WO2012053495A1 - 多段遠心圧縮機およびそのリターンチャネル - Google Patents

多段遠心圧縮機およびそのリターンチャネル Download PDF

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WO2012053495A1
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impeller
compressor
return channel
vane
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小林　博美
秀夫 西田
和之 杉村
学 八木
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株式会社日立プラントテクノロジー
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D17/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
    • F04D17/08—Centrifugal pumps
    • F04D17/10—Centrifugal pumps for compressing or evacuating
    • F04D17/12—Multi-stage pumps
    • F04D17/122—Multi-stage pumps the individual rotor discs being, one for each stage, on a common shaft and axially spaced, e.g. conventional centrifugal multi- stage compressors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • 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
    • F04D29/44—Fluid-guiding means, e.g. diffusers
    • F04D29/441—Fluid-guiding means, e.g. diffusers especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/444—Bladed diffusers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2240/00—Components
    • F05D2240/10—Stators
    • F05D2240/12—Fluid guiding means, e.g. vanes
    • F05D2240/122—Fluid guiding means, e.g. vanes related to the trailing edge of a stator vane
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/70—Shape

Definitions

  • the present invention relates to a multi-stage centrifugal compressor and its return channel, and more particularly to a single-shaft multi-stage multi-stage centrifugal compressor having a plurality of impellers attached to one shaft and its return channel.
  • Patent Document 1 An example of a conventional multistage fluid machine is described in Patent Document 1.
  • the trailing edge of the return guide vane provided in the return channel is used as a vane so that high efficiency can be obtained outside the partial flow region and good HQ characteristics can be obtained in the partial flow region. It is located on the radially outer side of the rotating shaft from the front edge of the vane of the car. Further, a rectifying plate extending from the rear edge of the return guide vane toward the rotation axis is provided on a part of the return guide vane.
  • Patent Documents 2 and 3 describe examples of improving the performance of the return flow path in the conventional multistage centrifugal compressor.
  • the blade angle at the center in the width direction (axial direction) is raised at the front edge so that the shape of the front edge and rear edge of the return vane matches the flow.
  • the edge is inclined toward the counter-rotating direction of the impeller.
  • the movable return vane is arrange
  • Centrifugal compressors such as centrifugal compressors for processes often require a wide operating range with high efficiency.
  • each stage is designed to have the highest efficiency at the flow rate of the specification point. Therefore, if the operation is performed at a flow rate other than the specification point, the flow matching in each stage is shifted.
  • FIG. 3 shows the characteristics of the first stage compressor of the multistage compressor
  • FIG. 4 shows the characteristics of the final stage compressor of the multistage compressor.
  • the operating limit on the small flow rate side of the compressor is determined by the occurrence of surging.
  • the operation limit on the large flow rate side is determined by the generation of choke.
  • the point where surging occurs is the surge point Ps
  • the flow rate at that time is Qs
  • the point where choke is generated is the choke point Pc
  • the flow rate at that time is Qc.
  • the operation is performed with the flow range up to Qc as the operation range WR.
  • There is a specification point P Des that is also a design point in the middle of the operating range, and the flow range from the surge flow rate Qs to the specification point flow rate Q Des is defined as the surge margin SM and choke flow rate Qc at the flow rate Q Des of this specification point P Des.
  • To the specification point flow rate Q Des is called a choke margin CM.
  • the head H of the first stage compressor becomes HA , which is lower than the head H Des at the specification point P Des. Become. That is, since the working gas is not compressed as compared with the operation at the specification point P Des , the downstream impeller operates at a larger volumetric flow ratio. As a result, the final stage compressor is operated at the operating point A ′ on the larger flow rate side in the volume flow rate ratio than the first stage compressor. That is, the operation is performed where the deviation from the specification point flow rate Q Des is large.
  • the operating range of the multistage compressor largely depends on the operating range of the downstream stage compressor, particularly the final stage compressor. Therefore, in order to obtain a multistage compressor having a wide operating range, it is necessary to increase the operating range toward the downstream stage of the compressor. However, there is a limit to expanding the operating range with only the impeller, which is a limitation of the multistage centrifugal compressor.
  • the present invention has been made in view of the above-mentioned problems of the prior art, and an object of the present invention is to achieve a high-efficiency and wider operating range as a whole in a multistage centrifugal compressor without sacrificing efficiency. is there. Another object of the present invention is to achieve the above object with a simple structure.
