WO2011099419A1 - 非対称自己循環ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機 - Google Patents

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ring groove
impeller
casing
circumferential direction
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シンチェン ゼン
ルィン リン
ヤンジウィン ザン
ミンヤン ヤン
隆弘 馬場
秀明 玉木
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株式会社Ihi
清華大学
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    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/4206—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/4213—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps suction ports
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
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    • F04D29/68—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing by influencing boundary layers
    • F04D29/681—Combating cavitation, whirls, noise, vibration or the like; Balancing by influencing boundary layers especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/685—Inducing localised fluid recirculation in the stator-rotor interface

Definitions

  • the present invention relates to a centrifugal compressor having an asymmetric self-circulating casing treatment.
  • Centrifugal compressors are used in various types of turbomachines such as superchargers for vehicles and ships, industrial compressors, and aero engines.
  • a turbo compressor using a centrifugal compressor has advantages such as higher efficiency, light weight, and stable operation compared to a reciprocating compressor, but its allowable operating range (ie, centrifugal compression).
  • the range of flow values to the machine is limited.
  • a phenomenon such as a large fluid separation occurs in the internal flow field, and an unstable operation phenomenon occurs, resulting in stall and surge. Bring.
  • the efficiency and pressure ratio of the compressor are rapidly reduced, the life is shortened, and as a result, it is damaged within a short time. Therefore, by adopting various methods, the occurrence of unstable phenomena such as stalling of the compressor is delayed, and the stable operating range is expanded.
  • the centrifugal compressor is provided with a casing treatment.
  • a suction ring groove downstream from the front edge of the impeller and a reflux ring groove upstream from the front edge of the impeller are formed on the inner peripheral surface of the casing surrounding the impeller of the centrifugal compressor. ing.
  • the fluid in the flow path defined on the inner peripheral surface of the casing is caused to flow from the suction ring groove into the casing, and the fluid is supplied from the reflux ring groove. Return to the flow path upstream from the leading edge of the impeller.
  • the flow rate to the impeller is increased and the operation of the centrifugal compressor is stabilized. In this way, the stable operating range is expanded.
  • Patent No. 3001902 JP 2007-127109 A Japanese Patent No. 4100030 Japanese Patent No. 4107823 US Pat. No. 4,930,979
  • the uneven pressure distribution in the circumferential direction has not been considered. That is, since the scroll flow path, which is the flow path of the fluid sent from the impeller in the centrifugal compressor, has an asymmetric shape with respect to the rotation axis, a nonuniform pressure distribution in the circumferential direction occurs in the fluid on the centrifugal compressor outlet side. . As a result, the upstream flow field is also affected, and the circumferential flow field at the inlet of the centrifugal compressor becomes asymmetric with respect to the rotation axis. In the conventional casing treatment, a suction ring groove that is symmetrical with respect to the rotation axis is formed, so that the asymmetry of the flow field inside the centrifugal compressor cannot be considered. That is, the casing treatment cannot be optimized over the entire circumference. This limits the expansion of the stable operating range of the centrifugal compressor.
  • an object of the present invention is to further expand a stable operating range without reducing efficiency in a centrifugal compressor having a casing treatment.
  • a rotary shaft (3) that is rotationally driven and an impeller (5) that is fixed to the rotary shaft are provided, and the impeller sends out suction fluid radially outward of the rotary shaft.
  • a centrifugal compressor that compresses A casing (7) having an inner peripheral surface surrounding the impeller;
  • a reflux path (9) for returning fluid from a position downstream from the impeller full blade leading edge (6a) to a position upstream from the impeller full blade leading edge is formed inside the casing,
  • the reflux path opens to the downstream position on the inner peripheral surface and opens to the upstream position on the inner peripheral surface, and the suction ring groove (9a) formed in the circumferential direction around the rotation axis.
  • a centrifugal compressor having an asymmetric self-circulating casing treatment, characterized in that an axial position or width distribution of the suction ring groove in the circumferential direction is asymmetric with respect to the rotation axis.
  • asymmetric self-circulating casing treatment self-circulating means that the fluid circulates through the above-described reflux path
  • asymmetric casing treatment means the axial position or width of the suction ring groove.
  • the distribution in the circumferential direction is asymmetric with respect to the rotation axis.
  • the fluid pressure distribution in the circumferential direction becomes non-uniform upstream from the leading edge of all impeller blades,
  • the axial position or the axial width of the suction ring groove is changed according to the circumferential position so as to reduce the non-uniformity of the fluid pressure distribution.
  • the distribution in the circumferential direction of the axial position or width of the suction ring groove is asymmetric with respect to the rotation axis, so that the stable operating range is further expanded without reducing the efficiency. be able to.
  • FIG. 3A An example of the distribution of the circumferential direction of the fluid pressure in a casing internal peripheral surface is shown.
