WO2012081435A1 - 遠心圧縮機の羽根車 - Google Patents

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WO2012081435A1
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WO
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full
splitter
splitter blade
full blade
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PCT/JP2011/078059
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星　徹
勲 冨田
健一郎 岩切
白石　隆
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三菱重工業株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D5/00—Blades; Blade-carrying members; Heating, heat-insulating, cooling or antivibration means on the blades or the members
    • F01D5/12—Blades
    • F01D5/22—Blade-to-blade connections, e.g. for damping vibrations
    • F01D5/225—Blade-to-blade connections, e.g. for damping vibrations by shrouding
    • 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
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/284—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for 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
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/30—Vanes

Definitions

  • the present invention relates to an impeller of a centrifugal compressor used for vehicles, marine turbochargers and the like, and in particular, the blade shape of a splitter blade (short blade) provided between adjacent full blades (full blades). It is about
  • Centrifugal compressors used in compressors and the like of vehicle and marine turbochargers impart kinetic energy to fluid through rotation of an impeller and discharge pressure radially outward to obtain pressure rise due to centrifugal force. It is a thing. Since this centrifugal compressor is required to have a high pressure ratio and high efficiency in a wide operation range, a splitter blade (short blade) 03 between adjacent full blades (full blades) 01 as shown in FIGS. While the impeller (impeller) 05 which provided these is often used, various devices are made about the wing shape.
  • the full blade 01 and the splitter blade 03 are alternately installed on the surface of the hub 07, but the general splitter blade 03 has a shape in which the upstream side of the full blade 01 is simply cut away It is done.
  • the inlet edge (LE2) of the splitter blade 03 is positioned downstream of the inlet edge (LE1) of the full blade 01 by a fixed distance, and the outlet edge (TE) (The angle ⁇ (shown as the angle between the direction of the inlet edge and the axial direction G of the impeller 05) of the inlet edge of the splitter blade 03 flows in the flow path between the full blades 01). It is set to be the same as the flow direction F of the fluid.
  • the splitter blade 03 when the splitter blade 03 is designed as a shape in which the inlet edge of the splitter blade 03 is merely cut away on the upstream side of the full blade 01 at the circumferential center position between the full blades 01, the splitter blade 03 Since the difference of A1 ⁇ A2 occurs in the throat area A1 on the pressure side Sa side of the full blade 01 formed on both sides of the blade and the throat area A2 on the suction side Sb side, the flow rate of each flow path becomes uneven. However, the fluid can not be evenly distributed, the load on the blades becomes uneven, and the flow path loss also increases, which prevents the improvement of the impeller efficiency.
  • the throat area refers to the cross-sectional area at the position where the shortest distance from the inlet edge of the splitter blade to the pressure side or suction side of the full blade 01 as shown in FIG.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Laid-Open No. 10-213094
  • FIG. 26 the blade angle ⁇ of the inlet edge of the splitter blade 09 is as shown in FIG.
  • patent document 2 (patent 3876195) as what inclined the inlet end part of the splitter blade to the negative pressure surface side of a full blade.
  • the fluid entering between the full blades 01 mainly has a fast flow collecting on the suction side
  • the flow rate is higher because the suction surface side is faster than the pressure surface and the flow rate increases.
  • the uniformity occurs, the fluid can not be evenly distributed, the blade load becomes uneven, the flow path loss increases, and the improvement of the impeller efficiency is hindered.
  • Patent Documents 1 to 3 focus on the flow distribution of the flow path divided by the splitter blade based on the assumption that the flow between the blades (blades) flows along the full blade.
  • the effect of tip leakage flow from the tip clearance into the passage or out of the passage is Yes, the flow field has a complex appearance, and further improvement to accommodate these complex internal flows was necessary.
  • this leakage vortex does not flow along the full blade, and this leakage vortex is a place where low energy fluid accumulates, if it interferes with the inlet edge of the splitter blade, loss generation due to the generation of separation and vortex structure Increases. That is, in the conventional impeller structure, sufficient performance can not be obtained because no countermeasure is taken against the interference between the leakage vortex from the tip of the inlet edge of the full blade and the inlet edge of the splitter blade.
  • the present invention has been made in view of these problems, and a full blade provided adjacent to each other from the inlet to the outlet of the fluid, and a splitter provided between the full blade and the middle of the flow passage to the outlet
  • a centrifugal force that achieves high pressure ratio and high efficiency by avoiding the interference of the leading edge of the splitter blade with the tip leakage vortex from the tip of the leading edge of the full blade in a centrifugal compressor impeller. It aims at providing an impeller of a compressor.
  • the present invention is characterized in that a full blade is provided on the hub surface, and a plurality of the full blades are provided at equal intervals in the circumferential direction from the fluid inlet to the outlet.
  • an impeller of a centrifugal compressor comprising: a splitter blade provided from a middle portion of a flow path formed between the blades to an outlet portion;
  • a tip clearance is formed between the full blade tip and the shroud, and a tip leakage vortex generated from the tip clearance toward the leading edge of the splitter blade at a large flow rate
  • the shroud side of the leading edge of the splitter blade in the circumferential direction of the full blade so that the generated tip leakage vortex passes over the leading edge of the splitter blade or matches the direction of the tip leakage vortex It is characterized in that it is disposed close to the negative pressure side of the full blade from the equally spaced position.
  • the tip leakage vortices caused by the tip leakage flow can be obtained by arranging the shroud side of the leading edge of the splitter blade from the circumferentially equal position of the full blade toward the suction side of the full blade. And the compressor efficiency and characteristics are improved.
  • a tip leakage vortex is generated due to tip leakage flow from the tip clearance toward the splitter blade. Since this tip leakage vortex has a strong blockage effect, near the splitter blade tip (more than 70% blade span), the fluid flowing between the full blades does not flow along the full blades and a drift flow occurs. Tip-leakage vortices are areas of accumulation of low energy fluid with strong vortex flow. When such a flow interferes with the leading edge of the splitter blade, loss generation due to the occurrence of separation and vortex structure is increased.
  • the shroud side of the leading edge portion of the splitter blade is arranged from the circumferentially equally spaced position of the full blade toward the negative pressure surface side of the full blade, thereby avoiding interference with the tip leakage vortex.
  • the leakage vortex position changes according to the operating state of the compressor, based on the changing tendency, interference with the leading edge of the splitter blade is reliably ensured in a wide operating range from small flow operation to large flow operation. Is surely prevented.
  • the shroud side of the leading edge of the splitter blade is made such that the tip leakage vortices generated during high flow operation ride over the leading edge of the splitter blade or match the direction of the tip leakage vortex.
  • FIG. 21 is a graph in which the noise peak value is taken along the vertical axis and the resonance frequency is taken along the horizontal axis, and when the circumferential position of the splitter blade is moved to 10% negative pressure side, The frequency is increased by 20% because it is narrowed by 20% from the conventional 50% to 40%. In addition, the frequency is reduced by 20% because the other is expanded by 20% from the conventional 50% to 60%. As a result, the peak value is reduced from a to b due to the phase shift (FIG. 21 (B)).
