断面の
形状が異なる点を除き、他は実質的に同様であり互いに
共通する部分には同一番号を付して説明を省略する(以
下の各実施例についても同様に、共通箇所については、
同一番号を付して説明を省略する)。このタービンイン
ペラ1aの場合は、そのタービンブレード4y(図面上
表れていないが、タービンブレード4xについても同
様)は断面台形ではなく、先端部の両面が平行で、この
まま付根部まで延ばすと付根部の肉厚が不十分になるた
め、付根部だけを図5に示すように、軸芯部に向かって
肉厚が大きくなるように形成してある。このように、タ
ービンブレード4x,4yの付根部のみの肉厚を大きく
することによって、タービンブレード4x,4yの肉厚
増加による遠心力の増加を抑え、また空気力学上、上記
付根部形状が性能に与える影響は小さいことから、強度
上、空気力学上問題を生じることなくタービンブレード
4x,4yの固有振動数を高めることができると考えら
れる。By the way, in the turbine impeller 1, the projections 5 and the notches 6 are formed near the roots of the turbine blades 4x and 4y. The reason is turbine blade 4
This is because x and 4y have a substantially trapezoidal cross section, and the wall thickness is larger in the vicinity of the root portion than in the tip portion, and a sufficient wall thickness can be obtained in terms of processing and strength. FIG. 5 shows a split type radial turbine impeller 1a according to a second embodiment of the present invention, and the split type radial turbine impeller 1 according to the first embodiment.
Means that the turbine blades 4x and 4y (however, the turbine blade 4x is not shown in FIG. 5) are different in the shape of the cross section perpendicular to the axis, and are substantially similar to each other, The same numbers are assigned and the description thereof is omitted (the same applies to each of the following embodiments.
The same numbers are given and explanations are omitted). In the case of this turbine impeller 1a, the turbine blade 4y (not shown in the drawing, but the same applies to the turbine blade 4x) is not trapezoidal in cross section, and both sides of the tip end are parallel to each other. Since the wall thickness becomes insufficient, only the root portion is formed so that the wall thickness increases toward the shaft core portion as shown in FIG. In this way, by increasing the wall thickness of only the root portions of the turbine blades 4x, 4y, it is possible to suppress an increase in centrifugal force due to the increase in the wall thickness of the turbine blades 4x, 4y. Therefore, it is considered that the natural frequency of the turbine blades 4x and 4y can be increased without causing a problem in strength and aerodynamics.
【0010】図6は、本発明の第三実施例に係る分割形
ラジアルタービンインペラ1bを示し、タービンブレー
ド4x,4yの分割面の角部にテーパ部7,アール部8
が設けてある。タービンブレード4x,4yが、加工
上、強度上十分な厚みを有するならば、突部5,切りみ
部6をタービンブレード4x,4yの先端部まで設け、
さらに上記テーパ部7,アール部8を設けることによっ
て、分割面、即ち接合箇所、特にタービンブレード4
x,4yの先端部近傍の接合箇所での段差におけるガス
の流れの乱れによるエネルギ損失を小さくすることがで
きる。なお、図6は、例示的にテーパ部7,アール部8
を示したものであって、タービンブレード4xにアール
部8をタービンブレード4yにテーパ部7を設けてもよ
く、タービンブレード4x,4yの双方共テーパ部7
を、或はアール部8を設けてもよい。FIG. 6 shows a split type radial turbine impeller 1b according to a third embodiment of the present invention, in which a tapered portion 7 and a rounded portion 8 are provided at the corners of the split surfaces of the turbine blades 4x and 4y.
Is provided. If the turbine blades 4x, 4y have a sufficient thickness in terms of processing and strength, the protrusions 5 and the cutouts 6 are provided up to the tips of the turbine blades 4x, 4y,
Further, by providing the taper portion 7 and the rounded portion 8, the dividing surface, that is, the joining portion, particularly the turbine blade 4
It is possible to reduce the energy loss due to the turbulence of the gas flow at the step at the joint near the tips of x and 4y. Note that FIG. 6 exemplarily shows the tapered portion 7 and the rounded portion 8.
The turbine blade 4x may be provided with a rounded portion 8 and the turbine blade 4y may be provided with a tapered portion 7, and both the turbine blades 4x and 4y may be provided with a tapered portion 7.
Alternatively, the rounded portion 8 may be provided.
