JPH11190299A - Turbo machine - Google Patents
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- JPH11190299A JPH11190299A JP36711097A JP36711097A JPH11190299A JP H11190299 A JPH11190299 A JP H11190299A JP 36711097 A JP36711097 A JP 36711097A JP 36711097 A JP36711097 A JP 36711097A JP H11190299 A JPH11190299 A JP H11190299A
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- flow
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、ターボ機械に関
し、特に、比速度が高又は中程度で、高効率でコンパク
トなターボ機械に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a turbomachine, and more particularly to a high-efficiency and compact turbomachine having a high or medium specific speed.
【０００２】[0002]
【従来の技術】例えば、軸流ポンプの流路は、図１０に
示すように、筒状のケーシング１０の内部に、軸線周り
に回転する羽根車１２と、ハブ１４及びディフューザ羽
根１６を有するディフューザ部１８とが設けられて構成
されている。吸込み流路２０からポンプへ吸い込まれた
流体は、羽根車１２の回転運動によりエネルギーを与え
られて全圧力が上昇し、ディフューザ部１８において流
体の旋回速度が減速させられて旋回流の運動エネルギー
を静圧として回収する構造になっている。すなわち、デ
ィフューザ部１８内部では、速度の減速に伴って流れ方
向に静圧が上昇する。2. Description of the Related Art For example, as shown in FIG. 10, a flow path of an axial flow pump has a diffuser 12 having an impeller 12 rotating around an axis, a hub 14 and a diffuser blade 16 inside a cylindrical casing 10. A portion 18 is provided. The fluid sucked into the pump from the suction passage 20 is energized by the rotational motion of the impeller 12 to increase the total pressure, and the swirling speed of the fluid is reduced in the diffuser 18 to reduce the kinetic energy of the swirling flow. It is structured to recover as static pressure. That is, in the diffuser section 18, the static pressure increases in the flow direction as the speed decreases.
【０００３】この時、流路形状が不適切であると、流体
は流れ方向の逆圧力勾配により逆流を生じ、顕著なポン
プ性能の低下を生じる。特に、ターボ機械をコンパクト
化すると、羽根の翼負荷が増大し、逆圧力勾配が増大す
るため、こうした剥離現象を生じやすいことが知られて
おり、ターボ機械の高効率化・コンパクト化を妨げる要
因になっている。At this time, if the shape of the flow path is inappropriate, the fluid flows backward due to a reverse pressure gradient in the flow direction, resulting in a significant reduction in pump performance. In particular, it is known that reducing the size of a turbomachine increases the blade load on the blades and increases the reverse pressure gradient, which is likely to cause such a separation phenomenon, which is a factor that hinders high efficiency and compactness of the turbomachine. It has become.
【０００４】ディフューザ部１８の流路形状は、子午面
形状と羽根形状の両者により定義される。これらの内、
子午面形状はディフューザ流路出入口間の流路断面積変
化を規定するので、ディフューザ内部での適切な減速過
程の実現に大きな影響を及ぼす。斜流ポンプでは、ディ
フューザ部の入口部からディフューザ部最大径部までの
半径増大により、流路幅が一定でも流路断面積は増大す
るため、流路前半部で能率的に流れを減速させることが
できる。[0004] The flow path shape of the diffuser section 18 is defined by both the meridional plane shape and the blade shape. Of these,
The meridional plane shape defines a change in the cross-sectional area of the flow passage between the diffuser flow passage inlet and outlet, and thus has a great effect on realizing an appropriate deceleration process inside the diffuser. In the mixed flow pump, the flow path cross-sectional area increases even if the flow path width is constant due to the increase in radius from the inlet of the diffuser section to the maximum diameter section of the diffuser section. Can be.
【０００５】一方、軸流ポンプに代表される高比速度タ
ーボ機械では、ハブ１４、ケーシング１０ともに、図１
１に示すように、入口２２と最大径部の半径がほぼ一定
の設計を行うため、流れの減速の大半を羽根角度の変化
に依存して行っている。On the other hand, in a high specific speed turbomachine represented by an axial flow pump, both the hub 14 and the casing 10 are shown in FIG.
