JPH10131895A - Scroll casing for centrifugal compressor - Google Patents
Scroll casing for centrifugal compressorInfo
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- JPH10131895A JPH10131895A JP28822396A JP28822396A JPH10131895A JP H10131895 A JPH10131895 A JP H10131895A JP 28822396 A JP28822396 A JP 28822396A JP 28822396 A JP28822396 A JP 28822396A JP H10131895 A JPH10131895 A JP H10131895A
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、遠心圧縮機の渦巻
ケーシングの改善に係り、特に吐出ガスの圧損を抑制し
ながら、渦巻ケーシングのガス吐出ノズルの長さを短く
することを可能ならしめるようにした遠心圧縮機の渦巻
ケーシングの技術分野に属する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an improvement in a spiral casing of a centrifugal compressor, and more particularly, to reducing the length of a gas discharge nozzle of a spiral casing while suppressing pressure loss of a discharge gas. In the technical field of spiral casings for centrifugal compressors.
【０００２】[0002]
【従来の技術】周知のとおり、遠心圧縮機では、ガスの
圧縮効率を向上させるために種々の工夫がなされてい
る。ところで、このような工夫の中で、例えばインペラ
から渦巻ケーシング内に流出する圧縮ガスの速度エネル
ギーを高効率で圧力エネルギーに変換し得るようにした
ものが、例えば特開平６−３３８９８号公報に開示され
ている。以下、上記遠心圧縮機を、その軸方向断面図の
図３（ａ）と、図３（ａ）をＢ矢印方向から見た模式的
断面構成説明図の図３（ｂ）とを参照しながら、同明細
書に記載されている同一名称ならびに同一符号を以て説
明する。2. Description of the Related Art As is well known, various improvements have been made in centrifugal compressors in order to improve the gas compression efficiency. By the way, among such contrivances, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-33898 discloses a device that can convert the velocity energy of compressed gas flowing out of an impeller into a spiral casing into pressure energy with high efficiency. Have been. Hereinafter, the centrifugal compressor will be described with reference to FIG. 3 (a) of an axial sectional view thereof and FIG. 3 (b) of a schematic sectional configuration explanatory view of FIG. 3 (a) viewed from the direction of arrow B. , Are described using the same names and the same reference numerals described in the same specification.
【０００３】即ち、図に示す符号２０はコレクターで、
このコレクター２０はトロイド状のハウジング２２を含
み、このハウジング２２の内側半径方向壁２６には円周
方向に開口する入口開口が設けられている。この入口開
口は、その一端の軸方向の断面高さが、流体（ガス）が
ハウジング２２の断面に対して接線方向から入るように
構成されている。なお、図３（ｂ）中の符号３２は出口
ダクト入口であり、また符号３４は出口ダクトとコレク
ター２０の外側半径方向壁とで形成される鋭角交差部で
ある。[0003] That is, reference numeral 20 shown in the figure is a collector,
The collector 20 includes a toroidal housing 22 with an inner radial wall 26 having an inlet opening that opens circumferentially. The inlet opening is configured such that one end thereof has an axial cross-sectional height such that a fluid (gas) enters the cross-section of the housing 22 from a tangential direction. Reference numeral 32 in FIG. 3B denotes an exit duct entrance, and reference numeral 34 denotes an acute intersection formed by the exit duct and the outer radial wall of the collector 20.
【０００４】流体をハウジング２２の断面に対して接線
方向からコレクター２０に入る構成にすることにより、
流体の流れの速度はコレクター２０の外側の半径方向壁
に到達する前に部分的に減速されるので、その速度の幾
分かが静圧を増大させる。また、接線方向からの流体の
流入によりコレクター２０断面内の旋回流れが増長さ
れ、それぞれがコレクター２０の内壁をスイープするの
で壁の境界層の厚みが減少する。これにより、コレクタ
ー２０内の接線方向流れが安定化され、壁からの流れの
分離が抑制されると共に、流れ摩擦損失が減少する。[0004] By configuring the fluid to enter the collector 20 tangentially to the cross section of the housing 22,
Some of the velocity increases the static pressure, as the velocity of the fluid flow is partially reduced before reaching the outer radial wall of the collector 20. In addition, the inflow of fluid from the tangential direction increases the swirling flow in the cross section of the collector 20 and sweeps the inner wall of the collector 20, thereby reducing the thickness of the boundary layer of the wall. This stabilizes the tangential flow in the collector 20, reduces flow separation from the wall, and reduces flow friction losses.