  • the axial distance Sr distribution of the suction ring groove with respect to the impeller front blade front edge is shown.
  • the optimum axial distance Sr distribution of the suction ring groove with respect to the leading edge of the impeller blades is shown.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a centrifugal compressor 10 having an asymmetric self-circulating casing treatment according to a first embodiment of the present invention.
  • the centrifugal compressor 10 includes a rotating shaft 3 that is rotationally driven and an impeller 5 that is fixed to the rotating shaft 3, and the impeller 5 supplies suction fluid to the scroll flow path 4 that is radially outward of the rotating shaft 3.
  • the impeller 5 has an impeller full blade 6 and an impeller half blade 8.
  • reference numeral 6 a indicates the impeller full blade leading edge
  • reference numeral 6 b indicates the impeller full blade trailing edge
  • reference numeral 8 a indicates the impeller half blade leading edge
  • reference numeral 8 b indicates the impeller half blade trailing edge.
  • the leading edge means the upstream end
  • the trailing edge means the downstream end.
  • the circumferential direction around the rotating shaft 3 is simply referred to as the circumferential direction
  • the direction parallel to the rotating shaft 3 is simply referred to as the axial direction
  • the radial direction with respect to the rotating shaft 3 is simply referred to as the radial direction.
  • a position in the circumferential direction is simply referred to as a circumferential position
  • a position in the axial direction is simply referred to as an axial position.
  • the centrifugal compressor 10 further includes a casing 7 having an inner peripheral surface 7 a extending in the circumferential direction so as to surround the impeller full blades 6. Inside the casing 7, a reflux path 9 is formed for returning fluid from a position downstream from the impeller full blade leading edge 6 a to a position upstream from the impeller full blade leading edge 6 a.
  • the downstream side position is between the impeller all blades leading edge 6a (the most upstream position in the axial direction) and the impeller all blades trailing edge 6b (the most downstream position in the axial direction).
  • the reflux path 9 includes a suction ring groove 9a, a reflux ring groove 9b, and a ring guide path (ring guide groove) 9c.
  • the suction ring groove 9a opens to the downstream position on the inner peripheral surface 7a and extends in the circumferential direction.
  • the suction ring groove 9a extends from the opening position in the casing 7 in the radial direction.
  • the reflux ring groove 9b opens in the upstream position on the inner peripheral surface 7a and extends in the circumferential direction.
  • the reflux ring groove 9b extends radially from the opening position into the casing 7.
  • the ring guide path 9c extends in the axial direction and connects the suction ring groove 9a and the return ring groove 9b.
  • the ring guide path 9c is closed by the closing member 11 in FIG.
  • the “ring” of the suction ring groove 9a, the reflux ring groove 9b, and the ring guide path 9c means that they are ring-shaped when viewed from the axial direction.
  • FIG. 2 due to the asymmetry of the scroll flow path 4 shown in FIG. 2, the flow field in the suction ring groove 9 a does not have symmetry with respect to the rotation axis 3.
  • FIG. 1 only one side (the upper side in FIG. 1) is shown with the rotary shaft 3 as a boundary. However, in FIG. 2, the rotary shaft 3, the scroll flow path 4, and the entire impeller blades 6 are viewed from the axial direction. Is shown.
  • the suction fluid that has flowed into the impeller full blades 6 is sent out by the impeller full blades 6 to the scroll flow path 4 located radially outward, and flows in the scroll flow path 4 in the circumferential direction. It flows outward in the radial direction.
  • FIG. 1 the suction fluid that has flowed into the impeller full blades 6 is sent out by the impeller full blades 6 to the scroll flow path 4 located radially outward, and flows in the scroll flow path 4 in the circumferential direction. It flows outward in the radial direction.
  • the fluid flow field (fluid pressure and flow rate) does not have symmetry in the scroll flow path 4.
  • Such flow field asymmetry also affects the flow field upstream of the scroll flow path 4.
  • the flow field also has no symmetry in the suction ring groove 9a.
  • the circumferential fluid pressure distribution is non-uniform.
  • the reflux path 9 is formed symmetrically with respect to the rotating shaft 3, that is, the axial position of the suction ring groove 9a of the reflux path 9 is between the circumferential positions. If it is made constant, the fluid pressure distribution in the circumferential direction becomes non-uniform downstream from the impeller full blade leading edge 6a.
  • the distribution in the circumferential direction of the axial position of the suction ring groove 9 a is asymmetric with respect to the rotating shaft 3.
  • each circumference is reduced so as to reduce the non-uniformity of the fluid pressure distribution in the vicinity of the leading edge 6a upstream of the impeller full blade leading edge 6a (hereinafter referred to as a pressure distribution correction axial position).
  • the axial position of the suction ring groove 9a at the directional position is changed according to the circumferential position.
  • the axial position of the reflux ring groove 9b is the same as the pressure distribution correction axial direction position or upstream of the pressure distribution correction axial position.