As shown in FIG. 1, most of the flow deceleration is performed depending on the change in the blade angle in order to design the inlet 22 and the radius of the maximum diameter portion to be almost constant.
【０００６】[0006]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記の
従来の軸流形ターボ機械におけるように、減速作用を羽
根の転向作用だけに依存して行うと、羽根が過負荷とな
り大規模な剥離を発生する可能性がある。例えば、図１
２は、３次元粘性流れ解析により予測した従来の軸流ポ
ンプ羽根面の速度ベクトル図を示すもので、ディフュー
ザ部の羽根負圧面とハブ面とのコーナー部から、大規模
な剥離が生じ、著しくポンプ性能を低下する原因となっ
ていることが確認できる。However, if the deceleration action is performed only by the turning action of the blade as in the above-mentioned conventional axial flow type turbomachine, the blade is overloaded and large-scale separation occurs. there's a possibility that. For example, FIG.
Fig. 2 shows a velocity vector diagram of a conventional axial flow pump blade surface predicted by a three-dimensional viscous flow analysis. It can be confirmed that this is a cause of lowering the pump performance.
【０００７】従って、高負荷化された軸流ポンプでは、
流速が大きいディフューザ部１８の流路前半部で早期に
流れを減速して摩擦損失を低減することができず、高効
率や運転範囲を維持しながら高コンパクト化を実現する
ことは困難であった。[0007] Therefore, in an axial flow pump with a high load,
In the first half of the flow path of the diffuser section 18 having a large flow velocity, the flow could not be decelerated at an early stage to reduce the friction loss, and it was difficult to realize high compactness while maintaining high efficiency and an operating range. .
【０００８】本発明は、軸流ポンプに代表される高比速
度ターボ機械のディフューザ部内部での剥離現象を抑制
し、高比速度ターボ機械の高効率・高コンパクト化を実
現することを目的とするものである。SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to suppress the separation phenomenon inside the diffuser portion of a high specific speed turbo machine represented by an axial flow pump, thereby realizing high efficiency and high compactness of the high specific speed turbo machine. Is what you do.
【０００９】[0009]
【課題を解決するための手段】請求項１に記載の発明
は、筒状のケーシングの内部に、軸線周りに回転する羽
根車と、ハブ及びディフューザ羽根を有するディフュー
ザ部とが設けられたターボ機械において、前記ディフュ
ーザ部は、入口と出口との間の子午面形状が窪みを有す
るように形成され、前記入口から前記窪みまでの間で環
状流路面積が増大していることを特徴とするターボ機械
である。これにより、ケーシングの外径を大きく増大さ
せることなくディフューザ部の流路断面積を増大させ
て、羽根の転向作用に加えてディフューザ部の流路断面
積の増大による減速作用を利用するので、高負荷化され
たターボ機械においても能率的に流れを減速させること
ができる。According to a first aspect of the present invention, there is provided a turbomachine in which a cylindrical casing is provided with an impeller rotating around an axis and a diffuser portion having a hub and diffuser blades. In the turbocharger, the diffuser portion is formed such that a meridional plane between an inlet and an outlet has a depression, and an annular flow path area increases from the entrance to the depression. It is a machine. As a result, the flow path cross-sectional area of the diffuser portion is increased without greatly increasing the outer diameter of the casing. Even in a loaded turbomachine, the flow can be efficiently decelerated.
【００１０】請求項２に記載の発明は、前記窪み位置と
羽根出口との間で環状流路面積が減少していることを特
徴とする請求項１に記載のターボ機械である。According to a second aspect of the present invention, there is provided the turbomachine according to the first aspect, wherein an annular flow passage area is reduced between the recess position and the blade outlet.
【００１１】請求項３に記載の発明は、前記窪みがハブ
面上で生じていることを特徴とする請求項１又は２に記
載のターボ機械である。According to a third aspect of the present invention, there is provided the turbomachine according to the first or second aspect, wherein the depression is formed on a hub surface.