  • a feature of the present invention that achieves the above object is that a plurality of centrifugal impellers are fixedly attached to one rotating shaft to form a multistage impeller, and a diffuser and a return channel are sequentially provided downstream of each impeller,
  • the return channel has a plurality of vanes arranged at intervals in the circumferential direction, and the exit angle of the vane is set. This is because it has increased monotonously as it goes downstream. In this feature, the lower the impeller, the greater the blade angle from the radial direction at the exit of the impeller.
  • a plurality of centrifugal impellers are fixedly attached to one rotating shaft to form a multistage impeller, and a diffuser and a return channel are sequentially provided downstream of each impeller.
  • a plurality of centrifugal impellers, a diffuser, and a casing that accommodates a return channel, and a plurality of suction passages are formed in the casing to form a plurality of compressor groups.
  • the return channel has a plurality of vanes arranged at circumferential intervals and is provided in at least two stages, and the outlet of the vanes The angle is monotonically increased as it goes downstream. And in this characteristic, it is good to enlarge the blade
  • Still another feature of the present invention that achieves the above object is used in at least a plurality of stages of a multistage centrifugal compressor in which a number of impellers are attached to one axis, and in a flow path formed between opposing flat plates,
  • the exit angle of the plurality of vanes with respect to the radial direction is the vane used in the downstream stage of the vane used in the upstream stage The same or smaller than that.
  • the vane outlet vane angle may be substantially 0 degrees in the most upstream return channel.
  • the entire compressor can be realized with high efficiency and a wider operating range than before. Also, since the vane outlet angle is only set, the efficiency of the entire compressor can be increased with a simple configuration, and a wider operating range than before can be realized.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an embodiment of a multistage centrifugal compressor 10 according to the present invention. Further, FIG. 2 shows a portion of the return channel 3 provided in the multistage centrifugal compressor 10 shown in FIG.
  • a plurality of impellers 1a to 1e are fixedly attached to a single rotating shaft 8, and diffusers 2a to 2e are disposed downstream of the impellers 1a to 1e.
  • Return channels 3a to 3d that connect the diffusers 2a to 2d and the impellers 1b to 1e of the next stage are arranged downstream of the diffusers 2a to 2d of each stage except the final stage.
  • the impellers 1a to 1e, the diffusers 2a to 2e, and the return channels 3a to 3d are accommodated in the compressor casing 6, and the suction casing 4 is disposed on the upstream side of the first stage impeller 1a, and the downstream side of the final stage diffuser 2e. Is provided with a discharge casing 5.
  • the multistage compressor 10 shown in FIG. 1 is a five-stage machine.
  • the working gas is first introduced into the machine as a flow 9 radially inward from the outside of the multistage centrifugal compressor 10 through the suction casing 4. Then, it flows into the first stage impeller 1a, and then the pressure is increased while passing through the impellers 1a to 1e, the diffusers 2a to 2e, and the return channels 3a to 3d of each stage, and after passing through the final stage diffuser 2e, the discharge casing 5 Exhaled outside the aircraft.
  • the number of return channels 3a to 3d is four.
  • the return channels 3a to 3d are arranged at intervals in the circumferential direction between two opposed planes formed by the inverted U-shaped section downstream of the diffusers 2a to 2d and the wall surface of the compressor casing 6.
  • a ring-shaped portion (see FIG. 2) having a plurality of vanes 13a to 13d.
  • the outlet angles ⁇ 3a to ⁇ 3d of the vanes 13a to 13d of the return channel are made larger in the downstream compressor, and the angular distribution of the vanes 13a to 13d in each stage is, for example, FIG. As shown in FIG. 4, the angle is increased by a certain angle as the number of stages increases.
  • the vane outlet angle ⁇ is an angle formed by the radial line and the vane outlet blade surface, as shown in FIG. 2.
  • the second merit is that the vanes 13a to 13d included in the return channels 3a to 3d reduce the flow turning angle and reduce the loss of the vanes 13a to 13d themselves.
  • the flow direction of the vanes 13a to 13d is increased, the flow loss of the vanes 13a to 13d is large, and it is difficult to reduce the flow loss.