  • FIG. 3A shows each parameter of the reflux path 9.
  • FIG. 3B shows the reflux path of FIG. 3A.
  • S r corresponds to the axial position of the suction ring groove 9a, is the axial distance from the impeller full blade leading edge 6a to the suction ring groove 9a.
  • br is the axial width of the suction ring groove 9a.
  • S f corresponds to the axial position of the return ring grooves 9b, is the axial distance from the impeller full blade leading edge 6a up to the reflux ring groove 9b.
  • b f is the axial width of the reflux ring groove 9b.
  • b b is the radial width of the ring guideway 9c.
  • h b is the depth of the suction ring groove 9a or the reflux ring groove 9b.
  • S r or b r has the greatest influence on the stable operating range of the centrifugal compressor 10. That is, among the above dimensions, S r or b r has the largest influence on the pressure difference between the suction ring groove 9 a and the return ring groove 9 b and the fluid flow rate in the return path 9. Therefore, in the first embodiment, the S r, are adjusted for each circumferential position so as to reduce the non-uniformity of the fluid pressure distribution in the pressure distribution corrected axial position.
  • FIG. 4 shows an example of the fluid pressure distribution in the circumferential direction at the pressure distribution correction axial position.
  • the horizontal axis indicates the phase angle around the rotation axis 3 (that is, the circumferential position), and the vertical axis indicates the fluid pressure normalized.
  • the white square mark in FIG. 4 shows the fluid pressure measured by experiment. Of the phase angles in FIG. 4, 0 ° is shown in FIG.
  • FIG. 5A shows the axial position of the suction ring groove 9a at each circumferential position (that is, the above-mentioned S r ) for reducing the non-uniformity of the fluid pressure distribution shown in FIG.
  • the horizontal axis represents the phase angle around the rotating shaft 3 (i.e., the circumferential direction position)
  • the vertical axis represents the axial distance S r from the impeller full blade leading edge 6a to the suction ring groove 9a.
  • FIG. 2 shows a position of 0 ° and a position of ⁇ .
  • FIG. 5B shows the optimal Sr distribution obtained by numerical simulation.
  • FIG. 6A shows the pressure ratio of the centrifugal compressor to the flow rate.
  • the horizontal axis indicates a value obtained by normalizing the flow rate to the centrifugal compressor, and the vertical axis indicates the pressure ratio of the centrifugal compressor as a ratio.
  • FIG. 6B shows the efficiency of the centrifugal compressor with respect to the flow rate.
  • the horizontal axis indicates a value obtained by normalizing the flow rate to the centrifugal compressor
  • the vertical axis indicates the efficiency of the centrifugal compressor as a ratio.
  • C P is specific heat at constant pressure
  • T 1t is the temperature at the inlet side of a centrifugal compressor
  • T 2t is the temperature at the outlet side of the centrifugal compressor
  • P 1t is of the centrifugal compressor inlet side
  • P 2t is the pressure on the outlet side of the centrifugal compressor
  • ⁇ is the specific heat ratio
  • a black square mark and a curve with a solid line passing over the square mark indicate the case of the example of the first embodiment (that is, a centrifugal compressor having an asymmetric casing treatment).
  • the casing treatment is abbreviated as CT.
  • a white square mark and a curve by a one-dot chain line passing over the square mark indicate a conventional centrifugal filter having a reflux path in which the axial position of the suction ring groove 9a is constant at each circumferential position.
  • the case of a compressor ie a centrifugal compressor with an axisymmetric casing treatment
  • a white circle and a curved line by a broken line passing over the circle indicate a case of a centrifugal compressor having no reflux path (that is, a centrifugal compressor having no casing treatment).
  • Pa indicates the limit operating point on the small flow rate side where the embodiment of the present invention does not generate a surge
  • Pb indicates the small flow rate side where the centrifugal compressor having an axisymmetric casing treatment does not generate a surge
  • Pc indicates the limit operating point on the small flow rate side where the centrifugal compressor having no casing treatment does not generate a surge.
  • the efficiency is not lowered as compared with the centrifugal compressor having the axisymmetric casing treatment.
  • the distribution in the circumferential direction of the axial position of the suction ring groove 9a is the rotation axis. To be asymmetric.
  • FIG. 7A shows the width of the suction ring groove 9a at each circumferential position (that is, b r described above) for reducing the non-uniformity of the fluid pressure distribution shown in FIG. 7A
  • the horizontal axis indicates the phase angle around the rotating shaft 3 (i.e., the circumferential direction position) and the vertical axis shows the width b r of the suction ring groove 9a.
  • FIG. 2 shows a position of 0 ° and a position of ⁇ .
  • the suction ring groove 9a having a b r as shown in FIG. 7A since reducing the non-uniformity in the circumferential direction of the fluid pressure distribution in the pressure distribution corrected axial position, Fluid separation, stall, surge, etc. can be more effectively suppressed. As a result, the stable operating range of the centrifugal compressor 10 can be further expanded.