【０００５】[0005]
【発明が解決しようとする課題】上記構成になるコレク
ターを有する遠心圧縮機によれば、インペラから渦巻ケ
ーシング内に流出する圧縮ガスの速度エネルギーを高効
率で圧力エネルギーに変換することができるので、極め
て有用であると考えられる。しかしながら、吐出ガスの
圧損を抑制するために、渦巻ケーシングのガス吐出ノズ
ルの長さを短くすることができず、渦巻ケーシングが大
型になるという解決すべき課題がある。つまり、渦巻ケ
ーシングのガス吐出ノズルの長さを短くするためには、
その広がり角度を大きくすれば良いのであるが、広がり
角度を大きくすると、境界層の剥離により乱流が生じて
吐出ガスの圧損が大きくなり、遠心圧縮機の効率の低下
を余儀なくされてしまうからである。According to the centrifugal compressor having the collector described above, the velocity energy of the compressed gas flowing out of the impeller into the spiral casing can be efficiently converted into pressure energy. It is considered very useful. However, in order to suppress the pressure loss of the discharge gas, the length of the gas discharge nozzle of the spiral casing cannot be shortened, and there is a problem to be solved in that the spiral casing becomes large. In other words, in order to shorten the length of the gas discharge nozzle of the spiral casing,
It is sufficient to increase the spread angle, but if the spread angle is increased, turbulence occurs due to separation of the boundary layer, the pressure loss of the discharged gas increases, and the efficiency of the centrifugal compressor must be reduced. is there.
【０００６】以下、渦巻ケーシングのガス吐出ノズルの
長さを短くすることができない理由をより詳しく説明す
る。即ち、渦巻ケーシングのガス吐出ノズルには、ガス
旋回流路から流入するガスの流速を、ガス吐出ノズルの
ガス出口よりも下流側のガス排出管内における管内摩擦
損失を少なくするために、４０ｍ／ｓ以下程度の流速に
するという役割がある。ところで、このガス吐出ノズル
の効率（η）を最高にするためには、例えば横軸にガス
吐出ノズルの広がり角度２θ（ｄｅｇ）をとり、縦軸に
効率ηをとって示す、ガス吐出ノズルの広がり角度と効
率との関係説明図の図４に示すように、ガス吐出ノズル
の広がり角度２θを１０°前後にする必要がある。Hereinafter, the reason why the length of the gas discharge nozzle of the spiral casing cannot be reduced will be described in more detail. That is, the gas flow rate of the gas flowing from the gas swirling flow path is set to 40 m / s in the gas discharge nozzle of the spiral casing in order to reduce the friction loss in the gas discharge pipe downstream of the gas outlet of the gas discharge nozzle. It has the role of keeping the flow rate below. By the way, in order to maximize the efficiency (η) of the gas discharge nozzle, the horizontal axis indicates the spread angle 2θ (deg) of the gas discharge nozzle, and the vertical axis indicates the efficiency η. As shown in FIG. 4 illustrating the relationship between the spread angle and the efficiency, the spread angle 2θ of the gas discharge nozzle needs to be about 10 °.
【０００７】ところが、ガス吐出ノズルの広がり角度２
θを１０°前後にすると、ガス吐出ノズルの全長が長く
なり、渦巻ケーシング全体の大きさが大きくなってしま
う。ここで、ガス吐出ノズルのガス入口直後の内径がｄ
1 、そのガス出口直後の内径がｄ2 、そのガス入口直後
の断面積がＡ1 、そのガス出口直後の断面積がＡ2、そ
のガス入口直後のガス流速がｖ1 、そのガス出口直後の
ガス流速がｖ2 、その全長がＬ、その広がり角度が２θ
であるとして、渦巻ケーシング本体からガス吐出ノズル
のガス入口に流入する８０ｍ／ｓのガスの流速を、その
ガス出口において４０ｍ／ｓに減速する場合を、ガスの
圧縮性を無視して考える。However, the spread angle of the gas discharge nozzle is 2
When θ is about 10 °, the total length of the gas discharge nozzle becomes longer, and the size of the entire spiral casing becomes larger. Here, the inner diameter of the gas discharge nozzle immediately after the gas inlet is d.