  • the swirl component remains in the flow that exits the vanes 13a to 13d of the return channels 3a to 3d, particularly the flow that exits the downstream vanes 13a to 13d, and the next-stage impellers 1b to 1e serve as pre-turns. Therefore, the turning angles of the vanes 13a to 13d are made small. Thereby, the load of the vanes 13a to 13d can be reduced, and the loss in the vanes 13a to 13d can be reduced.
  • the third merit is the uniform flow distribution. As described above, when the load of the vanes 13a to 13d included in the return channels 3a to 3d is reduced, the distortion of the flow distribution of the flow flowing out from the return channels 3a to 3d is reduced, and it becomes easy to make uniform. This improves the performance of the impeller that is connected to the return channel flow path and designed on the assumption of a uniform suction flow.
  • the swirl component is left in the downstream flow and is introduced into the next impeller, so that the swirl component is not left and there is no pre-turn.
  • the head is lowered. Therefore, in designing the impeller at the downstream stage, the rotational speed and the outer diameter of the impeller are set in consideration of the head drop.
  • the exit angles of the vanes 13b to 3d are applied only to the stage having a large influence as shown in FIG. Is preferably increased.
  • the exit angles ⁇ 3a and ⁇ 3b of the first and second vanes 13a and 13b are angles that do not remain turning, and the vane 13c and the lowermost stage that are immediately before the lowermost stage are used.
  • the exit angles ⁇ 3c and ⁇ 3d of the vane 13d are the angles at which the turning remains.
  • the increment of the exit angle ⁇ 3d of the lowermost vane 13d having a larger influence is made larger than the increment of the exit angle ⁇ 3c of the immediately preceding vane 13c.
  • the head drop is significant in the most downstream stage and / or the stage immediately before it, but is small in the other stages, so that the amount of head drop can be reduced as a whole, and the necessary surge margin is ensured.
  • FIG. 7 is a nine-stage machine. One set of two stages is used, and the exit angle ⁇ is changed step by step for each group. At that time, of the two stages forming the group, the former stage has the same vane outlet angle ⁇ as the latter stage of the preceding group, and the vane outlet angle ⁇ is increased by a predetermined amount in the latter stage.
  • the second stage and the third stage are combined, and the outlet angle ⁇ 3b of the second stage vane 13b is the same as the outlet angle ⁇ 3a of the first stage vane 13a, and the outlet angle ⁇ 3c of the third stage vane 13c. Is increased from the outlet angle ⁇ 3b of the second stage vane 13b by a predetermined increment. If the vane outlet angle ⁇ is changed stepwise in this way, and the amount of pre-turning to the next stage impeller is grasped in advance from the flow at the vane outlet angle ⁇ , performance grasping and design are facilitated.
  • FIG. 8 shows the vane angle distribution of the return channel in still another embodiment of the multistage centrifugal compressor according to the present invention.
  • two suction flow paths are provided in one compressor casing.
  • the compressors are divided into two groups for each suction channel.
  • the number of stages of return channels in the first group is 5, and the number of stages of return channels in the second group is 4.
  • the exit angle ⁇ of the return channel is made smaller for the suction side among the return channels of the compressor stages forming each group, and larger for the discharge side. That is, it is configured to gradually increase from the suction side or monotonously increase.
  • the exit angle ⁇ of the return channel provided in each stage is set, the working gas flows in the same manner as in the above embodiments in units of groups, so that the working range and performance change or improve as described above.
  • the patterns shown in FIGS. 6 and 7 can also be used.
  • the return channel is configured as described above, and the impeller can also have a smaller surge vane angle at the downstream stage in the impeller so that a wider surge margin SM can be obtained at the downstream stage as a single impeller.
  • a wider surge margin SM can be obtained as the entire multistage compressor.
  • any multistage centrifugal compressor can be used as long as it has two or more return channels.
  • the vane blade outlet angle the case of increasing proportionally, the case of increasing only two subsequent stages, or the case of increasing the stepwise step have been described. Not limited to this, various applications are possible. However, it is preferable that the exit angle increases monotonously as it goes to the subsequent stage.