  • FIG. 7B shows the optimum distribution of br obtained by numerical simulation.
  • FIG. 8A shows the pressure ratio of the centrifugal compressor to the flow rate.
  • the horizontal axis indicates a value obtained by normalizing the flow rate to the centrifugal compressor, and the vertical axis indicates the pressure ratio of the centrifugal compressor as a ratio.
  • FIG. 8B shows the efficiency of the centrifugal compressor with respect to the flow rate.
  • the horizontal axis indicates a value obtained by normalizing the flow rate to the centrifugal compressor
  • the vertical axis indicates the efficiency of the centrifugal compressor as a ratio.
  • a black square mark and a curve with a solid line passing over the square mark indicate the case of the example of the second embodiment (that is, a centrifugal compressor having an asymmetric casing treatment).
  • the casing treatment is abbreviated as CT.
  • a black triangular mark and a curve by a solid line passing over the triangular mark indicate the conventional centrifugal compression in which the axial position of the suction ring groove 9a is constant at each circumferential position.
  • Shows the case of a machine ie a centrifugal compressor with an axisymmetric casing treatment.
  • a white circle and a curve with a broken line passing over the circle indicate a case of a centrifugal compressor having no reflux path (that is, a centrifugal compressor having no casing treatment).
  • the asymmetric casing treatment according to the embodiment of the present invention is provided in the centrifugal compressor, so that it is compared with the case where the axisymmetric casing treatment is provided and the case where the casing treatment is not provided.
  • a stable operating range can be expanded while maintaining basically the same efficiency.

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Abstract

　遠心圧縮機において、ケーシング７の内部には、インペラ全羽根前縁６ａより下流側位置からインペラ全羽根前縁６ａより上流側位置へ流体を戻す還流路９が形成される。還流路９は、ケーシング７の内周面７ａにおける下流側位置に開口して周方向に延びる吸引リング溝９ａと、内周面７ａにおける上流側位置に開口して周方向に延びる還流リング溝９ｂと、を有する。吸引リング溝９ａの軸方向位置または幅の周方向における分布が、回転軸に関して非対称になっている。

Description

非対称自己循環ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機
　本発明は、非対称自己循環ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機に関する。遠心圧縮機は、車両や船舶用過給機、産業用圧縮機、航空エンジンなど、各種用途のターボ機械に用いられる。