1 , the inner diameter immediately after the gas outlet is d 2 , the cross-sectional area immediately after the gas inlet is A 1 , the cross-sectional area immediately after the gas outlet is A 2 , the gas flow velocity immediately after the gas inlet is v 1 , The gas flow velocity is v 2 , its total length is L, and its spread angle is 2θ
In the case where the flow velocity of the gas of 80 m / s flowing from the spiral casing body to the gas inlet of the gas discharge nozzle is reduced to 40 m / s at the gas outlet, the gas compressibility is ignored.
【０００８】上記条件からｖ2 ＝（１／２）・ｖ1 であ
り、また流量Ｑ＝Ａ1 ・ｖ1 ＝Ａ2・ｖ2 である。そし
て、Ａ1 ＝（π／４）・ｄ1 2 、Ａ2 ＝（π／４）・ｄ
2 2であるから、ｄ1 2 ＝（１／２）ｄ2 2 となり、ｄ
2 ≒１．４ｄ1 となる。いま、ガス吐出ノズルの広がり
角度２θが１０°であるとすると、このガス吐出ノズル
の全長Ｌは、以下のとおりとなる。 Ｌ＝｛（１／２）（ｄ2 −ｄ1 ）｝／ｔａｎθ ＝｛（１／２）（１．４−１）ｄ1 ｝／ｔａｎ５° ＝０．２ｄ1 ／０．０８７５≒２２ｄ1 上記のとおり、効率の良いガス吐出ノズルを設計しよう
とすれば、このガス吐出ノズルの全長Ｌをガス入口直後
の内径ｄ1 の２２倍以上にしなければならないので、渦
巻ケーシングが必然的に大型になってしまうことにな
る。From the above conditions, v 2 = (１ ／) · v 1 and the flow rate Q = A 1 · v 1 = A 2 · v 2 . Then, A 1 = (π / 4 ) · d 1 2, A 2 = (π / 4) · d
Since 2 2 , d 1 2 = (１ ／) d 2 2 , and d 2
A 2 ≒ 1.4d 1. Now, assuming that the spread angle 2θ of the gas discharge nozzle is 10 °, the total length L of the gas discharge nozzle is as follows. L = {(1/2) (d 2 -d 1)} / tanθ = {(1/2) (1.4-1) d 1} / tan5 ° = 0.2d 1 /0.0875≒22d 1 as described above, if an attempt designing a good gas discharge nozzle efficiency, the overall length L of the gas discharge nozzle since they must be more than 22 times the inner diameter d 1 immediately after the gas inlet, a spiral casing inevitably large It will be.
【０００９】従って、本発明は、吐出ガスの圧損を大き
くすることなく、渦巻ケーシングのガス吐出ノズルの全
長を短くすることを可能ならしめる遠心圧縮機の渦巻ケ
ーシングの提供を目的とする。Accordingly, an object of the present invention is to provide a spiral casing of a centrifugal compressor which makes it possible to shorten the entire length of a gas discharge nozzle of the spiral casing without increasing the pressure loss of the discharge gas.