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Abstract

　多段遠心圧縮機１０では、１本の回転軸８に複数の遠心羽根車１ａ～１ｅを固定して取り付けて多段の羽根車を構成している。各羽根車の下流に順にディフューザ２ａ～２ｅおよびリターンチャネル３ａ～３ｄを設け、これら遠心羽根車およびディフューザ、リターンチャネルを圧縮機ケーシング６が収容している。リターンチャネルは円周方向に間隔を置いて配置された複数のベーン３ｆ～３ｉを有するものであって、少なくとも２段設けられている。ベーンの出口角度β３ｆ～β３ｉを，下流段に進むに連れ単調増加させた。

Description

多段遠心圧縮機およびそのリターンチャネル
　本発明は、多段遠心形圧縮機およびそのリターンチャンネルに係り、特に一本の軸に多数の羽根車が取り付けられた一軸多段型の多段遠心圧縮機およびそのリターンチャンネルに関する。
　従来の多段流体機械の例が、特許文献１に記載されている。この公報に記載の多段ポンプでは、部分流量域以外では高効率が得られ、部分流量域では良好なＨ－Ｑ特性が得られるように、戻り流路に設けた戻り案内羽根の後縁を羽根車の羽根の前縁よりも回転軸の径方向外側に位置させている。さらに、戻り案内羽根の後縁から回転軸に向かって延びる整流板を戻り案内羽根の一部に設けている。
　また、従来の多段遠心圧縮機において、戻り流路における性能向上を図った例が、特許文献２,３に記載されている。特許文献２に記載の多段遠心圧縮機では、リターンベーンの前縁部および後縁部形状を流れに合致させるように、幅方向(軸方向)中央部の羽根角を前縁部で立て、後縁部で羽根車の反回転方向に向けて傾斜させている。また、特許文献３の遠心圧縮機では、戻り流路の上流側に可動リターンベーンを、その下流側に固定リターンベーンを配設している。
特開２００５－３３０８７８号公報 特開平９－２０３３９４号公報 特開平８－２００２８９号公報
　プロセス用遠心圧縮機のような遠心形圧縮機では、高効率とともに広い作動範囲が要求されることが多い。この要求に応じて、遠心型圧縮機を多段の遠心圧縮機で構成する場合には、仕様点の流量で各段が最高効率になるように設計する。そのため、仕様点以外の流量で運転すると、各段の流れのマッチングにずれが生じる。
　このマッチングのずれについて、図３および図４に示した多段圧縮機の特性線図を用いて以下に説明する。図３に多段圧縮機の初段圧縮機の特性を、図４に多段圧縮機の最終段圧縮機の特性を示す。圧縮機の小流量側の運転限界は、サージングの発生により決定される。一方大流量側の運転限界は、チョークの発生で決定される。
　そこで現実の圧縮機の運転では、サージングを発生する点をサージ点Ｐｓ、そのときの流量をＱｓ、チョークを発生する点をチョーク点Ｐｃ、そのときの流量をＱｃとしたときに、このＱｓからＱｃまでの流量範囲を作動範囲ＷＲとして、運転する。作動範囲の中間に設計点でもある仕様点ＰＤｅｓがあり、この仕様点ＰＤｅｓの流量ＱＤｅｓを境に、サージ流量Ｑｓから仕様点流量ＱＤｅｓまでの流量範囲をサージマージンＳＭ、チョーク流量Ｑｃから仕様点流量ＱＤｅｓまでの流量範囲をチョークマージンＣＭと呼んでいる。初段圧縮機を、仕様点流量ＱＤｅｓ（体積流量比＝１．０）で運転している場合は、最終段圧縮機も仕様点流量ＱＤｅｓで運転される。
　これに対して、流量を増やすために初段圧縮機の流量を大流量点Ａの流量まで増加させると、初段圧縮機のヘッドＨはＨＡとなり、仕様点ＰＤｅｓのヘッドＨＤｅｓに比べて低くなる。つまり仕様点ＰＤｅｓでの運転時に比べて作動ガスが圧縮されないので、下流段の羽根車にとっては、より体積流量比の大きいところで運転することになる。その結果、最終段圧縮機は、初段圧縮機よりも体積流量比では大流量側の運転点Ａ’で運転することになる。つまり、仕様点流量ＱＤｅｓからのずれが大きいところでの運転となる。