  • the hub side of the front edge portion of the splitter blade may be disposed closer to the pressure side of the full blade from the circumferential direction equally spaced position of the full blade.
  • the splitter blade is arranged by positioning the hub side closer to the pressure side of the full blade.
  • the shroud side of the trailing edge portion of the splitter blade may be disposed closer to the negative pressure surface side of the full blade from the circumferential direction equally spaced position of the full blade.
  • the shroud side of the trailing edge is equally spaced circumferentially of the full blade.
  • the hub side of the trailing edge of the splitter blade may be disposed closer to the pressure side of the full blade from the circumferential direction equally spaced position of the full blade.
  • the shroud side of the leading edge is biased to the suction side of the full blade from the even blade positions of the full blade
  • the hub side is biased to the pressure side of the full blade from the even blade positions of the full blade.
  • the shroud side is similarly brought close to the suction surface side of the full blade from the circumferentially equal position of the full blade at the trailing edge, and the hub side is full blade from the equally spaced positions of the full blade. It is installed by being biased to the pressure side of the
  • this configuration makes it possible to make the flow velocity uniform without increasing or decreasing the flow velocity in each of the divided flow channels. Furthermore, this configuration also makes it possible to equalize the flow rate distribution in each of the divided flow paths. Therefore, it is possible to prevent the deterioration of the performance of the compressor by equalizing the flow distribution while eliminating the increase and decrease of the flow velocity in each divided flow path.
  • the inclination angle opposite to the fluid flow at the leading edge of the splitter blade is made larger than the inclination angle of the full blade corresponding to the leading edge of the splitter blade, in the flow direction of the tip leakage vortex. It may be set to the adapted direction. At high flow rates, the leakage vortices are biased toward the suction side of the full blade (see FIG. 2), so that the angle at which the leading edge of the splitter blade meets the inclination angle of this leaked vortex is the leading edge of the full blade splitter blade.
  • the direction of the tip leakage vortex is determined by numerical analysis or bench test.
  • the hub surface is formed between a plurality of full blades erected at equal intervals in the circumferential direction from the fluid inlet portion to the outlet portion, and the full blades provided adjacent to each other
  • the centrifugal compressor has a tip end gap formed between the full blade tip and a shroud, and the tip end gap With respect to a tip leakage vortex generated toward the leading edge of the splitter blade, the tip leakage vortex generated at a large flow rate passes over the leading edge of the splitter blade, or the tip leakage vortex
  • centrifugal compressor is reliably avoid interference leading edge of the splitter blade against leakage vortex from the tip of the leading edge of the full blades in a wide operating range, high
  • FIG. 1 is a perspective view showing an essential part of an impeller (impeller) of a centrifugal compressor to which a splitter blade of the present invention is applied.
  • the impeller 1 has a plurality of adjacent full blades (full wings) 5 and a splitter blade (short wings) 7 provided between the full blades 5 on the upper surface of a hub 3 fitted to a rotor shaft (not shown). , Alternately standing at equal pitch in the circumferential direction.
  • the splitter blade 7 has a length shorter than the full blade 5 in the fluid flow direction, and is provided from the middle of the flow path 9 formed between the front and rear full blades 5 to the outlet.
  • the impeller 1 rotates in the direction of the arrow, the center of which is indicated by O.
  • FIG. 2 shows the relationship between the splitter blade 7 and the full blade 5 at the shroud side position, that is, at the tip end side.
  • the leading edge 7a which is the leading edge of the splitter blade 7 is located downstream in the flow direction from the leading edge 5a which is the leading edge of the full blade 5, and the trailing edge 7b of the trailing edge of the splitter blade 7 and the full blade 5
  • the position of the trailing edge 5b of the trailing edge of the frame is matched in the circumferential direction.
  • the flow path 9 formed between the pressure side Sa side of the full blade 5 and the suction side Sb side of the full blade 5 is positioned to be equally divided into two in the circumferential direction by the splitter blade 7.
  • a flow passage 11 is formed between the full blade 5 and the wall surface on the positive pressure surface Sa side, and a flow passage 13 is formed between the full blade 5 and the wall surface of the negative pressure surface Sb.
  • the shape of the splitter blade 7 is along the full blade 5, and the tilt angle ⁇ of the front edge 7 a of the splitter blade 7 is the same as the tilt angle of the full blade 5.
  • the impeller 1 configured in this manner is configured as an open type impeller having a tip clearance between the full blade 5 and a shroud (not shown) covering the splitter blade 7. Therefore, the fluid on the pressure side of the full blade 5 of the fluid passage in the next (forward side in the rotational direction) passes through the gap between the tip portion (shroud side) of the leading edge of the full blade 5 and the shroud A tip leak flow W occurs which leaks to the side.
  • tip leakage flow W affects the flow near the leading edge 7 a of the splitter blade 7
  • numerical analysis was conducted on the state of the tip leakage flow W.
  • the flow diagram of the numerical analysis result is shown in FIG. A tip leakage flow occurs through the clearance B between the tip of the leading edge 5a of the full blade 5 and the shroud.
  • This tip leakage flow W is accompanied by a strong vortex (tip leakage vortex) as shown in FIG. 22 and has a strong blocking effect on the flow along the full blade 5, so the leading edge 7a of the splitter blade 7 In the vicinity of, the flow does not become a flow along the full blade 5 and produces a drift M toward the front edge of the splitter blade 7 with the vortex as a core.
  • the direction of the tip leakage flow W tends to be a deflection line X direction toward the suction side Sb of the full blade 5 as shown in FIG.
  • the tip leakage flow rate is small, there is a tendency for the tip leakage flow rate to decrease and the negative pressure to decrease and to be away from the negative pressure surface Sb side of the full blade 5 to be in the line Y direction.
  • the large flow rate means an operation in a flow rate region exceeding the flow rate at peak efficiency.
  • the shroud side of the leading edge 7 a of the splitter blade 7 is full-bladed so that the tip leakage vortices generated at high flow rates pass over, or nearly coincide with, the shroud side of the leading edge 7 a of the splitter blade 7 It is arranged to be biased to the negative pressure surface side Sb of the full blade 5 from the circumferential direction equally-spaced position 5.
  • the vortex flow and the leading edge 7 of the splitter blade 7 substantially coincide with the inclination angle ⁇ on the shroud side of the leading edge 7 a of the splitter blade 7 and the flow direction of the tip leakage vortex. Refers to a state in which the shroud side of the two does not interfere with each other.
  • Splitter blade 7 is located at an intermediate portion between front full blade 5F and rear full blade 5R, and the position of its front edge 7a is also set at the intermediate portion between front full blade 5F and rear full blade 5R There is. There are various methods for setting the position of the leading edge 7a of the splitter blade 7 in the longitudinal direction.
  • the direction of the tip leakage vortex at the efficiency peak point that is, the line Z indicating the direction of leakage flow is calculated by numerical analysis or actual machine test, and the full blade before and after the line Z is calculated.
  • the full blade before and after the line Z is calculated.