【0011】図7,8は、本発明の第四実施例に係る分
割形ラジアルタービンインペラ1cを示し、分割したタ
ービンブレード4x,4yのうちの一方、本実施例で
は、断面略台形の大径側タービンブレード4xの分割面
の付根部近傍において、矢印Dで示す回転方向の前方側
の側面が面一となるように突部5aが、タービンブレー
ド4x,4yのうちの他方、本実施例では、断面略台形
の小径側タービンブレード4yの分割面の付根部近傍に
おいて、上記回転方向の後方側に突部5aと凹凸逆形状
の切込み部6aが形成してある。そして、切込み部6a
内に突部5aを位置させることにより、タービンブレー
ド4x,4y同志を接合してある。このように、タービ
ンブレード4x,4yの片面に突部5a,切込み部6a
を形成することにより、加工が容易になる。7 and 8 show a split type radial turbine impeller 1c according to a fourth embodiment of the present invention. One of the split turbine blades 4x and 4y, in this embodiment, a large diameter with a substantially trapezoidal cross section. In the vicinity of the root portion of the split surface of the side turbine blade 4x, the protrusion 5a is provided on the other side of the turbine blades 4x, 4y so that the side surface on the front side in the rotation direction indicated by the arrow D is flush with the other side. In the vicinity of the root of the split surface of the small-diameter turbine blade 4y having a substantially trapezoidal cross section, a projection 5a and a recessed portion 6a having an inverted concavo-convex shape are formed on the rear side in the rotation direction. And the notch 6a
The turbine blades 4x and 4y are joined together by positioning the protrusion 5a therein. Thus, the protrusion 5a and the cut 6a are formed on one surface of the turbine blades 4x and 4y.
By forming the, the processing becomes easy.
【0012】図9,10は、本発明の第五実施例に係る
分割形ラジアルタービンインペラ1dを示し、タービン
ブレード4x,4yに切込み部6bを設けて、この切込
み部6b内にピン9を嵌入させることにより、タービン
ブレード4x,4y同志を接合してある。 そして、こ
のように形成することにより、加工が容易になる。9 and 10 show a split type radial turbine impeller 1d according to a fifth embodiment of the present invention, in which a cut portion 6b is provided in the turbine blades 4x and 4y, and a pin 9 is fitted into the cut portion 6b. By doing so, the turbine blades 4x and 4y are joined together. And by forming in this way, processing becomes easy.
【0013】図11、12は、本発明の第六実施例に係
る分割形ラジアルタービンインペラ1eを示し、分割し
たタービンブレード4x,4yのうちの一方、本実施例
では、断面略台形の大径側タービンブレード4xの分割
面の付根部近傍にテーパを付した断面断面形状の突部5
cが、タービンブレード4x,4yのうちの他方、本実
施例では、断面略台形の小径側タービンブレード4yの
分割面の付根部近傍に、上記突部5cと凹凸逆形状の切
込み部6cが形成してある。そして、切込み部6c内に
突部5c位置させることにより、タービンブレード4
x,4y同志を接合してある。このように、突部5cを
テーパを付した断面形状にし、かつ切込み部6cを突部
5cと凹凸逆形状にすることにより、組立てが容易にな
る。11 and 12 show a split type radial turbine impeller 1e according to a sixth embodiment of the present invention. One of the split turbine blades 4x and 4y, in this embodiment, a large diameter with a substantially trapezoidal cross section. Projection 5 having a cross-sectional cross-section that is tapered near the root of the split surface of the side turbine blade 4x
c is the other of the turbine blades 4x and 4y, and in the present embodiment, in the vicinity of the root of the split surface of the small-diameter side turbine blade 4y having a substantially trapezoidal cross section, the protrusion 5c and the notch 6c having an uneven shape are formed. I am doing it. Then, by positioning the protrusion 5c in the cut portion 6c, the turbine blade 4
The x and 4y comrades are joined. As described above, the protrusion 5c has a tapered cross-sectional shape, and the notch 6c has a concave-convex shape reverse to that of the protrusion 5c, which facilitates assembly.
【0014】なお、本発明は上記実施例に限定するもの
でなく、第五実施例を除く上記各実施例とは逆に、突部
5,5a,5cをタービンブレード4yに、切込み部
6,6a,6cタービンブレード4xに設けるようにし
てもよい。また、本発明は、タービンディスク2x,2
yの接合構造について何等限定するものでなく、上記各
実施例において示したピン接合のものの他、例えば上述
したツースカップリングにより接合したものであっても
よい。The present invention is not limited to the above-mentioned embodiment, and contrary to the above-mentioned embodiments except the fifth embodiment, the projections 5, 5a, 5c are formed in the turbine blade 4y, and the notch 6, You may make it provide in 6a, 6c turbine blade 4x. Further, the present invention is directed to turbine disks 2x, 2
The joint structure of y is not limited in any way, and may be the pin joint shown in each of the above embodiments, or the above-mentioned tooth coupling.
【0015】[0015]
【発明の効果】以上の説明より明らかなように、本発明
によれば、大径側タービンブレードと小径側タービンブ
レードとを、突部と、この突部と凹凸逆形状の切込み部
との組合わせ、或は切込み部とこの中に嵌入するピンと
の組合わせのうちの少なくともいずれか一方の組合わせ
によって接合して形成してある。このため、分割したタ
ービンブレード同志が一体的となり、タービンブレード
の固有振動数が大きくなり、タービンブレードの共振に
よる破損が回避でき、かつ分割したタービンブレード間
の隙間も小さくなるため、タービンインペラの効率向上
が可能になる等の効果を奏する。As is apparent from the above description, according to the present invention, the large-diameter side turbine blade and the small-diameter side turbine blade are provided with a projection and a combination of the projection and a notch having an inverted concavo-convex shape. They are joined to each other or formed by joining at least one of the combination of the cut portion and the pin fitted therein. For this reason, the divided turbine blades are integrated, the natural frequency of the turbine blades increases, damage due to resonance of the turbine blades can be avoided, and the gap between the divided turbine blades also becomes small, so the efficiency of the turbine impeller is reduced. There is an effect such as an improvement.