　これとは逆に、初段圧縮機が仕様点ＰＤｅｓよりも小流量側の運転点Ｂで運転されると、仕様点ＰＤｅｓのヘッドＨＤｅｓよりもヘッドＨが高くなる（ＨＢ）のでガスはより圧縮され、次段以降の圧縮機では体積流量比がより小さい運転点で運転される。例えば最終段では、サージ点Ｐｓに近い小流量側の運転点Ｂ’で運転されることになる。
　以上説明したように、多段圧縮機の作動範囲は、下流段の圧縮機、特に最終段の圧縮機の作動範囲に大きく依存する。したがって作動範囲の広い多段圧縮機を得るには、圧縮機の下流段側ほど作動範囲を広くする必要がある。しかしながら、羽根車だけで作動範囲を拡大するには限界があり、これが多段遠心圧縮機の制約になっている。
　上記特許文献１に記載のものは多段ポンプの戻り流路の改善であるが、部分流量域での安定性の改善は図られているものの、多段遠心圧縮機ではないので各段を通過する体積流量はほぼ同じである。したがって、多段を構成する各段の羽根車の作動流量の違いについては考慮されていない。
　上記特許文献２、３に記載の多段遠心圧縮機では、戻り流路におけるリターンベーンをこの戻り流路を流動するガスの流れに合わせるようにしているので、効率の向上が望めるが、戻り流路に流入するガスの流れに合わせるためには多大な労力と正確な知見が必要である。しかも各段の構成が複雑になり、加工工数が増加し、制御も複雑になる。
　本発明は、上記従来技術の不具合に鑑みなされたものでありその目的は、多段遠心圧縮機において、効率を犠牲にすることなく圧縮機全体として、高効率で従来より広い作動範囲とすることにある。本発明の他の目的は、簡単な構成で上記目的を達成することにある。
　上記目的を達成する本発明の特徴は、１本の回転軸に複数の遠心羽根車を固定して取り付けて多段の羽根車を構成し、各羽根車の下流に順にディフューザおよびリターンチャネルを設け、これら遠心羽根車およびディフューザ、リターンチャネルを収容するケーシングを備えた多段遠心圧縮機において、前記リターンチャネルは円周方向に間隔を置いて配置された複数のベーンを有し、前記ベーンの出口角度を下流段に進むに連れ単調増加させたことにある。そしてこの特徴において、下流段の前記羽根車ほど、羽根車の出口における半径方向からの羽根角度を大きくするのがよい。
　上記目的を達成する本発明の他の特徴は、１本の回転軸に複数の遠心羽根車を固定して取り付けて多段の羽根車を構成し、各羽根車の下流に順にディフューザおよびリターンチャネルを設け、これら遠心羽根車およびディフューザ、リターンチャネルを収容するケーシングを備え、このケーシング内に複数の吸込み流路を形成することにより、複数の圧縮機グループを構成した多段遠心圧縮機において、前記複数の圧縮機グループの中の少なくとも１つの圧縮機グループにおいて、前記リターンチャネルは円周方向に間隔を置いて配置された複数のベーンを有するものであって少なくとも２段設けられており、前記ベーンの出口角度が下流段に進むに連れ単調増加されていることにある。そしてこの特徴において、前記各グループ内で、下流段の前記羽根車ほど、羽根車の出口における半径方向からの羽根角度を大きくするのがよい。
　上記目的を達成する本発明のさらに他の特徴は、一軸に多数の羽根車が取り付けられた多段の遠心圧縮機の少なくとも複数段に用いられ、対向する平板間に形成される流路内に、円周方向に間隔を置いて複数のベーンを取り付けて構成したリターンチャネルにおいて、半径方向を基準とした前記複数のベーンの出口角度は、上流段に用いられるベーンの方が下流段に用いられるベーンと同じかそれよりも小さいことにある。そしてこの特徴において、前記ベーンの出口羽根角度は、最上流段のリターンチャネルでは実質的に０度であってもよい。
　本発明によれば、多段遠心圧縮機が備えるリターンチャネルのベーンの出口角度を下流段圧縮機ほど大きくしたので、圧縮機全体として高効率で従来より広い作動範囲を実現できる。また、ベーン出口角度を設定するだけなので、簡単な構成で圧縮機全体としての効率を高効率にでき、また従来より広い作動範囲を実現できる