  • a so-called throat center position forming a minimum distance from the front edge 5a of the rear full blade 5R to the suction side Sb of the front full blade 5F provided on the front side in the rotational direction adjacent to the rear full blade 5R
  • a line formed by connecting the front full blade 5F with the front edge 5a of the front full blade 5F is set as the direction of the tip leakage vortex as a line Z
  • the line Z is set as an intersection point of the front and rear full blades 5F and 5R
  • a line Z which is a reference indicating the direction of the tip leakage vortex is obtained, and is set as an intersection point of the line and an intermediate point of the full blades 5F and 5R before and after.
  • the position on the shroud side is more than the line X direction indicating the direction of the tip leakage vortex at a large flow rate as shown in FIG. It is inclined so as to be positioned on the front full blade 5F side, or substantially opposite to the line X direction.
  • the shift amount is 10%.
  • FIG. 3 shows the positional relationship between the full blade 5 and the splitter blade 7 in the circumferential direction on the shroud side.
  • FIG. 4 shows the circumferential positional relationship on the hub side. In this way, the trailing edge 7b is inclined so that only the shroud side of the leading edge 7a is biased to the negative pressure side Sb of the front full blade 5F without being biased.
  • FIG. 5 is a front view showing the leading edge shape of the splitter blade 7
  • FIG. 6 is a front view showing the trailing edge shape of the splitter blade 7. The trailing edge 7b is not changed, but the shroud side of the leading edge 7a is shown. Is inclined to the suction side Sb of the front full blade 5F.
  • the tip leakage vortex is weak (it is strongly inclined to the negative pressure surface side Sb of the front full blade 5F, and the penetration force advancing across the flow path 9 is weak).
  • the tip leakage vortices can be configured to ride over the leading edge of the splitter blade to ensure that the tip leakage vortices do not interfere with the small flow side where the tip leakage vortices are strong. That is, as shown in FIG. 2, by setting the facing angle of the leading edge 7a of the splitter blade 7 by a test with an actual machine on the large flow rate side, the interference of the tip leakage vortices can be assuredly in a wide operation range. It will be possible to prevent.
  • the noise reduction effect of the compressor due to the number of rotations and the number of blades of the centrifugal compressor can also be obtained.
  • the splitter blade spacing becomes narrower by 20% from the conventional 50% to 40%, so 20% higher.
  • the frequency is reduced by 20% because the other is expanded by 20% from the conventional 50% to 60%.
  • the peak value is reduced from a to b due to the phase shift (FIG. 21 (B)).
  • the hub side of the front edge 7a of the splitter blade 7 is from the circumferentially equally spaced positions of the front and rear full blades 5F and 5R from the pressure side Sa side of the rear full blade 5R. It is characterized by placing it close to the
  • the shroud side of the leading edge 7a of the splitter blade 7 is positioned close to the negative pressure surface Sb side of the front full blade 5F, and further, as shown in FIG. It is biased to the pressure surface Sa side of the full blade 5R.
  • the amounts of deviation toward the positive pressure surface Sa side and the negative pressure surface Sb side are set equal to 10%.
  • this bias amount is set in advance as a bias amount at a large flow rate by numerical calculation or test.
  • both the shroud side and the hub side are not biased, and they are installed at the middle portion of the front and rear full blades 5F and 5R.
  • the flow path 11 divided by the splitter blade 7 , 13 each throat width non-uniformity to act to equalize the flow distribution of the leading edge 7a portion. Therefore, the performance deterioration due to the flow rate difference occurring in the divided flow paths due to the non-uniformity of the cross-sectional area of the inlet portions of the flow paths 11 and 13 is prevented.
  • the shroud side of the trailing edge 7b of the splitter blade 7 is placed from the circumferentially equally spaced positions of the front and rear full blades 5F and 5R to the suction surface Sb side of the front full blade 5F. It is characterized in that it is arranged closely.
  • the shroud side of the trailing edge 7b of the splitter blade 7 is positioned close to the negative pressure surface Sb side of the front full blade 5F, and further, as shown in FIG. Similarly, only the front edge 7a is biased toward the pressure side Sa of the rear full blade 5R, and the shroud side is equally spaced in the circumferential direction of the front and rear full blades 5F and 5R.
  • the amounts of deviation toward the positive pressure surface Sa side and the negative pressure surface Sb side are set equally as 10%, as in the second embodiment.
  • the shroud side and the hub side of the front edge 7a of the splitter blade 7 are biased in the opposite directions by the same amount, so that the channels 11 and 13 divided by the splitter blade 7 It acts to eliminate the uneven throat width and make the flow distribution at the leading edge uniform. Furthermore, the distribution before and after the leading edge portion and the trailing edge portion of the flow paths 11 and 13 divided by the splitter blade 7 is less likely to be uneven, and the flow velocity non-uniformity from the leading edge to the trailing edge is less likely to be generated. The flow velocity can be made uniform without increasing or decreasing the flow velocity in the respective flow passages 11 and 13, and the performance deterioration of the compressor can be prevented.
  • the hub side of the trailing edge 7b of the splitter blade 7 is from the circumferentially equally spaced positions of the front and rear full blades 5F and 5R from the pressure side Sa side of the rear full blade 5R. It is characterized by placing it close to the
  • 10% from the leading edge 7a to the trailing edge 7b on the shroud side is biased to the negative pressure surface Sb side of the front full blade 5F, and further, as shown in FIG. To the rear edge 7b is biased toward the pressure surface Sa side of the rear full blade 5R by 10%.
  • the shroud side and the hub side are respectively biased in the opposite directions by the same amount, so that the splitter blade It acts to eliminate the non-uniformity of the throat width of the flow paths 11, 13 divided by 7, and to make the flow distribution of the leading edge part uniform. Furthermore, in the fourth embodiment, since the shroud side and the hub side of the trailing edge 7b of the splitter blade 7 are respectively biased in the opposite directions by the same amount, the channels 11, 13 divided by the splitter blade 7 The uniformity of the flow distribution of is more effectively obtained.
  • the splitter blade 7 is biased from the leading edge 7a to the trailing edge 7b only on the shroud side toward the negative pressure surface Sb of the front full blade 5F, but in the fourth embodiment, in addition to that, Since the hub side is also biased from the leading edge 7a to the trailing edge 7b toward the pressure side Sa of the rear full blade 5R, the distribution of the flow paths 11 and 13 divided by the splitter blade 7 from the leading edge to the trailing edge Unevenness is less likely to occur, flow velocity non-uniformity from the leading edge to the trailing edge is less likely to occur, there is no acceleration / deceleration of the flow velocity in each of the divided flow channels 11 and 13, and the flow velocity is made more uniform than the third one. It is possible to prevent the performance degradation of the compressor.
  • the fifth embodiment is a front full blade 5F corresponding to the front edge 7a of the splitter blade 7 with an inclination angle (attack angle) opposite to the fluid flow on the shroud side of the front edge 7a of the splitter blade 7 in the fourth embodiment.
  • the inclination angle of the rear full blade 5R is increased to be adapted to the flow direction of the tip leakage vortex.
  • the fifth embodiment is applied only to setting the inclination angle on the shroud side of the leading edge 7 a of the splitter blade 7.