【００１２】請求項４に記載の発明は、前記窪みが前縁
から子午面羽根長さの６０％以下の位置で最大となるこ
とを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載のタ
ーボ機械である。ディフューザ入口での旋回流は早い流
速を有しており、これによる摩擦損失の発生を最小とす
るには、できるだけ早期にディフューザの前半部で減速
を完了させる必要がある。従って、上記構成により、流
速が大きいディフューザ部の流路前半部で早期に流れを
減速して摩擦損失を低減し、効率を向上させることがで
きる。According to a fourth aspect of the present invention, there is provided the turbocharger according to any one of the first to third aspects, wherein the depression is maximum at a position of 60% or less of the length of the meridional blade from the leading edge. It is a machine. The swirling flow at the diffuser inlet has a high flow velocity, and it is necessary to complete the deceleration in the first half of the diffuser as early as possible to minimize the occurrence of friction loss. Therefore, with the above configuration, the flow can be decelerated early in the first half of the flow path of the diffuser portion having a high flow velocity, the friction loss can be reduced, and the efficiency can be improved.
【００１３】請求項５に記載の発明は、前記窪みが最大
となる位置の環状流路の断面積が、ディフューザ部の入
口における環状流路の断面積より大きくその１．２５倍
以下であることを特徴とする請求項１ないし４のいずれ
かに記載のターボ機械である。窪みによる流路面積増大
が過大になると、流れの減速が過剰となり、流れの剥離
を発生する可能性があるので、ハブの窪みが最大となる
位置の環状流路の断面積が、ディフューザ入口における
環状流路の断面積の１．２５倍以下である必要がある。According to a fifth aspect of the present invention, the cross-sectional area of the annular flow path at the position where the depression is maximized is larger than the cross-sectional area of the annular flow path at the inlet of the diffuser portion and is 1.25 times or less. The turbomachine according to any one of claims 1 to 4, characterized in that: If the channel area increase due to the depression becomes excessive, the flow deceleration becomes excessive, and the flow may be separated.Therefore, the cross-sectional area of the annular flow channel at the position where the depression of the hub becomes the maximum is determined at the diffuser inlet. It has to be 1.25 times or less the cross-sectional area of the annular flow path.
【００１４】請求項６に記載の発明は、前記ハブ面の出
口側の半径が入口での半径より小さいことを特徴とする
請求項１ないし５のいずれかに記載のターボ機械であ
る。According to a sixth aspect of the present invention, there is provided the turbomachine according to any one of the first to fifth aspects, wherein a radius of the hub surface on the outlet side is smaller than a radius at the inlet.
【００１５】請求項７に記載の発明は、前記ケーシング
の外径が、ディフューザ部後半部において減少すること
を特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載のター
ボ機械である。According to a seventh aspect of the present invention, there is provided the turbomachine according to any one of the first to sixth aspects, wherein an outer diameter of the casing is reduced in a rear half portion of the diffuser portion.
【００１６】[0016]
【発明の実施の形態】図１は、この発明の１つの実施の
形態の高比速度ターボ機械を示すもので、径が一定の筒
状のケーシング１０の内部に、軸線周りに回転する羽根
車１２と、ハブ１４及びディフューザ羽根１６を有する
ディフューザ部１８とが設けられている。ディフューザ
部１８は、ハブ１４の子午面が、入口２２の半径と出口
２４の半径が同一であり、入口２２と出口２４との間に
おいて窪み２６を有するように形成されている。この窪
み２６は、ディフューザ部１８の全長Ｌgのうち入口か
らＬmの地点で最大になっている。FIG. 1 shows a high specific speed turbomachine according to one embodiment of the present invention. An impeller rotating around an axis is provided inside a cylindrical casing 10 having a constant diameter. 12 and a diffuser portion 18 having a hub 14 and diffuser blades 16 are provided. The diffuser section 18 is formed such that the meridian plane of the hub 14 has the same radius of the inlet 22 and the radius of the outlet 24, and has a recess 26 between the inlet 22 and the outlet 24. The recess 26 is made from the entrance of the total length L g of the diffuser portion 18 to a maximum at a point L m.