【００１０】[0010]
【課題を解決するための手段】本発明は、上記実情に鑑
みてなされたものであって、従って上記課題を解決する
ために、本発明の請求項１に係る遠心圧縮機の渦巻ケー
シングが採用した手段は、流路断面が広い側のガス出口
(2b)側にガス排出管(6) が接続される末広がり筒状のガ
ス吐出ノズル(2) を備え、旋回開始部からガス吐出ノズ
ル(2) のガス入口(2a)に近づくにつれて次第に断面積が
広くなってこのガス吐出ノズル(2) のガス入口(2a)に連
なるガス旋回流路(4) を備えてなる遠心圧縮機の渦巻ケ
ーシングにおいて、前記ガス吐出ノズル(2) と前記ガス
旋回流路(4) とを隔てるガス吐出ノズル(2) のガス入口
(2a)付近の隔壁(3) に、これらガス吐出ノズル(2) とガ
ス旋回流路(4) とを連通させる複数のガス吸出し孔(5)
を設けたことを特徴とするものである。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above circumstances, and in order to solve the above problems, a spiral casing of a centrifugal compressor according to claim 1 of the present invention is employed. The gas outlet on the side where the flow path cross section is wide
A divergent tubular gas discharge nozzle (2) to which a gas discharge pipe (6) is connected is provided on the (2b) side, and the cross-sectional area gradually increases as it approaches the gas inlet (2a) of the gas discharge nozzle (2) from the turning start point. The centrifugal compressor has a swirl casing provided with a gas swirl passage (4) connected to the gas inlet (2a) of the gas discharge nozzle (2). Gas inlet of gas discharge nozzle (2) separating from channel (4)
A plurality of gas suction holes (5) connecting the gas discharge nozzle (2) and the gas swirling flow path (4) to a partition (3) near (2a).
Is provided.
【００１１】また、上記課題を解決するために、本発明
の請求項２に係る遠心圧縮機の渦巻ケーシングが採用し
た手段は、請求項１に記載の遠心圧縮機の渦巻ケーシン
グにおいて、前記ガス吐出ノズル(2) の前記隔壁(3) よ
りも渦巻ケーシング(1) の中心から離れた側の広がり角
度を０°にし、広がり角度を隔壁(3) 側だけにしたこと
を特徴とするものである。According to a second aspect of the present invention, there is provided a centrifugal compressor having a spiral casing according to the first aspect of the present invention. The spread angle of the nozzle (2) on the side farther from the center of the spiral casing (1) than the partition wall (3) is set to 0 °, and the spread angle is only on the partition wall (3) side. .
【００１２】[0012]
【発明の実施の形態】ところで、円錐ディフューザの境
界層の吸出し流量比と損失係数（ψ）との関係が知られ
ている。これは、１９６０年代に古屋らにより行われた
もので、図５に示す通りである。即ち、円錐ディフュー
ザの入口付近で、主流流量の２〜３％程度の吸出しを行
えば、このディフューザの広がり角度２θが５０°であ
っても損失を０．２以下に抑えることができ、効率を９
０％以上にすることができるとしている。なお、この円
錐ディフューザの境界層吸出し量と損失係数との関係に
ついては、「ターボ流体機械とディフューザ（桜井照男
著、昭和５８年９月初版、Ｐ５９、Ｐ１２１）」に記載
されている。DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS It is known that the relationship between the suction flow rate ratio of the boundary layer of a conical diffuser and the loss coefficient (ψ) is known. This was performed by Furuya et al. In the 1960s and is as shown in FIG. That is, if the suction is performed at about 2 to 3% of the main flow rate near the inlet of the conical diffuser, the loss can be suppressed to 0.2 or less even if the spread angle 2θ of the diffuser is 50 °, and the efficiency is reduced. 9
It is said that it can be 0% or more. The relationship between the boundary layer suction volume of this conical diffuser and the loss coefficient is described in “Turbo Fluid Machinery and Diffuser (Terio Sakurai, First Edition September 1983, P59, P121)”.
【００１３】上記吸出し装置は、その断面構成説明図の
図６に示すように構成されている。即ち、外管１１内に
ガスが流される内管１２が同心に配設され、この外管１
１の先端の開口端には、前記内管１２の外径よりも大き
な内径のガス通過穴１３ａを有する穴付き円板１３が固
着されると共に、この穴付き円板１３に、外径が前記外
筒の内径より小径であって、かつ内径が前記穴付き円板
１３のガス通過穴１３ａの径より大径のガス排出管１４
が固着されている。The above-described suction device is configured as shown in FIG. That is, the inner pipe 12 through which gas flows is disposed concentrically in the outer pipe 11.