  • the other hub side is set to the same angle as the corresponding inclination angle of the front or rear full blades 5F, 5R.
  • the attack angle on the shroud side of the leading edge 7a of the splitter blade 7 is set to be larger by ⁇ than the inclination angle ⁇ of the corresponding rear full blade 5R, and the attack angle adapted to the tip leakage flow W It can be set to
  • the angle of attack of the leading edge 7a of the splitter blade 7 is locally changed only near the tip of the splitter blade 7 to match the fluid flow, so the same blade on the shroud side of the front or rear full blades 5F, 5R Compared to those set equal to the inclination angle ⁇ at the height position, high efficiency and characteristic improvement effect can be obtained easily and effectively.
  • a blade of a centrifugal compressor provided with full blades provided adjacent to each other from the inlet to the outlet of the fluid and a splitter blade provided between the full blades and from the middle of the flow path to the outlet.
  • the centrifugal compressor blade Suitable for use in cars.

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Abstract

フルブレード５Ｆの先端とシュラウドとの間の翼端隙間からスプリッタブレード７の前縁７ａ部に向かって発生する翼端漏れ渦に対して、大流量時に生成される翼端漏れ渦がスプリッタブレード７の前縁７ａを乗り越えるように、スプリッタブレード７の前縁７ａのシュラウド側をフルブレード５Ｒ、５Ｆの周方向等間隔位置からフルブレード５Ｆの負圧面Ｓｂ側に寄せて配置したことを特徴とする。

Description

遠心圧縮機の羽根車
　本発明は、車両用、舶用ターボチャージャ等に用いられる遠心圧縮機の羽根車に関するものであり、特に、互いに隣り合うフルブレード（全翼）の間に設けられるスプリッタブレード（短翼）の翼形状に関するものである。
　車両用、舶用ターボチャージャのコンプレッサ部等に用いられる遠心圧縮機は、羽根車の回転を介して流体に運動エネルギーを与えるとともに、径方向外側に流体を吐出することで遠心力による圧力上昇を得るものである。この遠心圧縮機は広い運転範囲において高圧力比と高効率化が要求されるため、図２３、２４に示すような互いに隣り合うフルブレード（全翼）０１の間にスプリッタブレード（短翼）０３を設けたインペラ（羽根車）０５がよく用いられるとともに、その翼形状について様々な工夫がなされている。
　このスプリッタブレード０３を有するインペラ０５は、フルブレード０１とスプリッタブレード０３がハブ０７面上に交互に設置されるが、一般的なスプリッタブレード０３は、フルブレード０１の上流側を単に切除した形状とされている。
　一般的なスプリッタブレード０３の場合、図２５のように、フルブレード０１の入口端縁（ＬＥ１）より一定距離下流側にスプリッタブレード０３の入口端縁（ＬＥ２）が位置され、出口端縁（ＴＥ）は一致して設けられ、スプリッタブレード０３の入口端縁の翼角θ（入口端縁の方向とインペラ０５の軸方向Ｇとの成す角度として示す）は、フルブレード０１間の流路を流れる流体の流れ方向Ｆと同一に設定されている。
　しかし、図２５のように、スプリッタブレード０３の入口端縁を、フルブレード０１間の周方向中心位置で、単にフルブレード０１の上流側を切除した形状としてスプリッタブレード０３を設計すると、スプリッタブレード０３の両側に形成されるフルブレード０１の正圧面Ｓａ側のスロート面積Ａ１と、負圧面Ｓｂ側のスロート面積Ａ２に、Ａ１＜Ａ２の差が生じることから、各流路の流量に不均一が生じ、流体を均等分配することができず、翼負荷が不均等となり流路損失も増えて、インペラ効率の向上が妨げられる問題があった。なお、スロート面積とは、図２５のようなスプリッタブレードの入口端縁からフルブレード０１の正圧面または負圧面までの最短距離をなす位置における断面積をいう。
　そこで、特許文献１（特開平１０－２１３０９４号公報）に開示されている技術が知られおり、この特許文献1は、図２６のように、スプリッタブレード０９の入口端縁の翼角θを、θ＋Δθと大きく取る（流体の流れ方向Ｆに対してΔθ大きく設定する）ことで、すなわち、フルブレード０１の負圧面Ｓｂ側に寄せることで、スプリッタブレード０９の両側通路のスロート面積を同一（Ａ１＝Ａ２）とする工夫がなされている。
　また、スプリッタブレードの入口端部を、フルブレードの負圧面側に傾けたものとして特許文献２（特許３８７６１９５号公報）についても知られている。
　しかし、前記特許文献１（図２６）のように、スプリッタブレード０９の入口端縁の翼角θを、θ＋Δθと大きく取ることによって、スプリッタブレード０９の傾斜が大きくなった前縁部分やフルブレード０１の負圧面側Ｓｂからの剥離流の発生が懸念されるとともに、スプリッタブレード０９の正圧面側および負圧面側の両側通路でスロート面積を同一（Ａ１＝Ａ２）としても、該両通路で流速が相違することによって流量の均一化を図ることができなくなる問題があった。
　すなわち、スプリッタブレード０９の両側、つまりフルブレード０１の正圧面側と負圧面側とで流速が異なることから、フルブレード０１の間に入ってきた流体は、主に負圧面側に速い流れが集まる分布となるため、スプリッタブレード０９の両側通路の流路断面積を幾何学的に等しくしても、負圧面側が正圧面側に比べて流速が速い分、流量が増え各流路の流量に不均一が生じ、流体を均等分配することができず、翼負荷が不均等となり流路損失も増えて、インペラ効率の向上が妨げられる問題があった。
　さらに、特許文献３（特開２００２－３３２９９２号公報）に開示されている技術では、図２７に示すように、スプリッタブレード０１１の入口端縁の翼角θをそのままとして、前縁を敢えてフルブレード０１の負圧面側に偏倚させてＡ１＞Ａ２としている。これによって、スプリッタブレード０１１の両側通路における流量の均一化を図っている。