【００１７】ディフューザ羽根１６は、従来の場合と同
様に周方向に屈曲した構造である。ディフューザ部１８
の後半部では、境界層が発達した状態にあるため、過度
の減速は流れの剥離を生じるおそれがある。そこで、後
半部では窪ませたハブ１４面を再び入口部２２と同一半
径に戻して、羽根作用だけでゆるやかに減速させるよう
にしている。The diffuser blade 16 has a structure bent in the circumferential direction as in the conventional case. Diffuser section 18
Excessive deceleration can result in flow separation in the latter half of the phase because the boundary layer is in a developed state. Therefore, in the latter half, the depressed hub 14 is returned to the same radius as the inlet 22 again, so that the speed is gradually reduced only by the blade action.
【００１８】図１の軸流ポンプの子午面形状において、
ディフューザ部１８入口、最大窪み位置、出口での流路
面積を、各々Ａ1，Ａ2，Ａ3と定義すると、これらの面
積は次式で与えられる。 Ａ1＝πＤ1Ｂ1，Ａ2＝πＤ2Ｂ2，Ａ3＝πＤ3Ｂ3 Ｄ1＝Ｄ3，Ｂ1＝Ｂ3であるので、Ａ1＝Ａ3である。ま
た、ハブ１４面に窪み２６が設けられているので、Ａ2
＞Ａ1である。この最大窪みの位置、すなわち、最大流
路面積位置Ｌmは、ハブ１４面上での羽根長さＬgに対し
て、６０％位置よりも上流側に位置している。すなわち
Ｌm＜０．６Ｌgとなっており、早期に十分な減速を完了
するようにしている。In the meridional plane shape of the axial pump of FIG.
If the flow channel areas at the entrance, the maximum depression position, and the exit of the diffuser section 18 are defined as A 1 , A 2 , and A 3 respectively, these areas are given by the following equations. Since A 1 = πD 1 B 1 , A 2 = π D 2 B 2 , A 3 = π D 3 B 3 D 1 = D 3 , and B 1 = B 3 , A 1 = A 3 . Also, since the recess 26 is provided on the surface of the hub 14, the A 2
> The A 1. The position of the maximum depression, i.e., the maximum flow area position L m, to the blade length L g of the above hub 14 side is positioned upstream of the 60% position. That has a L m <0.6L g, so that to complete sufficient deceleration quickly.
【００１９】図２は、最大面積比Ａ2／Ａ1によるディフ
ューザ部１８負圧面の流れ状態の変化を流れ解析により
予測したもので、図１において大規模な流れの剥離を生
じていたディフューザ部１８の流れが、適切なハブ窪み
（最大面積比Ａ2／Ａ1＝１．２）により改善され、流れ
の剥離現象が抑制できることが確認できる。また、Ａ2
／Ａ1＝１．３では急速に流れ場が悪化しており、過大
な面積増大は、流路前半部で過大な減速を生じて流れが
剥離することが分かる。FIG. 2 shows a change in the flow state of the suction surface of the diffuser portion 18 due to the maximum area ratio A 2 / A 1 predicted by flow analysis. In FIG. 1, the diffuser portion in which large-scale flow separation occurred in FIG. It can be confirmed that the flow of No. 18 is improved by an appropriate hub depression (maximum area ratio A 2 / A 1 = 1.2), and the flow separation phenomenon can be suppressed. A 2
At / A 1 = 1.3, the flow field deteriorates rapidly, and it can be seen that an excessive increase in the area causes excessive deceleration in the first half of the flow path and the flow is separated.
【００２０】最大面積が効率改善に及ぼす影響を、流れ
解析によるポンプ効率の予測により検討した結果を図３
に示す。この図から明らかなように、最大面積比Ａ2／
Ａ1には最適値が存在し、１．０＜Ａ2／Ａ1＜１．２５
において従来形子午面形状と比較し効率改善が得られ
る。FIG. 3 shows the result of examining the effect of the maximum area on the efficiency improvement by predicting the pump efficiency by flow analysis.
Shown in As is clear from this figure, the maximum area ratio A 2 /
There is an optimum value for A 1, 1.0 <A 2 / A 1 <1.25
In this case, the efficiency is improved as compared with the conventional meridional plane shape.