　遠心圧縮機を用いたターボ式圧縮機は、往復動式圧縮機に対し、効率が高く、重量が軽く、運転が安定している等の長所があるものの、その許容作動範囲（すなわち、遠心圧縮機への流量値の範囲）は限られている。遠心圧縮機の小流量作動点（すなわち、圧縮機への流量が小さい場合）では、内部の流れ場において大幅な流体剥離などの現象が生じ、不安定な動作の現象が生じて、失速ひいてはサージをもたらす。その結果、圧縮機の効率と圧力比の急速な低下を招き、寿命が短縮し、ひいては、短時間内に損傷してしまう。そのため、様々な方法を採用することで、圧縮機の失速等の不安定な現象の発生を遅延して、その安定した作動範囲を拡大させている。
　安定した作動範囲を拡大させるために、遠心圧縮機にケーシングトリートメントを設けている。例えば、特許文献１～５のように、遠心圧縮機のインペラを囲むケーシングの内周面において、インペラの前縁より下流の吸引リング溝と、インペラの前縁より上流の還流リング溝を形成している。この構成で、遠心圧縮機への流量が少なくなった場合、ケーシング内周面に区画される流路内の流体を、吸引リング溝からケーシング内部へ流入させ、この流体を、還流リング溝から、インペラの前縁より上流にて前記流路に戻す。その結果、インペラへの流量が増加し、遠心圧縮機の動作が安定する。このようにして、安定した作動範囲を拡大させている。
特許第３００１９０２号 特開２００７－１２７１０９号公報 特許第４１０００３０号 特許第４１０７８２３号 米国特許第４９３０９７９号
　しかし、従来においては、周方向の不均一圧力分布は考慮されていなかった。すなわち、遠心圧縮機におけるインペラから送出される流体の流路となるスクロール流路が回転軸に関して非対称の形状を有するため、遠心圧縮機出口側の流体に周方向の不均一圧力分布が生じてしまう。その結果、上流の流れ場にも影響を及ぼして、遠心圧縮機の入口の周方向流れ場が回転軸に関して非対称となることを招いてしまう。従来のケーシングトリートメントでは、回転軸に関して対称の吸引リング溝を形成するので、遠心圧縮機の内部の流れ場の非対称性を考慮できていない。すなわち、ケーシングトリートメントが全周にわたって最適化できていない。そのため、遠心圧縮機の安定した作動範囲の拡大に限界が生じている。
　そこで、本発明の目的は、ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機において、効率を下げることなく、安定した作動範囲をさらに拡大することにある。
　上記目的を達成するため、回転駆動される回転軸（３）と、該回転軸に固定されるインペラ（５）とを備え、該インペラにより、前記回転軸の半径方向外側に吸入流体を送出して圧縮する遠心圧縮機であって、
　前記インペラを囲む内周面を有するケーシング（７）を備え、
　前記ケーシングの内部には、インペラ全羽根前縁（６ａ）より下流側位置からインペラ全羽根前縁より上流側位置へ流体を戻す還流路（９）が形成され、
　該還流路は、前記内周面における前記下流側位置に開口して前記回転軸回りの周方向に形成される吸引リング溝（９ａ）と、前記内周面における前記上流側位置に開口して前記周方向に形成される還流リング溝（９ｂ）と、を有し、
　前記回転軸の軸方向における位置を軸方向位置とし、
　前記吸引リング溝の軸方向位置または幅の前記周方向における分布が、前記回転軸に関して非対称になっている、ことを特徴とする非対称自己循環ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機が提供される。
　なお、「非対称自己循環ケーシングトリートメント」について、「自己循環」とは、上述の還流路により流体が循環することをいい、「非対称ケーシングトリートメント」とは、吸引リング溝において、その軸方向位置または幅の周方向分布が、前記回転軸に関して非対称になっている構成をいう。
　すなわち、前記還流路が無い場合には、インペラ全羽根前縁より上流において前記周方向の流体圧力分布が不均一となり、
　前記流体圧力分布の不均一を低減するように、吸引リング溝の軸方向位置または軸方向幅を周方向位置に応じて変化させている。
　上述した本発明によると、前記吸引リング溝の軸方向位置または幅の前記周方向における分布が、前記回転軸に関して非対称になっているので、効率を下げることなく、安定した作動範囲をさらに拡大することができる。
本発明の第１実施形態または第２実施形態による遠心圧縮機の縦断面図である。 図１の遠心圧縮機をその軸方向から見た模式図である。 第１実施形態または第２実施形態による還流路の各パラメータを示す模式図である。 図３Ａの還流路を示す。 ケーシング内周面における流体圧力の周方向の分布の一例を示す。 インペラ全羽根前縁に対する、吸引リング溝の軸方向距離Ｓｒ分布を示す。 インペラ全羽根前縁に対する、吸引リング溝の最適な軸方向距離Ｓｒ分布を示す。 第１実施形態による非対称ケーシングトリートメントを設けた場合と、従来の軸対称ケーシングトリートメントを設けた場合と、ケーシングトリートメントを設けない場合との間で、圧力比を比較したグラフである。 第１実施形態による非対称ケーシングトリートメントを設けた場合と、従来の軸対称ケーシングトリートメントを設けた場合と、ケーシングトリートメントを設けない場合との間で、効率を比較したグラフである。 吸引リング溝の幅ｂｒ分布を示す。 吸引リング溝の最適な幅ｂｒ分布を示す。 第２実施形態による非対称ケーシングトリートメントを設けた場合と、従来の軸対称ケーシングトリートメントを設けた場合と、ケーシングトリートメントを設けない場合との間で、圧力比を比較したグラフである。 第２実施形態による非対称ケーシングトリートメントを設けた場合と、従来の軸対称ケーシングトリートメントを設けた場合と、ケーシングトリートメントを設けない場合との間で、効率を比較したグラフである。