特開平１０－２１３０９４号公報 特許３８７６１９５号公報 特開２００２－３３２９９２号公報
　しかしながら、前記特許文献１～３に示される技術はいずれも、ブレード（翼）間の流れがフルブレードに沿って流れるとの仮定の基に、スプリッタブレードにより分割される流路の流量配分に着目して、翼形状の改良がなされているものであり、翼端隙間を有するオープン型インペラの場合には、この翼端隙間から通路内に流入、または通路から流出する翼端漏れ流れの影響があり、流れ場は複雑な様相を呈しており、これら複雑な内部流動に適合するさらなる改良が必要であった。
　その複雑な内部流動を数値解析により評価したところ、フルブレードの入口端縁の先端部（翼のハブ面からの高さ方向（シュラウド側）の先端部）から発生する漏れ渦がスプリッタブレードの入口端縁の先端部（翼のハブ面からの高さ方向（シュラウド側）の先端部）近傍に到達していることが明らかとなった（図２２の翼端漏れ流れＷの渦流を参照）。
　この漏れ渦はフルブレードに沿って流れてはおらず、また、この漏れ渦は低エネルギー流体が集積する箇所であるため、これがスプリッタブレードの入口端縁に干渉すると剥離や渦構造の発生による損失生成が増大する。
　すなわち、従来型インペラ構造ではこのフルブレードの入口端縁の先端からの漏れ渦とスプリッタブレードの入口端縁との干渉に対する対策がなされていないため、十分な性能が得られていなかった。
　そこで、本発明は、これら問題に鑑みてなされたもので、流体の入口部から出口部にかけて互いに隣り合わせて設けられるフルブレードと、該フルブレードの間に流路の途中から出口部にかけて設けられるスプリッタブレードとを備えた遠心圧縮機の羽根車において、フルブレードの前縁の先端部からの翼端漏れ渦に対するスプリッタブレードの前縁の干渉を回避し、高圧力比、高効率化を達成する遠心圧縮機の羽根車を提供することを目的とする。
　上記の課題を解決するために、本発明は、ハブ面上に流体の入口部から出口部にかけて周方向に複数枚を均等間隔に立設されたフルブレードと、互いに隣り合わせて設けられた前記フルブレードの間に形成される流路の途中から出口部にかけて設けられるスプリッタブレードとを備える遠心圧縮機の羽根車において、
　前記遠心圧縮機は前記フルブレード先端とシュラウドとの間に翼端隙間が形成され、該翼端隙間から前記スプリッタブレードの前縁部に向かって発生する翼端漏れ渦に対して、大流量時に生成される前記翼端漏れ渦が前記スプリッタブレードの前縁部を乗り越えるように、若しくは前記翼端漏れ渦の方向に一致するように前記スプリッタブレードの前縁部のシュラウド側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの負圧面側に寄せて配置したことを特徴とする。
　かかる発明によれば、スプリッタブレードの前縁部のシュラウド側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの負圧面側に寄せて配置することによって、翼端漏れ流れによって生じる翼端漏れ渦との干渉を確実に回避して、圧縮機の効率向上と特性改善が行われる。
　フルブレード先端とシュラウドとの間に翼端隙間が形成されるオープン型インペラの場合、翼端隙間からスプリッタブレードに向かって翼端漏れ流れによる翼端漏れ渦が発生する。この翼端漏れ渦は強いブロッケージ効果を有するため、スプリッタブレード先端近傍（７０％翼スパン以上）では、フルブレード間を流れる流体はフルブレードに沿って流れずに、偏流が生じる。翼端漏れ渦は、強い渦流れを伴う低エネルギー流体の集積域である。このような流れがスプリッタブレードの前縁に干渉すると、剥離や渦構造の発生による損失生成が増大される。
　そこで、本発明では、スプリッタブレードの前縁部のシュラウド側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの負圧面側に寄せて配置することによって、翼端漏れ渦との干渉を回避している。
　さらに、本発明では、漏れ渦位置は圧縮機の運転状態によって変化するため、その変化傾向を基に、小流量運転から大流量運転まで広い運転範囲において確実にスプリッタブレードの前縁部との干渉を確実に防止している。
　すなわち、図２に示すように、大流量時には漏れ渦の流路貫通力は弱く、小流量時には漏れ渦の流路貫通力は強くなる傾向がある。これは、流量の増大に伴ってフルブレードの負圧面側の負圧が小流量時より大きくなるとともに、流路を流れる流量自体が増大するため、漏れ渦がフルブレードの負圧面側に偏るためである。
　そこで、大流量の運転時に生成される翼端漏れ渦が、スプリッタブレードの前縁部を乗り越えるように、もしくは、翼端漏れ渦の方向と一致するように前記スプリッタブレードの前縁部のシュラウド側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの負圧面側に寄せて設定することで、小流量時の運転においてもスプリッタブレードの前縁部との干渉を確実に防止でき、広い運転範囲にわたりスプリッタブレードの前縁部との干渉を防止することができ、圧縮機の効率を向上できる。
　さらに、フルブレードおよびスプリッタブレードの周方向位置が不等ピッチとなることによって、遠心圧縮機の回転数とブレード枚数に起因する圧縮機の騒音低減効果も得られる。
　例えば、図２１は縦軸に騒音ピーク値を、横軸に共振周波数をとったグラフであり、スプリッタブレードの周方向位置を１０％負圧面側に移動させた場合、スプリッタブレード間隔は、一方は従来の５０％から４０％に２割狭くなるため、周波数が２割高くなる。また、他方は従来の５０％から６０％に２割広がるため、周波数は２割低下する。結果的には、位相がずれることでピーク値がａからｂに低減（図２１（Ｂ））する。
　また、本発明において好ましくは、さらに、前記スプリッタブレードの前縁部のハブ側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの正圧面側に寄せて配置するとよい。
　このように、スプリッタブレードの前縁部のシュラウド側をフルブレードの負圧面側に寄っては位置することに加えて、ハブ側をフルブレードの正圧面側に寄って配置させることによって、スプリッタブレードによって分割される流路のスロート幅に偏りが生じて、流量の不均一の原因となるが、かかる構成によって、この流量の不均一を解消して流量配分を均一にするように作用する。
　従って、流路の断面積の不均一によって分割された流路に流量差が生じることによる性能低下が防止される。
　また、本発明において好ましくは、さらに、前記スプリッタブレードの後縁部のシュラウド側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの負圧面側に寄せて配置するとよい。
　このように、前縁部のシュラウド側をフルブレードの等間隔の位置よりフルブレードの負圧面側に偏らせて設置したものに加えて、後縁部のシュラウド側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの負圧面側に寄せて配置することによって、前縁部のシュラウド側だけを偏らせた場合には、スプリッタブレードによって分割される流路幅の前縁部と後縁部との前後の分布に偏りが生じ、前縁から後縁にかけて流速の不均一を生じる原因となるが、かかる構成によれば、分割されたそれぞれの流路における流速の増減速がなく流速を均一にして圧縮機の性能低下を防止できる。