【００２１】図４は、この発明の他の実施の形態を示す
ものである。この例では、出口２４側のハブ１４径が窪
み２６の箇所よりは大きいが入口２２側より小さくなっ
ている。従って、出口２４側の流路断面積Ａ3は入口２
２側Ａ1より大きい。先の例では、Ａ3＝Ａ1とすること
により境界層が発達した流路後半部で過度の減速を回避
し剥離を抑制している。しかしながら、羽根負荷が比較
的小さく、さらなる減速が可能である場合には、Ａ3＞
Ａ1とすることにより付加的な圧力回復を実現すること
ができる。FIG. 4 shows another embodiment of the present invention. In this example, the diameter of the hub 14 on the outlet 24 side is larger than that of the recess 26 but smaller than that of the inlet 22 side. Therefore, the flow path cross-sectional area A 3 on the outlet 24 side is equal to the inlet 2
Greater than 2 side A 1. In the above example, by setting A 3 = A 1 , excessive deceleration is avoided in the latter half of the flow channel in which the boundary layer has been developed, and separation is suppressed. However, if the blade load is relatively small and further deceleration is possible, A 3 >
It is possible to realize an additional pressure recovery by the A 1.
【００２２】図５は、この発明のさらに他の実施の形態
を示すものである。ハブ１４の径が過大であると、ディ
フューザ下流で急拡大損失を発生するおそれがあり、一
方、ディフューザ部１８のハブ１４の出口２４側の径を
小さくすると出口面積Ａ3が過大となり、羽根後半部で
剥離を発生するおそれがある。この実施の形態では、デ
ィフューザ部１８の後半部の子午面形状において、ケー
シング１０内径を後半部において縮小すると同時に、羽
根後半部での流路面積を確保するためにハブ径について
も後半部において縮小することにより、これらの問題を
解消している。FIG. 5 shows still another embodiment of the present invention. If the diameter of the hub 14 is too large, there may occur a rapid expansion loss diffuser downstream, whereas, reducing the diameter of the outlet 24 side of the hub 14 of the diffuser portion 18 becomes excessively large exit area A 3, the second half blade Peeling may occur at the part. In this embodiment, in the meridional shape of the rear half of the diffuser portion 18, the inner diameter of the casing 10 is reduced in the rear half, and at the same time, the hub diameter is also reduced in the rear half in order to secure a flow path area in the blade rear half. By doing so, these problems have been solved.
【００２３】なお、本発明による軸流形ディフューザ部
は、軸流羽根車と組み合わせるだけでなく、ハブ１４面
において斜流角を有する高比速度羽根車と組み合わせて
使用することができる。図６はこのような実施の形態を
示すものである。The axial diffuser according to the present invention can be used not only in combination with an axial impeller, but also in combination with a high specific speed impeller having a diagonal flow angle on the hub 14 surface. FIG. 6 shows such an embodiment.
【００２４】図７は、この発明を中比速度の斜流形ター
ボ機械に適用した場合の実施形態を示すものである。斜
流形ターボ機械のガイドでは、子午面形状が最大径部２
７まで半径が増大したのち、出口２４へ向かって再び半
径が減少する形態を有するのが一般的である。この場合
には、流路幅Ｂが一定であっても、半径が増大するため
最大径部２７の流路断面積はガイド入口２２の流路断面
積よりも大きく、子午面面積の増大による減速効果が生
じる。しかしながら、ポンプ外径をコンパクト化する場
合には、半径増大による面積増大が十分に確保できない
可能性がある。そのような場合においても、本発明によ
れば、最大径部付近に窪み２６を設け、半径増大による
流路面積の増大と窪み２６による面積の増大を併用する
ことにより、効率を損なうことなく斜流形ディフューザ
の最大径をコンパクト化することが可能になる。FIG. 7 shows an embodiment in which the present invention is applied to a mixed flow turbomachine having a medium specific speed. In the guide of a mixed flow turbomachine, the meridional plane shape is the maximum diameter part 2
It generally has a form in which the radius increases to 7, and then decreases again toward the outlet 24. In this case, even if the flow path width B is constant, the radius increases, so that the flow path cross-sectional area of the maximum diameter portion 27 is larger than the flow path cross-sectional area of the guide inlet 22, and deceleration due to an increase in the meridional plane area. The effect occurs. However, when the pump outer diameter is made compact, there is a possibility that the area increase due to the increase in the radius cannot be sufficiently secured. Even in such a case, according to the present invention, the depression 26 is provided in the vicinity of the maximum diameter portion, and the increase in the flow path area due to the increase in the radius and the increase in the area due to the depression 26 are used together, so that the efficiency is not impaired. The maximum diameter of the flow diffuser can be reduced.