A disc 13 having a gas passage hole 13a having an inner diameter larger than the outer diameter of the inner pipe 12 is fixedly attached to the open end of the tip of the inner pipe 12, and the outer diameter of the disc 13 having the hole is A gas discharge pipe 14 whose diameter is smaller than the inner diameter of the outer cylinder and whose inner diameter is larger than the diameter of the gas passage hole 13a of the disk 13 with holes.
Is fixed.
【００１４】つまり、図６中において破線で示すよう
に、内管１２からガス排出管１４内に末広がり状態とな
って流入するガスの一部を、黒矢印で示すように、内管
１２の先端と穴付き円板１３のガス通過穴１３ａとの間
に形成された隙間から外管１１と内管１２との間に形成
されている空間１５内に吸出すように構成したものであ
る。なお、これら外管１１、内管１２およびガス排出管
１４は全てストレート管である。That is, as shown by a broken line in FIG. 6, a part of the gas flowing in a divergent state from the inner pipe 12 into the gas discharge pipe 14 is partly cut off as shown by a black arrow. And a space formed between the outer tube 11 and the inner tube 12 from a gap formed between the inner tube 12 and the gas passage hole 13a of the disc 13 with holes. The outer pipe 11, the inner pipe 12, and the gas discharge pipe 14 are all straight pipes.
【００１５】発明者等は、以上のことを、遠心圧縮機の
渦巻ケーシングのガス吐出ノズルに適用すれば、例えガ
ス吐出ノズルが末広がり筒状であったとしても、その全
長を大幅に短くすることができ、渦巻ケーシングの小型
化が可能になると考えて本発明をなしたものである。If the present inventors apply the above to a gas discharge nozzle of a spiral casing of a centrifugal compressor, even if the gas discharge nozzle has a divergent cylindrical shape, the overall length can be significantly reduced. The present invention has been made on the assumption that the spiral casing can be downsized.
【００１６】以下、本発明の実施の形態１に係る遠心圧
縮機の渦巻ケーシングを、その平面断面図の図１（ａ）
と、図１（ａ）のＡ部拡大図の図１（ｂ）とを参照しな
がら説明する。Hereinafter, a spiral casing of a centrifugal compressor according to Embodiment 1 of the present invention will be described with reference to FIG.
And FIG. 1B, which is an enlarged view of a portion A in FIG. 1A.
【００１７】即ち、図１（ａ）に示す符号１は、遠心圧
縮機の渦巻ケーシングであって、この渦巻ケーシング１
のガスの出口側には、ガス出口２ｂ側にガス排出管６が
接続されるガス吐出ノズル２が形成されている。そし
て、この渦巻ケーシング１は旋回開始部の隔壁３からガ
ス吐出ノズル２のガス入口２ａに近づくにつれて次第に
断面積が広くなり、ガス入口２ａに連なるガス旋回流路
４を備えている。前記ガス吐出ノズル２は、広がり角度
２θでガス出口２ｂ側になるほど内径が大きくなるよう
に形成されている。さらに、図１（ｂ）に示すように、
隔壁３には、前記ガス旋回流路４とガス吐出ノズル２と
を連通させる複数のガス吸出し孔５（この実施の形態で
は３個である。）が設けられている。なお、ガス吸出し
孔５の数は適宜設定されるもので、その数には限定され
るものではない。That is, reference numeral 1 shown in FIG. 1A denotes a spiral casing of a centrifugal compressor.
On the gas outlet side, a gas discharge nozzle 2 to which a gas discharge pipe 6 is connected on the gas outlet 2b side is formed. The spiral casing 1 has a gas swirling flow path 4 that gradually increases in cross-sectional area as it approaches the gas inlet 2a of the gas discharge nozzle 2 from the partition 3 at the swirling start portion, and is connected to the gas inlet 2a. The gas discharge nozzle 2 is formed such that the inner diameter becomes larger as the gas discharge nozzle 2 approaches the gas outlet 2b at the spread angle 2θ. Further, as shown in FIG.