　また、本発明において好ましくは、さらに、前記スプリッタブレードの後縁部のハブ側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの正圧面側に寄せて配置するとよい。
　このように、前縁部のシュラウド側をフルブレードの等間隔の位置よりフルブレードの負圧面側に偏らせ、さらにハブ側をフルブレードの等間隔の位置よりフルブレードの正圧面側に偏らせて設置したものに加えて、後縁部において同様にシュラウド側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの負圧面側に寄らせ、さらにハブ側をフルブレードの等間隔の位置よりフルブレードの正圧面側に偏らせて設置するものである。
　これによって、前縁部のシュラウド側とハブ側だけを偏らせた場合には、スプリッタブレードによって分割される流路幅の前縁部と後縁部との前後の分布に偏りが生じて、前縁から後縁にかけて流速の不均一を生じる原因となるが、かかる構成によれば、分割されたそれぞれの流路における流速の増減速がなく流速を均一にすることができ。さらに、かかる構成によって、分割されたそれぞれの流路における流量配分の均一化も図れる。
　従って、分割されたそれぞれの流路での流速の増減をなくすとともに、流量配分の均一化によって圧縮機の性能低下を防止できる。
　また、本発明において、前記スプリッタブレードの前縁の流体流れに対向する傾斜角度を、前記スプリッタブレードの前縁に対応するフルブレードの傾斜角度より増大させて、前記翼端漏れ渦の流れ方向に適合させた方向に設定されるとよい。
　大流量時には、漏れ渦がフルブレードの負圧面側に偏るため（図２参照）、この漏れ渦の傾斜角度に合わせるようにスプリッタブレードの前縁の迎い角度を、フルブレードのスプリッタブレードの前縁に対応する傾斜角度より増大させて設定することで、翼端漏れ渦が強くなる小流量時に翼端漏れ渦との干渉を確実に、且つ効率良く回避することができようになる。なお、翼端漏れ渦の方向は、数値解析または台上試験によって求める。
　本発明によれば、ハブ面上に流体の入口部から出口部にかけて周方向に複数枚を均等間隔に立設されたフルブレードと、互いに隣り合わせて設けられた前記フルブレードの間に形成される流路の途中から出口部にかけて設けられるスプリッタブレードとを備える遠心圧縮機の羽根車において、前記遠心圧縮機は前記フルブレード先端とシュラウドとの間に翼端隙間が形成され、該翼端隙間から前記スプリッタブレードの前縁部に向かって発生する翼端漏れ渦に対して、大流量時に生成される前記翼端漏れ渦が前記スプリッタブレードの前縁部を乗り越えるように、若しくは前記翼端漏れ渦の方向に一致するように前記スプリッタブレードの前縁部のシュラウド側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの負圧面側に寄せて配置したので、広い運転範囲においてフルブレードの前縁の先端部からの漏れ渦に対するスプリッタブレードの前縁の干渉を確実に回避して遠心圧縮機、高圧力比、高効率化を達成できる。
本発明のスプリッタブレードが設けられた遠心圧縮機の羽根車の要部を示す斜視図である。 第１実施形態のフルブレードとスプリッタブレードとの関係、および翼端漏れ渦の方向を示す説明図である。 第１実施形態のフルブレードとスプリッタブレードとの関係を示す説明図であり、シュラウド側周方向位置関係を示す。 第１実施形態のフルブレードとスプリッタブレードとの関係を示す説明図であり、ハブ側周方向位置関係を示す。 第１実施形態のスプリッタブレードの前縁形状を示す正面図である。 第１実施形態のスプリッタブレードの後縁形状を示す正面図である。 第２実施形態のフルブレードとスプリッタブレードとの関係を示す説明図であり、シュラウド側周方向位置関係を示す。 第２実施形態のフルブレードとスプリッタブレードとの関係を示す説明図であり、ハブ側周方向位置関係を示す。 第２実施形態のスプリッタブレードの前縁形状を示す正面図である。 第２実施形態のスプリッタブレードの後縁形状を示す正面図である。 第３実施形態のフルブレードとスプリッタブレードとの関係を示す説明図であり、シュラウド側周方向位置関係を示す。 第３実施形態のフルブレードとスプリッタブレードとの関係を示す説明図であり、ハブ側周方向位置関係を示す。 第３実施形態のスプリッタブレードの前縁形状を示す正面図である。 第３実施形態のスプリッタブレードの後縁形状を示す正面図である。 第４実施形態のフルブレードとスプリッタブレードとの関係を示す説明図であり、シュラウド側周方向位置関係を示す。 第４実施形態のフルブレードとスプリッタブレードとの関係を示す説明図であり、ハブ側周方向位置関係を示す。 第４実施形態のスプリッタブレードの前縁形状を示す正面図である。 第４実施形態のスプリッタブレードの後縁形状を示す正面図である。 第５実施形態のフルブレードとスプリッタブレードとの関係を示す説明図であり、シュラウド側周方向位置関係を示す。 第５実施形態のフルブレードとスプリッタブレードとの関係を示す説明図であり、ハブ側周方向位置関係を示す。 ブレード枚数に起因するコンプレッサ騒音の関係を示す説明図である。 スプリッタブレードの入口端部の先端部に形成されるフルブレード先端部からの翼端漏れ流れを示す数値解析結果である。 従来技術の説明図である。 従来技術の説明図である。 従来技術の説明図である。 従来技術の説明図である。 従来技術の説明図である。
　以下、本発明を図に示した実施形態を用いて詳細に説明する。
　但し、この実施形態に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対配置などは特に特定的な記載がない限り、この発明の範囲をそれのみに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。　
（第１実施形態）
　図１は本発明のスプリッタブレードが適用される遠心圧縮機のインペラ（羽根車）の要部を示す斜視図である。インペラ１は、図示しないローター軸に嵌着されたハブ３の上面に複数の互いに隣り合うフルブレード（全翼）５と、そのフルブレード５の間に設けられるスプリッタブレード（短翼）７とが、周方向に等ピッチで交互に立設されている。そして、スプリッタブレード７は、フルブレード５よりも流体の流れ方向に対して長さが短く、前後のフルブレード５の間に形成される流路９の途中から出口部にかけて設けられている。インペラ１は矢印方向に回転し、その中心がＯで示される。
　図２には、スプリッタブレード７とフルブレード５との関係をシュラウド側位置、すなわち翼先端側位置における配置関係を示す。
　スプリッタブレード７のリーディングエッジである前縁７ａは、フルブレード５のリーディングエッジである前縁５ａより流れ方向下流側に位置して、スプリッタブレード７のトレーリングエッジの後縁７ｂと、フルブレード５のトレーリングエッジの後縁５ｂとの位置は周方向で一致して設けられている。