【００２５】図８及び図９は本発明を多段形ターボ機械
に適用した事例を示す。各段は羽根車とディフューザに
より構成されており、吸込み流路２０から流入した流れ
は、第１段の羽根車１２ａとディフューザ１６ａを通過
したのち、第２段の羽根車１２ｂからディフューザ１６
ｂへと各段を通過したのち出口流路２４へと流出する構
造になっている。図８はポンプなどの非圧縮性流体を扱
う高比速度ターボ機械の場合を示し、図９は軸流コンプ
レッサーなどの圧縮性流体を扱う高比速度ターボ機械の
場合を示す。後者の場合には、流体の圧縮性により後段
に向かい圧力が上昇するにつれ流体の容積が減少するの
で流路高さが減少している。この場合、ハブ側半径を増
大させる場合とケーシング半径を減少させる場合とがあ
るが、いずれの場合も静翼ハブ部において窪み２６を有
し流路断面積増大による減速効果を生じる点においては
他の事例と同様である。FIGS. 8 and 9 show examples in which the present invention is applied to a multi-stage turbomachine. Each stage is constituted by an impeller and a diffuser. The flow flowing from the suction passage 20 passes through the first stage impeller 12a and the diffuser 16a, and then flows from the second stage impeller 12b to the diffuser 16a.
After passing through each stage to b, it flows out to the outlet channel 24. FIG. 8 shows a case of a high specific speed turbo machine handling incompressible fluid such as a pump, and FIG. 9 shows a case of high specific speed turbo machine handling a compressible fluid such as an axial compressor. In the latter case, the flow path height decreases because the volume of the fluid decreases as the pressure increases toward the subsequent stage due to the compressibility of the fluid. In this case, there are a case where the radius on the hub side is increased and a case where the radius of the casing is reduced. Is the same as the case of
【００２６】[0026]
【発明の効果】以上説明したように、この発明によれ
ば、ケーシングの外径を大きく増大させることなくディ
フューザ部の流路断面積を増大させて、剥離現象を抑制
しつつ能率的に流れを減速させ、高効率でかつコンパク
トな高比速度ターボ機械を提供することができる。As described above, according to the present invention, the flow path cross-sectional area of the diffuser portion is increased without greatly increasing the outer diameter of the casing, and the flow can be efficiently performed while suppressing the separation phenomenon. It is possible to provide a highly efficient and compact high specific speed turbomachine that is decelerated.
【図１】本発明の一実施の形態の軸流ポンプの子午面形
状を示す図である。FIG. 1 is a diagram showing a meridional plane shape of an axial flow pump according to an embodiment of the present invention.
【図２】本発明の軸流ポンプの面積比による流れ場の変
化を示す図である。FIG. 2 is a diagram showing a change in a flow field depending on an area ratio of the axial flow pump of the present invention.
【図３】最大面積が効率改善に及ぼす影響を示すグラフ
である。FIG. 3 is a graph showing the effect of the maximum area on the efficiency improvement.
【図４】本発明の他の実施の形態の高比速度ターボ機械
の子午面形状を示す図である。FIG. 4 is a diagram showing a meridional plane shape of a high specific speed turbomachine according to another embodiment of the present invention.
【図５】本発明のさらに他の実施の形態の高比速度ター
ボ機械の子午面形状を示す図である。FIG. 5 is a diagram showing a meridional plane shape of a high specific speed turbomachine according to still another embodiment of the present invention.