The partition 3 is provided with a plurality of gas suction holes 5 (three in this embodiment) for communicating the gas swirling flow path 4 with the gas discharge nozzle 2. In addition, the number of the gas suction holes 5 is appropriately set, and is not limited to the number.
【００１８】以下、上記構成になる遠心圧縮機の渦巻ケ
ーシング１の作用態様を説明する。即ち、図示しないイ
ンペラの回転によりガスが圧縮されて渦巻ケーシング１
のガス旋回流路４に流入し、次いでガス旋回流路４に流
入したガスはガス吐出ノズル２のガス入口２ａに流入し
てガス出口２ｂからガス排出管６内に流出するが、この
ガス吐出ノズル２のガス入口２ａ付近の隔壁３に沿って
形成されるガスの境界層はガス吸出し孔５を通してガス
旋回流路４内に吸出されるので、圧損の要因となる境界
層の剥離に起因する乱流の発生が抑制される。The operation of the spiral casing 1 of the centrifugal compressor having the above configuration will be described below. That is, the gas is compressed by the rotation of an impeller (not shown) and the spiral casing 1
The gas flowing into the gas swirling flow path 4 and then flowing into the gas swirling flow path 4 flows into the gas inlet 2a of the gas discharge nozzle 2 and flows out of the gas outlet 2b into the gas discharge pipe 6. The boundary layer of the gas formed along the partition wall 3 near the gas inlet 2a of the nozzle 2 is sucked into the gas swirl flow path 4 through the gas suction holes 5, and thus is caused by separation of the boundary layer which causes a pressure loss. Turbulence is suppressed.
【００１９】このことは、ガス吐出ノズル２の広がり角
度２θを大きくしても、吐出ガスの圧損を抑制し得るこ
とを意味する。従って、効率を犠牲にすることなくガス
吐出ノズル２の全長を短くすることができるので、渦巻
ケーシング１の小型化が可能になり、遠心圧縮機の小型
化に大いに寄与することができる。This means that even if the spread angle 2θ of the gas discharge nozzle 2 is increased, the pressure loss of the discharge gas can be suppressed. Therefore, the overall length of the gas discharge nozzle 2 can be shortened without sacrificing efficiency, so that the spiral casing 1 can be downsized, which can greatly contribute to downsizing of the centrifugal compressor.
【００２０】次に、本発明の実施の形態２に係る遠心圧
縮機の渦巻ケーシングを、その平面断面図の図２を参照
しながら、上記実施の形態１と同一のもの並びに同一機
能を有するものに同一符号を付して、上記実施の形態１
と相違する点についてだけ説明すると、本実施の形態２
に係る遠心圧縮機の渦巻ケーシング１は、同図から良く
理解されるように、ガス吐出ノズル２の隔壁３側よりも
渦巻ケーシング１の中心から離れた側の内壁の広がり角
度を０°にし、広がり角度を隔壁３側だけにしたもの
で、他は上記実施の形態１と全く同構成になるものであ
る。Next, a spiral casing of a centrifugal compressor according to a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the first embodiment,
Only the differences from the second embodiment will be described.
As is well understood from the figure, the spiral casing 1 of the centrifugal compressor according to (1) sets the spread angle of the inner wall of the gas discharge nozzle 2 on the side farther from the center of the spiral casing 1 than the partition wall 3 side to 0 °, The divergence angle is only on the partition wall 3 side, and the other configuration is exactly the same as that of the first embodiment.