【図1】 本発明の第一実施例に係るラジアルタービン
インペラの軸平行半断面図である。FIG. 1 is an axially parallel half sectional view of a radial turbine impeller according to a first embodiment of the present invention.
【図2】 図1のII−II線断面図である。FIG. 2 is a sectional view taken along line II-II of FIG.
【図3】 図2のIII−III線断面図である。FIG. 3 is a sectional view taken along line III-III in FIG.
【図4】 最大励振曲線とラジアルタービンインペラの
固有振動数との関係を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing a relationship between a maximum excitation curve and a natural frequency of a radial turbine impeller.
【図5】 本発明の第二実施例に係るラジアルタービン
インペラのタービンブレード部の軸直角断面図である。FIG. 5 is a cross-sectional view of a turbine blade portion of a radial turbine impeller according to a second embodiment of the present invention, taken along a plane perpendicular to the axis.
【図6】 本発明の第三実施例に係るラジアルタービン
インペラのタービンブレード部の軸平行断面図である。FIG. 6 is an axially parallel sectional view of a turbine blade portion of a radial turbine impeller according to a third embodiment of the present invention.
【図7】 本発明の第四実施例に係るラジアルタービン
インペラの軸平行半断面図である。FIG. 7 is an axially parallel half sectional view of a radial turbine impeller according to a fourth embodiment of the present invention.
【図8】 図7のVIII−VIII線断面図である。8 is a sectional view taken along line VIII-VIII of FIG.
【図9】 本発明の第五実施例に係るラジアルタービン
インペラの軸平行半断面図である。FIG. 9 is an axially parallel half sectional view of a radial turbine impeller according to a fifth embodiment of the present invention.
【図10】 図9のX−X線断面図である。10 is a cross-sectional view taken along line XX of FIG.
【図11】 本発明の第六実施例に係るラジアルタービ
ンインペラの軸平行半断面図である。FIG. 11 is an axially parallel half sectional view of a radial turbine impeller according to a sixth embodiment of the present invention.
【図12】 図11のXII−XII線断面図である。12 is a sectional view taken along line XII-XII in FIG.
【図13】 従来形のタービンインペラの軸平行半断面
図である。FIG. 13 is an axially parallel half-section of a conventional turbine impeller.
【図14】 高比速度形のタービンインペラの軸平行半
断面図である。FIG. 14 is a half parallel sectional view of a high specific speed type turbine impeller.
【図15】 従来の高比速度形のピン接合によるタービ
ンインペラの軸平行半断面図である。FIG. 15 is an axially parallel half cross-sectional view of a conventional high specific speed type pin joint turbine impeller.
【図16】 従来の高比速度形のツースカップリングに
よるタービンインペラの軸平行半断面図である。FIG. 16 is an axially parallel half cross-sectional view of a turbine impeller using a conventional high specific speed tooth coupling.
1,1a,1b,1c,1d,1e,1f タービンイ
ンペラ 4x,4y タービンブレード 5,5a,5c 突部 6,6a,6b,6c 切込み部 9 ピン1,1a, 1b, 1c, 1d, 1e, 1f Turbine impeller 4x, 4y Turbine blade 5,5a, 5c Projection 6,6a, 6b, 6c Cut 9 pin
Claims (1)
ンブレードとを、突部と、この突部と凹凸逆形状の切込
み部との組合わせ、或は切込み部とこの中に嵌入するピ
ンとの組合わせのうちの少なくともいずれか一方の組合
わせによって接合したことを特徴とする分割形ラジアル
タービンインペラ。1. A large-diameter side turbine blade and a small-diameter side turbine blade are combined with a protrusion and a notch having a concave-convex shape, or a notch and a pin fitted therein. A split type radial turbine impeller characterized by being joined by a combination of at least one of the combinations.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP31433391A JPH05149103A (en) | 1991-11-28 | 1991-11-28 | Divided type radial turbine impeller |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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JP31433391A JPH05149103A (en) | 1991-11-28 | 1991-11-28 | Divided type radial turbine impeller |
Publications (1)
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JPH05149103A true JPH05149103A (en) | 1993-06-15 |
Family
ID=18052072
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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JP31433391A Pending JPH05149103A (en) | 1991-11-28 | 1991-11-28 | Divided type radial turbine impeller |
Country Status (1)
Country | Link |
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JP (1) | JPH05149103A (en) |
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- 1991-11-28 JP JP31433391A patent/JPH05149103A/en active Pending
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