【図６】本発明のさらに他の実施の形態の高比速度ター
ボ機械の子午面形状を示す図である。FIG. 6 is a diagram showing a meridional plane shape of a high specific speed turbomachine according to still another embodiment of the present invention.
【図７】本発明のさらに他の実施の形態の高比速度ター
ボ機械の子午面形状を示す図である。FIG. 7 is a diagram showing a meridional plane shape of a high specific speed turbomachine according to still another embodiment of the present invention.
【図８】本発明を多段形ターボ機械に適用した事例を示
す。FIG. 8 shows an example in which the present invention is applied to a multi-stage turbomachine.
【図９】本発明を多段形ターボ機械に適用した事例を示
す。FIG. 9 shows an example in which the present invention is applied to a multi-stage turbomachine.
【図１０】高比速度ターボ機械の一般的形状を示す図で
ある。FIG. 10 is a diagram showing a general shape of a high specific speed turbomachine.
【図１１】従来の高比速度ターボ機械の子午面形状を示
す図である。FIG. 11 is a diagram showing a meridional plane shape of a conventional high specific speed turbomachine.
【図１２】従来の軸流ポンプ羽根面の速度ベクトル図で
ある。FIG. 12 is a velocity vector diagram of a conventional axial flow pump blade surface.
１０ ケーシング １２ 羽根車 １４ ハブ １６ ディフューザ羽根 １８ ディフューザ部 ２０ 吸込み流路 ２２ ディフューザ部入口 ２４ ディフューザ部出口 ２６ 窪み DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Casing 12 Impeller 14 Hub 16 Diffuser blade 18 Diffuser part 20 Suction flow path 22 Diffuser part entrance 24 Diffuser part exit 26 Depression
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 鈴木 雅俊 東京都大田区羽田旭町11番１号 株式会社 荏原製作所内 ────────────────────────────────────────────────── ─── Continued on the front page (72) Inventor Masatoshi Suzuki 11-1 Haneda Asahimachi, Ota-ku, Tokyo Inside Ebara Corporation
Claims (7)
回転する羽根車と、ハブ及びディフューザ羽根を有する
ディフューザ部とが設けられたターボ機械において、 前記ディフューザ部は、入口と出口との間の子午面形状
が窪みを有するように形成され、前記入口から前記窪み
までの間で環状流路面積が増大していることを特徴とす
るターボ機械。1. A turbo machine provided with an impeller rotating around an axis and a diffuser portion having a hub and diffuser blades inside a cylindrical casing, wherein the diffuser portion is provided between an inlet and an outlet. A meridional plane shape having a depression, and an annular flow passage area increasing from the entrance to the depression.
路面積が減少していることを特徴とする請求項１に記載
のターボ機械。2. The turbomachine according to claim 1, wherein an annular flow passage area is reduced between the recess position and the blade outlet.
特徴とする請求項１又は２に記載のターボ機械。3. The turbomachine according to claim 1, wherein the depression is formed on a hub surface.
０％以下の位置で最大となることを特徴とする請求項１
ないし３のいずれかに記載のターボ機械。4. The method according to claim 1, wherein the depression has a length from the leading edge of the meridional blade of 6 mm.
2. The maximum value is obtained at a position of 0% or less.
4. The turbomachine according to any one of items 3 to 3.
断面積が、ディフューザ部の入口における環状流路の断
面積より大きくその１．２５倍以下であることを特徴と
する請求項１ないし４のいずれかに記載のターボ機械。5. The cross-sectional area of the annular flow path at the position where the depression is maximum is larger than the cross-sectional area of the annular flow path at the inlet of the diffuser portion and is 1.25 times or less. 5. The turbomachine according to any one of items 4 to 4.
径より小さいことを特徴とする請求項１ないし５のいず
れかに記載のターボ機械。6. The turbomachine according to claim 1, wherein a radius of the hub surface at an outlet side is smaller than a radius at an inlet.
部後半部において減少することを特徴とする請求項１な
いし６のいずれかに記載のターボ機械。7. The turbomachine according to claim 1, wherein an outer diameter of the casing decreases in a rear half portion of the diffuser portion.
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