　本発明を実施するための形態を図面に基づいて説明する。なお、各図において共通する部分には同一の符号を付し、重複した説明を省略する。
[第１実施形態]
　図１は、本発明の第１実施形態による、非対称自己循環ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機１０の縦断面図である。遠心圧縮機１０は、回転駆動される回転軸３と、該回転軸３に固定されるインペラ５とを備え、該インペラ５により、回転軸３の半径方向外側のスクロール流路４に吸入流体を送出して圧縮する。インペラ５は、インペラ全羽根６とインペラ半羽根８とを有する。図１において、符号６ａは、インペラ全羽根前縁を示し、符号６ｂは、インペラ全羽根後縁を示し、符号８ａは、インペラ半羽根前縁を示し、符号８ｂは、インペラ半羽根後縁を示す。前縁は、上流端を意味し、後端は下流端を意味する。
　なお、第１実施形態において、回転軸３回りの周方向を単に周方向といい、回転軸３と平行な方向を単に軸方向といい、回転軸３に対する半径方向を単に半径方向といい、前記周方向における位置を単に周方向位置といい、前記軸方向における位置を単に軸方向位置という。
　遠心圧縮機１０は、さらに、インペラ全羽根６を囲むように周方向に延びる内周面７ａを有するケーシング７を備える。ケーシング７の内部には、インペラ全羽根前縁６ａより下流側位置からインペラ全羽根前縁６ａより上流側位置へ流体を戻す還流路９が形成される。前記下流側位置は、図１の例では、インペラ全羽根前縁６ａ（軸方向における最上流位置）と、インペラ全羽根後縁６ｂ（軸方向における最下流位置）との間にある。
　還流路９は、吸引リング溝９ａと還流リング溝９ｂとリング案内路（リング案内溝）９ｃとを有する。吸引リング溝９ａは、内周面７ａにおける前記下流側位置に開口して周方向に延びる。吸引リング溝９ａは、その開口位置からケーシング７内ヘ半径方向に延びている。還流リング溝９ｂは、内周面７ａにおける前記上流側位置に開口して周方向に延びる。還流リング溝９ｂは、その開口位置からケーシング７内ヘ半径方向に延びている。リング案内路９ｃは、軸方向に延びて、吸引リング溝９ａと還流リング溝９ｂを連通させている。リング案内路９ｃは、図１において、閉塞部材１１により閉じられている。
　なお、第１実施形態において、吸引リング溝９ａ、還流リング溝９ｂ、およびリング案内路９ｃの「リング」とは、これらが軸方向から見てリング状であることを意味する。
　図２に示すスクロール流路４の非対称性により、吸引リング溝９ａにおける流れ場は、回転軸３に関して対称性を有しなくなる。図１では、回転軸３を境界として、一方側（図１の上側）のみを示しているが、図２では、軸方向から見た回転軸３とスクロール流路４とインペラ全羽根６の全体を示している。図２のように、インペラ全羽根６へ流入した吸入流体は、インペラ全羽根６により、半径方向外側に位置するスクロール流路４へ送出され、該スクロール流路４内を周方向に流れながら、半径方向外側へ流れていく。図２のように、スクロール流路４の形状は、対称性を有しないので、スクロール流路４において流体の流れ場（流体の圧力や流量）も対称性を有しない。このような流れ場の非対称性は、スクロール流路４よりも上流側の流れ場にも影響を与える。その結果、吸引リング溝９ａにおいても流れ場は、対称性を有しなくなる。
　そのため、第１実施形態と違って、還流路９が無い場合には、インペラ全羽根前縁６ａより下流において（例えば、吸引リング溝９ａの軸方向位置、インペラ全羽根６の軸方向中間部またはスクロール流路４において）、周方向の流体圧力分布は、不均一となる。
　また、第１実施形態と違って、還流路９を、回転軸３に関し対称に形成した場合には、すなわち、還流路９の吸引リング溝９ａの軸方向位置を、各周方向位置の間で一定にした場合には、インペラ全羽根前縁６ａより下流において周方向の流体圧力分布は、不均一となる。
　また、インペラ全羽根前縁６ａより下流で圧力が低い周方向位置では、インペラ全羽根前縁６ａより上流でも圧力が低くなる。従って、インペラ全羽根前縁６ａより下流における周方向の流体圧力分布と、インペラ全羽根前縁６ａより上流における周方向の流体圧力分布とは、同様の分布となる場合が多い。
　第１実施形態によると、吸引リング溝９ａの軸方向位置の前記周方向における分布が、回転軸３に関して非対称になっている。
　すなわち、第１実施形態によると、インペラ全羽根前縁６ａより上流における前縁６ａ付近（以下、圧力分布修正軸方向位置という）での前記流体圧力分布の不均一を低減するように、各周方向位置における吸引リング溝９ａの軸方向位置を、周方向位置に応じて変化させている。なお、還流リング溝９ｂの軸方向位置は、圧力分布修正軸方向位置と同じか、または、圧力分布修正軸方向位置より上流側である。
　本発明の実施形態についてより詳しく説明する。