【００２１】以下、本実施の形態２に係る渦巻ケーシン
グ１の作用態様を説明すると、ガス吐出ノズル２の隔壁
３側よりも渦巻ケーシング１の中心から離れた広がり角
度０°の側の内壁には乱流が発生しないので圧損が生じ
ることがなく、一方隔壁３側ではガスの境界層をガス吸
出し孔５を通してガス旋回流路４内に吸出して圧損の要
因となる境界層の剥離に起因する乱流の発生を防止する
ことができる。従って、ガス吐出ノズル２の広がり角度
θが大きくても圧損が増大することがないので、従来例
に係る遠心圧縮機に比較してガス吐出ノズル２の全長を
短くすることができ、さらに上記実施の形態１よりもガ
ス吐出ノズル２の全長を短くすることができるという効
果がある。The mode of operation of the spiral casing 1 according to the second embodiment will be described below. The inner wall of the gas discharge nozzle 2 on the side with a divergence angle of 0 ° farther from the center of the spiral casing 1 than the partition wall 3 side has Since no turbulent flow is generated, no pressure loss occurs. On the other hand, on the partition wall 3 side, a gas boundary layer is sucked into the gas swirling flow path 4 through the gas suction holes 5 and turbulence caused by separation of the boundary layer causing a pressure loss. The occurrence of flow can be prevented. Accordingly, even if the spread angle θ of the gas discharge nozzle 2 is large, the pressure loss does not increase, so that the total length of the gas discharge nozzle 2 can be reduced as compared with the conventional centrifugal compressor. There is an effect that the total length of the gas discharge nozzle 2 can be made shorter than in the first embodiment.
【００２２】[0022]
【発明の効果】以上詳述したように、本発明の請求項１
または２に係る遠心圧縮機の渦巻ケーシングによれば、
渦巻ケーシングのガス吐出ノズルとガス旋回流路とを隔
てるガス吐出ノズルのガス入口付近の隔壁に、これらガ
ス吐出ノズルとガス旋回流路とを連通させる複数のガス
吸出し孔が設けられていて、これらガス吸出し孔を通し
て、このガス吐出ノズルの隔壁に沿って形成されるガス
の境界層をガス旋回流路に吸出すことができるので、圧
損の要因となる境界層の剥離に起因する乱流の発生を抑
制することができる。従って、吐出ガスの圧損を抑制し
ながら、ガス吐出ノズルの広がり角度を大きくすること
ができるので、従来例に係る遠心圧縮機に比較してガス
吐出ノズルの全長を短くすることができ、遠心圧縮機の
渦巻ケーシングの小型化に大いに寄与することができる
という優れた効果がある。As described in detail above, claim 1 of the present invention
Or according to the spiral casing of the centrifugal compressor according to 2,
A plurality of gas suction holes are provided in the partition near the gas inlet of the gas discharge nozzle that separates the gas discharge nozzle and the gas swirl flow path of the spiral casing from the gas discharge nozzle and the gas swirl flow path. Since the boundary layer of the gas formed along the partition wall of the gas discharge nozzle can be sucked into the gas swirling flow channel through the gas suction holes, turbulence is generated due to separation of the boundary layer which causes a pressure loss. Can be suppressed. Therefore, since the spread angle of the gas discharge nozzle can be increased while suppressing the pressure loss of the discharge gas, the total length of the gas discharge nozzle can be reduced as compared with the centrifugal compressor according to the related art, and the centrifugal compression can be performed. There is an excellent effect that it can greatly contribute to downsizing of the spiral casing of the machine.
【図１】図１（ａ）は本発明の実施の形態１に係る渦巻
ケーシングの平面断面図であり、図１（ｂ）は図１
（ａ）のＡ部拡大図である。FIG. 1A is a cross-sectional plan view of a spiral casing according to Embodiment 1 of the present invention, and FIG.
It is the A section enlarged view of (a).
【図２】本発明の実施の形態２に係る渦巻ケーシングの
平面断面図である。FIG. 2 is a plan sectional view of a spiral casing according to Embodiment 2 of the present invention.
【図３】図３（ａ）は従来例に係る遠心圧縮機の軸方向
断面図であり、図３（ｂ）は図３（ａ）をＢ矢印方向か
ら見た模式的断面構成説明図である。3 (a) is an axial sectional view of a centrifugal compressor according to a conventional example, and FIG. 3 (b) is a schematic sectional configuration explanatory view of FIG. 3 (a) viewed from the direction of arrow B. is there.
【図４】ディフューザの広がり角度と効率との関係説明
図である。FIG. 4 is a diagram illustrating the relationship between the spread angle of the diffuser and the efficiency.
【図５】円錐ディフューザの境界層の吸出し流量比と損
失係数との関係説明図である。FIG. 5 is an explanatory diagram showing a relationship between a suction flow rate ratio and a loss coefficient of a boundary layer of a conical diffuser.