本発明に係る多段遠心圧縮機の一実施例の縦断面図である。 図１に示した多段遠心圧縮機のリターンチャネル部を、Ｐ方向視で重ね書きした図である。 多段圧縮機の初段の特性を説明する図である。 多段圧縮機の最終段の特性を説明する図である。 本発明に係るリターンチャネルが有するベーンの出口角度の一例を示すグラフである。 本発明に係るリターンチャネルが有するベーンの出口角度の他の例を示すグラフである。 本発明に係るリターンチャネルが有するベーンの出口角度のさらに他の例を示すグラフである。 本発明に係るリターンチャネルが有するベーンの出口角度のさらに他の例を示すグラフである。
　以下、本発明に係る多段遠心圧縮機およびそれに用いるリターンチャネルを、図面を用いて説明する。図１に、本発明に係る多段遠心圧縮機１０の一実施例を縦断面図で示す。また図２に、図１に示した多段遠心圧縮機１０が備えるリターンチャネル３部を、Ｐ方向視して重ね書きして示す。
　多段遠心圧縮機１０では、１本の回転軸８に複数の羽根車１ａ～１ｅが固定して取り付けられており、各羽根車１ａ～１ｅの下流にはディフューザ２ａ～２ｅが配置されている。最終段を除く各段のディフューザ２ａ～２ｄの下流には、ディフューザ２ａ～２ｄと次段の羽根車１ｂ～１ｅをつなぐリターンチャネル３ａ～３ｄが配置されている。羽根車１ａ～１ｅおよびディフューザ２ａ～２ｅ、リターンチャネル３ａ～３ｄは、圧縮機ケーシング６内に収容されており、初段羽根車１ａの上流側には吸込みケーシング４が、最終段ディフューザ２ｅの下流側には吐出ケーシング５が設けられている。
　図１に示した多段圧縮機１０は５段機の場合である。作動ガスは、多段遠心圧縮機１０の外部から吸込みケーシング４を通じて、まず半径方向内側に流れ９として機内へ導かれる。そして、初段羽根車１ａに流入し、次いで各段の羽根車１ａ～１ｅおよびディフューザ２ａ～２ｅ、リターンチャネル３ａ～３ｄを通過する間に昇圧され、最終段ディフューザ２ｅを経た後、吐出ケーシング５から機外へ吐き出される。
　多段圧縮機１０が５段機の場合には、リターンチャネル３ａ～３ｄの数は４個となる。リターンチャネル３ａ～３ｄは、ディフューザ２ａ～２ｄの下流の断面逆Ｕ字型の部分と、圧縮機ケーシング６の壁面により構成される２つの対向する平面間に、周方向に間隔を置いて配置された複数のベーン１３ａ～１３ｄを有するリング状の部分（図２参照）とを有する。ここで、本実施例では下流段圧縮機ほど、リターンチャネルが有するベーン１３ａ～１３ｄの出口角度β３ａ～β３ｄを大きくしており、各段のベーン１３ａ～１３ｄの角度分布は、例えば図５に示すように、段数が増えるごとに一定角度だけ増加させている。ここで、ベーン出口角度βは、図２に示すように、半径方向線とベーン出口の羽根面がなす角度である。
　このように構成した本実施例のリターンチャネル３ａ～３ｄにおいては、リターンチャネル３ａ～３ｄのベーン出口角度β３ａ～β３ｄを大きくすると、その出口角度β３ａ～β３ｄを大きくしたベーン１３ａ～１３ｄを有するリターンチャネル３ａ～３ｄおよびそのリターンチャネル３ａ～３ｄに流路が接続する次段の羽根車１ｂ～１ｅに、下記のメリットが発生する。
　つまり、次段の羽根車１ｂ～１ｅにとっては、羽根車１ｂ～１ｅに流入する流れに予旋回が残り、羽根車１ｂ～１ｅの流入相対速度が低くなる。その結果、羽根車１ｂ～１ｅ内の減速比が小さくなり、サージマージンＳＭが広くなることが期待される。したがって、下流段ほどリターンチャネルが有するベーン出口角度βを大きくすると、そのリターンチャンネルの流路に接続する羽根車２の相対的なサージマージンＳＭが広くなる。これにより、圧縮機全体のサージマージンＳＭの広狭は、下流段の羽根車が支配的であることが分かるから、下流段の羽根車のサージマージンＳＭを広げれば圧縮機全体のサージマージンＳＭを広げることができる。