　図３Ａは、還流路９の各パラメータを示す。図３Ｂは、図３Ａの還流路を示す。Ｓｒは、吸引リング溝９ａの軸方向位置に相当し、インペラ全羽根前縁６ａから吸引リング溝９ａまでの軸方向距離である。ｂｒは、吸引リング溝９ａの軸方向幅である。Ｓｆは、還流リング溝９ｂの軸方向位置に相当し、インペラ全羽根前縁６ａから還流リング溝９ｂまでの軸方向距離である。ｂｆは、還流リング溝９ｂの軸方向幅である。ｂｂは、リング案内路９ｃの半径方向幅である。ｈｂは、吸引リング溝９ａまたは還流リング溝９ｂの深さである。
　上述の各寸法のうち、Ｓｒまたはｂｒが、遠心圧縮機１０の安定した作動範囲に最も影響を与える。すなわち、上述の各寸法のうち、Ｓｒまたはｂｒは、吸引リング溝９ａと還流リング溝９ｂとの圧力差、および、還流路９における流体の流量に与える影響が最も大きい。
　そこで、第１実施形態では、Ｓｒを、圧力分布修正軸方向位置での流体圧力分布の不均一さを低減するように各周方向位置毎に調整している。
　図４は、圧力分布修正軸方向位置での周方向における前記流体圧力分布の一例を示す。図４において、横軸は、回転軸３回りの位相角（すなわち周方向位置）を示し、縦軸は、流体の圧力を正規化して示している。図４の例では、図４における白い四角印は、実験により計測した流体圧力を示す。図４の位相角のうち、０°を図２に示している。
　図５Ａは、図４に示す流体圧力分布の不均一を低減するための、各周方向位置における吸引リング溝９ａの軸方向位置（すなわち、上記のＳｒ）を示す。図５Ａにおいて、横軸は、回転軸３回りの位相角（すなわち、周方向位置）を示し、縦軸は、インペラ全羽根前縁６ａから吸引リング溝９ａまでの軸方向距離Ｓｒを示す。図５Ａの位相角に関して、図２において、０°の位置、及び、θの位置を示している。
　遠心圧縮機１０への流量が小さい作動時において、還流路９により、インペラ全羽根前縁６ａより下流側から上流側へ一部の流体が戻される。これにより、インペラ全羽根６へ吸い込まれる流量を増加させる。従って、流体に対するインペラ全羽根６の迎角を小さくすることができ、流体剥離、失速、サージなどを防止できる。その結果、遠心圧縮機１０の安定した作動範囲が拡大する。
　第１実施形態では、さらに、図５ＡのようなＳｒを有する吸引リング溝９ａにより、圧力分布修正軸方向位置における周方向の流体圧力分布の不均一を低減するので、流体剥離、失速、サージなどを一層効果的に抑制できる。その結果、遠心圧縮機１０の安定した作動範囲をさらに拡大することができる。
　図５Ｂは、数値シミュレーションにより得た最適なＳｒの分布を示す。この数値シミュレーションにおいては、還流路９の構造を示す各パラメータを、ｂｒ＝４．８ｍｍ、Ｓｆ＝１５．０ｍｍ、ｂｆ＝１０．０ｍｍ、ｂｂ＝１３．０ｍｍ、ｈｂ＝８．０ｍｍ、開始位相角θ＝０°としている。
　図６Ａは、流量に対する遠心圧縮機の圧力比を示す。図６Ａにおいて、横軸は、遠心圧縮機への流量を正規化した値で示し、縦軸は、遠心圧縮機の圧力比を比率で示している。
　図６Ｂは、流量に対する遠心圧縮機の効率を示す。図６Ｂにおいて、横軸は、遠心圧縮機への流量を正規化した値で示し、縦軸は、遠心圧縮機の効率を比率で示す。
　なお、遠心圧縮機の効率は、次の[数１]で表わされる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
  
　この式において、ＣＰは定圧比熱であり、Ｔ１ｔは遠心圧縮機の入口側の温度であり、Ｔ２ｔは遠心圧縮機の出口側の温度であり、Ｐ１ｔは遠心圧縮機の入口側の圧力であり、Ｐ２ｔは遠心圧縮機の出口側の圧力であり、γは比熱比である。
　また、図６Ａ、図６Ｂにおいて、黒い四角印と、この四角印上を通過する実線による曲線は、第１実施形態の実施例（すなわち、非対称ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機）の場合を示す。なお、図６Ａ、図６Ｂにおいて、ケーシングトリートメントをＣＴと略して表示している。図６Ａ、図６Ｂにおいて、白い四角印と、この四角印上を通過する１点鎖線よる曲線は、吸引リング溝９ａの軸方向位置が各周方向位置において一定である還流路を有する従来の遠心圧縮機（すなわち、軸対称ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機）の場合を示す。図６Ａ、図６Ｂにおいて、白丸印と、この丸印上を通過する破線による曲線は、還流路を有しない遠心圧縮機（すなわち、ケーシングトリートメントを有しない遠心圧縮機）の場合を示す。
　図６Ａ、図６Ｂにおいて、Ｐａは、本発明の実施例がサージを発生しない小流量側の限界作動点を示し、Ｐｂは、軸対称ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機がサージを発生しない小流量側の限界作動点を示し、Ｐｃは、ケーシングトリートメントを有しない遠心圧縮機がサージを発生しない小流量側の限界作動点を示す。これら限界作動点Ｐａ、Ｐｂ、Ｐｃは、本発明の実施例により、安定した作動範囲が一層拡大することを示している。すなわち、軸対称ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機では、サージが発生しない安定作動範囲（流量範囲）が、ケーシングトリートメントを有しない遠心圧縮機よりも７．７％だけ拡大しており、本発明の実施例では、サージが発生しない安定作動範囲（流量範囲）が、軸対称ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機よりも３．３％だけさらに拡大している。