　また、フルブレード５の正圧面Ｓａ側とフルブレード５の負圧面Ｓｂ側との間に形成される流路９をスプリッタブレード７によって周方向に二等分割するように位置され、スプリッタブレード７とフルブレード５の正圧面Ｓａ側の壁面との間に流路１１が形成され、負圧面側Ｓｂの壁面との間に流路１３が形成されている。
　また、スプリッタブレード７の形状はフルブレード５に沿うようになっていて、スプリッタブレード７の前縁７ａの傾斜角度βはフルブレード５の傾斜角度と同一になっている。
　このように構成されたインペラ１は、フルブレード５およびスプリッタブレード７を覆う図示しないシュラウドとの間に翼端隙間を有するオープン型インペラとして構成されている。
　従って、フルブレード５の前縁の先端部分（シュラウド側）とシュラウドとの隙間部分を通って隣（回転方向前側）の流体通路のフルブレード５の正圧面側の流体がフルブレード５の負圧面側に漏れる翼端漏れ流れＷが生じる。
　この翼端漏れ流れＷはスプリッタブレード７の前縁７ａの近傍の流れに影響を与えるため、この翼端漏れ流れＷの状態について数値解析を行った。その数値解析結果の流れ線図を図２２に示す。
　フルブレード５のリーディングエッジ５ａ部の先端部のシュラウドとの隙間部Ｂを通って翼端漏れ流れが生じる。この翼端漏れ流れＷは、図２２のように、強い渦流（翼端漏れ渦）を伴っており、フルブレード５に沿う流れに対して強いブロック作用を有するため、スプリッタブレード７の前縁７ａの近傍では、流れはフルブレード５に沿った流れとはならず、前記渦を核としてスプリッタブレード７の前縁に向かう偏流Ｍを生じる。
　この翼端漏れ流れＷの向きは、図２に示すように、大流量時には、翼端漏れ流量が多くなるとともに負圧が増大しフルブレード５の負圧面側Ｓｂへ偏り線Ｘ方向となる傾向があり、小流量時には、翼端漏れ流量が少なくなるとともに負圧が減少しフルブレード５の負圧面Ｓｂ側から離れて線Ｙ方向となる傾向がある。
　これは、大流量時には漏れ渦の流路貫通力は弱く、小流量時には漏れ渦の流路貫通力は強くなる傾向がある。流量の増大に伴ってフルブレードの負圧面側の負圧が小流量時より大きくなるとともに、流路を流れる流量自体が増大するため、漏れ渦がフルブレードの負圧面側に偏ると考えられる。なお、大流量時とはピーク効率時の流量を超える流量領域での運転時を意味する。
　従って、大流量時に生成される翼端漏れ渦がスプリッタブレード７の前縁７ａのシュラウド側を乗り越えるように、またはほぼ対向（一致）するようにスプリッタブレード７の前縁７ａのシュラウド側をフルブレード５の周方向等間隔位置からフルブレード５の負圧面側Ｓｂに偏らせて配置されている。
　ほぼ対向（一致）するようにとは、スプリッタブレード７の前縁７ａのシュラウド側の傾斜角度βと翼端漏れ渦の流れ方向とがほぼ一致して、渦流れとスプリッタブレード７の前縁７のシュラウド側とが干渉し合わない状態をいう。
　スプリッタブレード７は、前側フルブレード５Ｆと後側フルブレード５Ｒとの間の中間部に位置され、その前縁７ａの位置についても前側フルブレート５Ｆと後側フルブレード５Ｒとの中間部に設定されている。スプリッタブレード７の前縁７ａの長さ方向の位置の設定には種々の手法がある。
　例えば、図２に示されるように、効率ピーク点における翼端漏れ渦の向き、すなわち漏れ流れの方向を示す線Ｚを数値解析、または実機試験によって算出して、その線Ｚと前後のフルブレード５Ｆと５Ｒの中間点との交点として設定する場合。
　または、後側フルブレード５Ｒの前縁５ａから該後側フルブレード５Ｒに隣接して回転方向前側に設けられる前側フルブレード５Ｆの負圧面側Ｓｂへの最小距離を形成する所謂スロートの中心位置と、前側フルブレード５Ｆの前縁５ａとを結んで形成されるラインを翼端漏れ渦の向きとして線Ｚとし、その線Ｚと前後のフルブレード５Ｆと５Ｒの中間点との交点として設定する場合がある。
　何れ手法にしても、基準となる翼端漏れ渦の方向を示す基準となる線Ｚを求めて、そのラインと前後のフルブレード５Ｆと５Ｒの中間点との交点として設定される。
　以上のようにして設定された、基準となるスプリッタブレード７の前縁７ａにおいて、シュラウド側の位置を、図２に示すような大流量時の翼端漏れ渦の方向を示す線Ｘ方向よりも前側フルブレード５Ｆ側に位置されるように、または、線Ｘ方向とほぼ対向するような位置に傾斜させる。
　スプリッタブレード７の前縁７ａのシュラウド側の位置を、フルブレード５の負圧面側Ｓｂに寄せる具体例を図３～６に示す。例えば、寄せ量を１０％とする。なお、図３はフルブレード５とスプリッタブレード７とのシュラウド側周方向位置関係を示す。図４はハブ側の周方向位置関係を示す。このように、後縁７ｂの部分は偏らせることなく前縁７ａのシュラウド側だけが前側フルブレード５Ｆの負圧面側Ｓｂに偏るように傾斜させている。
　図５はスプリッタブレード７の前縁形状を示す正面図であり、図６はスプリッタブレード７の後縁形状を示す正面図であり、後縁７ｂは変化させていないが、前縁７ａのシュラウド側だけが前側フルブレード５Ｆの負圧面側Ｓｂに傾けている。
　以上の第１実施形態によれば、翼端漏れ渦が弱い（前側フルブレード５Ｆの負圧面側Ｓｂに偏る傾向が強く、流路９を横切るように進む貫徹力が弱い）大流量側で生成される翼端漏れ渦が前記スプリッタブレードの前縁部を乗り越えるように設定して、翼端漏れ渦が強い小流量側での翼端漏れ渦の干渉を確実に防止することができる。
　すなわち、図２に示すように、大流量側での実機による試験によって、スプリッタブレード７の前縁７ａの向い角度を設定することで広い運転範囲において確実に、翼端漏れ渦の干渉を確実に防止することができるようになる。
　また、フルブレード５およびスプリッタブレード７の周方向位置が不等ピッチとなることによって、遠心圧縮機の回転数とブレード枚数に起因する圧縮機の騒音低減効果も得られる。
　例えば、図２１に示すように、スプリッタブレードの周方向位置を１０％負圧面側に移動させた場合、スプリッタブレード間隔は、一方は従来の５０％から４０％に２割狭くなるため、周波数が２割高くなる。また、他方は従来の５０％から６０％に２割広がるため、周波数は２割低下する。結果的には、位相がずれることでピーク値がａからｂに低減（図２１（Ｂ））する。
　（第２実施形態）
　次に、図７～１０を参照して、第２実施形態を説明する。
　第２実施形態は、第１実施形態に加えてさらに、スプリッタブレード７の前縁７ａのハブ側を前後のフルブレード５Ｆ、５Ｒの周方向等間隔位置から後側フルブレード５Ｒの正圧面Ｓａ側に寄せて配置することに特徴がある。
　図７に示すように、スプリッタブレード７の前縁７ａのシュラウド側を前側フルブレード５Ｆの負圧面Ｓｂ側に寄って位置し、さらに、図８に示すように前縁７ａのハブ側を後側フルブレード５Ｒの正圧面Ｓａ側に偏らせている。正圧面Ｓａ側および負圧面Ｓｂ側への偏り量はそれぞれ１０％として等しく設定されている。この偏り量は前述したように、予め、数値計算または試験によって、大流量時における偏り量として設定される。
　図７、８、９のように後縁７ｂ側においては、シュラウド側およびハブ側共に偏らせることはなく、前後のフルブレード５Ｆ、５Ｒの中間部に設置されている。図９の前縁形状に示すように、スプリッタブレード７の前縁７ａの部分ではシュラウド側とハブ側とをそれぞれ反対方向に同量偏らせているため、スプリッタブレード７によって分割される流路１１、１３の夫々のスロート幅の不均一を解消して前縁７ａ部分の流量配分を均一にするように作用する。