　第２のメリットとしては、リターンチャネル３ａ～３ｄが有するベーン１３ａ～１３ｄが流れの転向角を小さくし、ベーン１３ａ～１３ｄ自体の損失を低減することである。通常、ベーン１３ａ～１３ｄは、ディフューザ２ａ～２ｄの出口で形成される旋回流れを軸方向に転向させる（β＝０°にする）ように働かせる。その結果、ベーン１３ａ～１３ｄでの流れの転向が大きくなり、ベーン１３ａ～１３ｄの流動損失が大きくその低減が困難であった。
　本実施例では、リターンチャネル３ａ～３ｄが有するベーン１３ａ～１３ｄを出た流れ、特に下流段のベーン１３ａ～１３ｄを出た流れに旋回成分を残して、予旋回として次段羽根車１ｂ～１ｅに流入させるようにしているので、ベーン１３ａ～１３ｄの転向角を小さくしている。これにより、ベーン１３ａ～１３ｄの負荷を小さくでき、ベーン１３ａ～１３ｄでの損失を軽減できる。
　第３のメリットは、流れ分布の一様化である。上記したように、リターンチャネル３ａ～３ｄが有するベーン１３ａ～１３ｄの負荷が軽減されると、リターンチャネル３ａ～３ｄから流出する流れの流れ分布のひずみが軽減され、一様化されやすくなる。これにより、リターンチャネル流路に接続し、一様吸込み流れを前提に設計されている羽根車の性能が向上する。
　本実施例では、リターンチャネル３ａ～３ｄを流出する流れに関して、特に下流段の流れに旋回成分を残して、次段の羽根車に流入させているので、旋回成分を残さずに予旋回無しに羽根車に流入させた場合に比べて、ヘッドは低下する、そこで、下流段の羽根車の設計においては、このヘッド低下分を考慮して回転速度や羽根車外径を設定する。
　また特に最下流段あるいは最下段の直前の段などの特性が、全体のサージマージンに強く影響している場合は、図６に示すように影響の大きい段についてだけ、ベーン１３ｂ～３ｄの出口角度を大きくするのが好ましい。この図６に示した例では、１段目および２段目のベーン１３ａ、１３ｂの出口角度β３ａ、β３ｂは旋回の残らない角度とし、最下段の直前の段であるベーン１３ｃおよび最下段のベーン１３ｄの出口角度β３ｃ、β３ｄを、旋回の残る角度としている。その際、より影響の大きい最下段のベーン１３ｄの出口角度β３ｄの増分を、その直前のベーン１３ｃの出口角度β３ｃの増分に比べて大にしている。ヘッド低下は最下流段および／またはその直前の段では顕著になるがその他の段では少ないので、全体にヘッド低下量を少なくでき、しかも必要なサージマージンが確保される。
　以上は５段の多段遠心圧縮機の例であるが、さらに段数の多い多段遠心圧縮機１０の例を、図７に示す。この図７に示した多段遠心圧縮機１０は、９段機である。２段１組にして、組ごとに段階的に出口角度βを変えている。その際、組をなす２段のうち、前段はその前の組の後段と同じベーン出口角度βとし、後段において、所定量ベーン出口角度βを増加させている。
　例えば、第２段と第３段とを組みにし、第２段ベーン１３ｂの出口角度β３ｂは、第１段ベーン１３ａの出口角度β３ａと同じくし、第３段ベーン１３ｃの出口角度β３ｃは第２段ベーン１３ｂの出口角度β３ｂより所定増分だけ増加させている。このように段階的にベーン出口角度βを変化させ、そのベーン出口角度βにおける流れから、次段羽根車への予旋回量を予め把握しておけば、性能把握や設計が容易になる。
　図８に、本発明に係る多段遠心圧縮機のさらに他の実施例における、リターンチャネルのベーン角度分布を示す。本実施例では、１台の圧縮機ケーシング内に、２個の吸込み流路が設けられている。たとえば、中間冷却のために圧縮された作動ガスが途中で機外に流出し、冷却された後、再び圧縮機内に戻るような場合である。圧縮機は吸込み流路単位で２つのグループになっている。第１のグループのリターンチャネルの段数は５段であり、第２のグループのリターンチャネルの段数は４段である。
　リターンチャネルの出口角βは、それぞれのグループを形成する圧縮機段が有するリターンチャネルのうち、吸込み側のものほど小さく吐出側のものほど大きくする。すなわち、吸込み側から順に徐々に大きくなるようにもしくは単調増加するように構成されている。このように各段に設けたリターンチャネルの出口角βを設定すれば、作動ガスは各グループ単位で上記各実施例と同様に流れるので、作動範囲や性能が上述したように変化または向上する。なお、リターンチャネルの出口角を下流段に向かって変化させるパターンとしては、図６や図７に示したパターンも利用できる。