　図６Ｂから分かるように、本発明の実施例では、軸対称ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機と比較して、効率が低下していない。
[第２実施形態]
　本発明の第２実施形態による遠心圧縮機１０を説明する。第２実施形態において、以下で説明しない点は、上述の第１実施形態と同じである。
　吸引リング溝９ａの軸方向位置の周方向における分布が、前記回転軸に関して非対称となるようにする代わりに、第２実施形態では、吸引リング溝９ａの幅の周方向における分布が、前記回転軸に関して非対称となるようにする。
　図７Ａは、図４に示す流体圧力分布の不均一を低減するための、各周方向位置における吸引リング溝９ａの幅（すなわち、上記のｂｒ）を示す。図７Ａにおいて、横軸は、回転軸３回りの位相角（すなわち、周方向位置）を示し、縦軸は、吸引リング溝９ａの幅ｂｒを示す。図７Ａの位相角に関して、図２において、０°の位置、及び、θの位置を示している。
　第２実施形態では、第１実施形態と同様に、図７Ａのようなｂｒを有する吸引リング溝９ａにより、圧力分布修正軸方向位置における周方向の流体圧力分布の不均一を低減するので、流体剥離、失速、サージなどを一層効果的に抑制できる。その結果、遠心圧縮機１０の安定した作動範囲をさらに拡大することができる。
　図７Ｂは、数値シミュレーションにより得た最適なｂｒの分布を示す。この数値シミュレーションにおいては、還流路の構造を示す各パラメータを、Ｓｒ＝５ｍｍ、Ｓｆ＝１５．０ｍｍ、ｂｆ＝１０．０ｍｍ、ｂｂ＝１３．０ｍｍ、ｈｂ＝８．０ｍｍ、開始位相角θ＝０°としている。
　図８Ａは、流量に対する遠心圧縮機の圧力比を示す。図８Ａにおいて、横軸は、遠心圧縮機への流量を正規化した値で示し、縦軸は、遠心圧縮機の圧力比を比率で示している。
　図８Ｂは、流量に対する遠心圧縮機の効率を示す。図８Ｂにおいて、横軸は、遠心圧縮機への流量を正規化した値で示し、縦軸は、遠心圧縮機の効率を比率で示す。
　また、図８Ａ、図８Ｂにおいて、黒い四角印と、この四角印上を通過する実線による曲線は、第２実施形態の実施例（すなわち、非対称ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機）の場合を示す。なお、図８Ａ、図８Ｂにおいて、ケーシングトリートメントをＣＴと略して表示している。図８Ａ、図８Ｂにおいて、黒い三角印と、この三角印上を通過するに実線よる曲線は、吸引リング溝９ａの軸方向位置が各周方向位置において一定である還流路を有する従来の遠心圧縮機（すなわち、軸対称ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機）の場合を示す。図８Ａ、図８Ｂにおいて、白丸印と、この丸印上を通過する破線による曲線は、還流路を有しない遠心圧縮機（すなわち、ケーシングトリートメントを有しない遠心圧縮機）の場合を示す。
　図８Ａ、図８Ｂから分かるように、本発明の実施例に基づいた非対称ケーシングトリートメントを遠心圧縮機に備えることにより、軸対称ケーシングトリートメントを備えた場合、および、ケーシングトリートメントを備えない場合と比較して、基本的に同じ効率を維持しつつ、安定した作動範囲を拡大することができる。
　本発明は上述した実施の形態に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々変更を加え得ることは勿論である。
３　回転軸、４　スクロール流路、５　インペラ、６　インペラ全羽根、
６ａ　インペラ全羽根前縁、６ｂ　インペラ全羽根後縁、７　ケーシング、
７ａ　ケーシングの内周面、８　インペラ半羽根、８ａ　インペラ半羽根前縁、
８ｂ　インペラ半羽根後縁、９　還流路、９ａ　吸引リング溝、
９ｂ　還流リング溝、９ｃ　リング案内路、１０　遠心圧縮機、１１　閉塞部材
 
 

Claims (1)

  1. 　回転駆動される回転軸（３）と、該回転軸に固定されるインペラ（５）とを備え、該インペラにより、前記回転軸の半径方向外側に吸入流体を送出して圧縮する遠心圧縮機であって、
    　前記インペラを囲む内周面を有するケーシング（７）を備え、
    　前記ケーシングの内部には、インペラ全羽根前縁（６ａ）より下流側位置からインペラ全羽根前縁より上流側位置へ流体を戻す還流路（９）が形成され、
    　該還流路は、前記内周面における前記下流側位置に開口して前記回転軸回りの周方向に形成される吸引リング溝（９ａ）と、前記内周面における前記上流側位置に開口して前記周方向に形成される還流リング溝（９ｂ）と、を有し、
    　前記回転軸の軸方向における位置を軸方向位置とし、
    　前記吸引リング溝の軸方向位置または幅の前記周方向における分布が、前記回転軸に関して非対称になっている、ことを特徴とする非対称自己循環ケーシングトリートメントを有する遠心圧縮機。
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