【図６】吸出し装置の断面構成説明図である。FIG. 6 is an explanatory diagram of a cross-sectional configuration of a suction device.
１…渦巻ケーシング ２…ガス吐出ノズル，２ａ…ガス入口，２ｂ…ガス出口 ３…隔壁 ４…ガス旋回流路 ５…ガス吸出し孔 ６…ガス排出管 θ…ガス吐出ノズルの広がり角度 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Spiral casing 2 ... Gas discharge nozzle, 2a ... Gas inlet, 2b ... Gas outlet 3 ... Partition wall 4 ... Gas swirl flow path 5 ... Gas suction hole 6 ... Gas discharge pipe θ ... Spread angle of gas discharge nozzle
Claims (2)
ス排出管(6) が接続される末広がり筒状のガス吐出ノズ
ル(2) を備え、旋回開始部からガス吐出ノズル(2) のガ
ス入口(2a)に近づくにつれて次第に断面積が広くなって
このガス吐出ノズル(2) のガス入口(2a)に連なるガス旋
回流路(4) を備えてなる遠心圧縮機の渦巻ケーシングに
おいて、前記ガス吐出ノズル(2) と前記ガス旋回流路
(4) とを隔てるガス吐出ノズル(2) のガス入口(2a)付近
の隔壁(3) に、これらガス吐出ノズル(2) とガス旋回流
路(4) とを連通させる複数のガス吸出し孔(5) を設けた
ことを特徴とする遠心圧縮機の渦巻ケーシング。A gas discharge nozzle (2) having a divergent cylindrical shape connected to a gas discharge pipe (6) on the side of a gas outlet (2b) having a wide flow path cross section. The spiral casing of a centrifugal compressor having a gas swirling flow path (4) connected to the gas inlet (2a) of the gas discharge nozzle (2) with a gradually increasing cross-sectional area as approaching the gas inlet (2a) of (2). In the gas discharge nozzle (2) and the gas swirl flow path
A plurality of gas suction holes for communicating the gas discharge nozzle (2) and the gas swirling flow path (4) are provided on a partition (3) near the gas inlet (2a) of the gas discharge nozzle (2) separating the gas discharge nozzle (2). (5) A centrifugal compressor spiral casing characterized by having (5).
よりも渦巻ケーシング(1) の中心から離れた側の広がり
角度を０°にし、広がり角度を隔壁(3) 側だけにしたこ
とを特徴とする請求項１に記載の遠心圧縮機の渦巻ケー
シング。2. The partition (3) of the gas discharge nozzle (2).
2. The spiral casing of a centrifugal compressor according to claim 1, wherein the divergent angle of the side of the spiral casing (1) farther from the center than that of the spiral casing is set to 0 [deg.], And the divergent angle is only on the partition (3) side.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP28822396A JPH10131895A (en) | 1996-10-30 | 1996-10-30 | Scroll casing for centrifugal compressor |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP28822396A JPH10131895A (en) | 1996-10-30 | 1996-10-30 | Scroll casing for centrifugal compressor |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH10131895A true JPH10131895A (en) | 1998-05-19 |
Family
ID=17727427
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP28822396A Withdrawn JPH10131895A (en) | 1996-10-30 | 1996-10-30 | Scroll casing for centrifugal compressor |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH10131895A (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100393834B1 (en) * | 2001-01-05 | 2003-08-06 | 삼성엔지니어링 주식회사 | Air intake appartus for air cleaning room |
| US11209015B2 (en) | 2016-07-01 | 2021-12-28 | Ihi Corporation | Centrifugal compressor |
-
1996
- 1996-10-30 JP JP28822396A patent/JPH10131895A/en not_active Withdrawn
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100393834B1 (en) * | 2001-01-05 | 2003-08-06 | 삼성엔지니어링 주식회사 | Air intake appartus for air cleaning room |
| US11209015B2 (en) | 2016-07-01 | 2021-12-28 | Ihi Corporation | Centrifugal compressor |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A300 | Withdrawal of application because of no request for examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A300 Effective date: 20040106 |