　また、図示していないが、上記のようにリターンチャネルを構成するとともに、羽根車においても下流段ほど出口羽根角度を小さくし、羽根車単体として下流段ほどより広いサージマージンＳＭの得られる羽根車構造とすれば、多段圧縮機全体として、より広いサージマージンＳＭが得られる。
　上記実施例では、５段機と９段機を例にとり説明したが、本発明がこれらの段数に限られるものでないことはいうまでもない。すなわち、リターンチャネルを２段以上有するものであれば、どんな多段遠心圧縮機にも適用できる。また、ベーンの羽根出口角度の設定例として、比例的に増大させる場合、後段２段のみを増大させる場合、隔段をステップ的に増大させる場合について説明したが、この羽根出口角度の設定もこれらに限らず、種々適用できる。ただし、後段に行くにつれ出口角度が単調に増加するのが好ましい。
　１ａ～１ｅ…羽根車、２ａ～２ｅ…ディフューザ、３、３ａ～３ｈ…リターンチャネル、１３ａ～１３ｈ…ベーン、４…吸込ケーシング、５…吐出ケーシング、６…圧縮機ケーシング、７…軸受、８…回転軸、９…流入流れ、１０…多段遠心圧縮機、Ａ，Ａ’…大流量側運転点、Ｂ，Ｂ’…小流量側運転点、ＣＭ…チョークマージン、Ｈ…ヘッド、Ｐｓ…サージ点、Ｑ…体積流量比、Ｑｃ…チョーク流量、Ｑｓ…サージ流量、ＳＭ…サージマージン、ＷＲ…作動範囲、β３ａ～β３ｈ…ベーン出口角度。

Claims (6)

  1. 　１本の回転軸に複数の遠心羽根車を固定して取り付けて多段の羽根車を構成し、各羽根車の下流に順にディフューザおよびリターンチャネルを形成し、これら遠心羽根車およびディフューザ、リターンチャネルを収容するケーシングを備えた多段遠心圧縮機において、前記リターンチャネルは円周方向に間隔を置いて配置された複数のベーンを有し、前記ベーンの出口角度を下流段に進むに連れ単調増加させたことを特徴とする多段遠心圧縮機。
  2. 　下流段の前記羽根車ほど、羽根車の出口における半径方向からの羽根角度を大きくしたことを特徴とする請求項１記載の多段遠心圧縮機。
  3. 　１本の回転軸に複数の遠心羽根車を固定して取り付けて多段の羽根車を構成し、各羽根車の下流に順にディフューザおよびリターンチャネルを設け、これら遠心羽根車およびディフューザ、リターンチャネルを収容するケーシングを備え、このケーシング内に複数の吸込み流路を形成することにより、複数の圧縮機グループを構成した多段遠心圧縮機において、
    　前記複数の圧縮機グループの中の少なくとも１つの圧縮機グループにおいて、前記リターンチャネルは円周方向に間隔を置いて配置された複数のベーンを有するものであって少なくとも２段設けられており、前記ベーンの出口角度が下流段に進むに連れ単調増加されていることを特徴とする多段遠心圧縮機。
  4. 　前記各グループ内で、下流段の前記羽根車ほど、羽根車の出口における半径方向からの羽根角度を大きくしたことを特徴とする請求項３記載の多段遠心圧縮機。
  5. 　一軸に多数の羽根車が取り付けられた多段の遠心圧縮機の少なくとも複数段に用いられ、対向する平板間に形成される流路内に、円周方向に間隔を置いて複数のベーンを取り付けて構成したリターンチャネルにおいて、半径方向を基準とした前記複数のベーンの出口角度は、上流段に用いられるベーンの方が下流段に用いられるベーンと同じかそれよりも小さいことを特徴とする多段遠心圧縮機に用いるリターンチャネル。
  6. 　前記ベーンの出口羽根角度は、最上流段のリターンチャネルでは実質的に０度であることを特徴とする請求項５に記載のリターンチャネル。
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