　従って、流路１１、１３の入口部分の断面積の不均一によって分割された流路に流量差が生じることによる性能低下が防止される。
　（第３実施形態）
　次に、図１１～１４を参照して、第３実施形態を説明する。
　第３実施形態は、第２実施形態に加えてさらに、スプリッタブレード７の後縁７ｂのシュラウド側を前後のフルブレード５Ｆ、５Ｒの周方向等間隔位置から前側フルブレード５Ｆの負圧面Ｓｂ側に寄せて配置することに特徴がある。
　図１１に示すように、スプリッタブレード７の後縁７ｂのシュラウド側を前側フルブレード５Ｆの負圧面Ｓｂ側に寄って位置し、さらに、ハブ側は図１２に示すように前記第２実施形態と同様に前縁７ａのみを後側フルブレード５Ｒの正圧面Ｓａ側に偏らせて、シュラウド側は前後のフルブレード５Ｆ、５Ｒの周方向等間隔に位置している。正圧面Ｓａ側および負圧面Ｓｂ側への偏り量は前記第２実施形態と同様にそれぞれ１０％として等しく設定されている。
　図１１、１２、１４のように後縁７ｂ側においては、シュラウド側のみを前側フルブレード５Ｆの負圧面Ｓｂ側に寄って偏らせている。
　このように構成することによって、スプリッタブレード７の前縁７ａの部分ではシュラウド側とハブ側とをそれぞれ反対方向に同量偏らせているため、スプリッタブレード７によって分割される流路１１、１３のスロート幅の不均一を解消して前縁部分の流量配分を均一にするように作用する。
　さらに、スプリッタブレード７によって分割される流路１１、１３の前縁部分と後縁部分との前後の分布に偏りが生じにくく、前縁から後縁にかけての流速の不均一が生じにくく、分割されたそれぞれの流路１１、１３における流速の増減速がなく流速を均一にでき、圧縮機の性能低下を防止できる。
　（第４実施形態）
　次に、図１５～１８を参照して、第４実施形態を説明する。
　第４実施形態は、第３実施形態に加えてさらに、スプリッタブレード７の後縁７ｂのハブ側を前後のフルブレード５Ｆ、５Ｒの周方向等間隔位置から後側フルブレード５Ｒの正圧面Ｓａ側に寄せて配置することに特徴がある。
　図１５のように、シュラウド側の前縁７ａから後縁７ｂまでを１０％、前側フルブレード５Ｆの負圧面Ｓｂ側に偏らせ、さらに、図１６に示すように、ハブ側においても前縁７ａから後縁７ｂまでを１０％、後側フルブレード５Ｒの正圧面Ｓａ側に偏らせている。
　このように構成することによって、前記第３実施形態で説明したように、スプリッタブレード７の前縁７ａの部分ではシュラウド側とハブ側とをそれぞれ反対方向に同量偏らせているため、スプリッタブレード７によって分割される流路１１、１３のスロート幅の不均一を解消して前縁部分の流量配分を均一にするように作用する。
　さらに、第４実施形態においてはスプリッタブレード７の後縁７ｂの部分でもシュラウド側とハブ側とをそれぞれ反対方向に同量偏らせているため、スプリッタブレード７によって分割される流路１１、１３での流量配分の均一性が一層効果的に得られる。
　また、前記第３実施形態ではシュラウド側だけスプリッタブレード７を前縁７ａから後縁７ｂまでを前側フルブレード５Ｆの負圧面Ｓｂ側に偏らせたが、第４実施形態においては、それに加えて、ハブ側も前縁７ａから後縁７ｂまで後側フルブレード５Ｒの正圧面Ｓａ側に偏らせたため、スプリッタブレード７によって分割される流路１１、１３の前縁から後縁への前後の分布に偏りが生じにくく、前縁から後縁にかけての流速の不均一が一層生じにくくなり、分割されたそれぞれの流路１１、１３における流速の増減速がなく、流速を、前記第３より一層均一化でき、圧縮機の性能低下を防止できる。
　（第５実施形態）
　次に、図１９、２０を参照して、第５実施形態を説明する。
　この第５実施形態は、第４実施形態におけるスプリッタブレード７の前縁７ａのシュラウド側において流体流れに対向する傾斜角度（迎角度）を、スプリッタブレード７の前縁７ａに対応する前側フルブレード５Ｆまたは後側フルブレート５Ｒの傾斜角度より増大させて翼端漏れ渦の流れ方向に適合させた方向に設定されている。
　図１９に示すように、第５実施形態はスプリッタブレード７の前縁７ａのシュラウド側の傾斜角度の設定にだけ適用される。その他ハブ側については前側または後側のフルブレード５Ｆ、５Ｒの対応する傾斜角度と同様の角度に設定されている。
　図１９のように、スプリッタブレード７の前縁７ａのシュラウド側の迎角度は、対応する後側フルブレード５Ｒの傾斜角度βよりΔβ分大きく設定して、翼端漏れ流れＷへ適合させる迎い角度に設定できる。
　すなわち、スプリッタブレード７の先端近傍のみにおいて局所的にスプリッタブレード７の前縁７ａの迎角度を変化させて流体流れに適合せさるので、前側または後側フルブレード５Ｆ、５Ｒのシュラウド側の同一翼高さ位置での傾斜角度βと同等に設定するものに比べて、高効率と、特性改善効果を簡単にかつ効果的に得られる。
　本発明によれば、流体の入口部から出口部にかけて互いに隣り合わせて設けられるフルブレードと、該フルブレードの間に流路の途中から出口部にかけて設けられるスプリッタブレードとを備えた遠心圧縮機の羽根車において、フルブレードの前縁の先端部からの翼端漏れ渦に対するスプリッタブレードの前縁の干渉を広い運転範囲において回避し、高圧力比、高効率化を達成できるので、遠心圧縮機の羽根車に用いることに適している。

Claims (5)

  1. 　ハブ面上に流体の入口部から出口部にかけて周方向に複数枚を均等間隔に立設されたフルブレードと、互いに隣り合わせて設けられた前記フルブレードの間に形成される流路の途中から出口部にかけて設けられるスプリッタブレードとを備える遠心圧縮機の羽根車において、
    　前記遠心圧縮機は前記フルブレード先端とシュラウドとの間に翼端隙間が形成され、該翼端隙間から前記スプリッタブレードの前縁部に向かって発生する翼端漏れ渦に対して、大流量時に生成される前記翼端漏れ渦が前記スプリッタブレードの前縁部を乗り越えるように、若しくは前記翼端漏れ渦の方向に一致するように前記スプリッタブレードの前縁部のシュラウド側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの負圧面側に寄せて配置したことを特徴とする遠心圧縮機の羽根車。
  2. 　前記スプリッタブレードの前縁部のハブ側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの正圧面側に寄せて配置したことを特徴とする請求項１記載の遠心圧縮機の羽根車。
  3. 　前記スプリッタブレードの後縁部のシュラウド側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの負圧面側に寄せて配置したことを特徴とする請求項２記載の遠心圧縮機の羽根車。
  4. 　前記スプリッタブレードの後縁部のハブ側をフルブレードの周方向等間隔位置からフルブレードの正圧面側に寄せて配置したことを特徴とする請求項３記載の遠心圧縮機の羽根車。
  5. 　前記スプリッタブレードの前縁の流体流れに対向する傾斜角度を、前記スプリッタブレードの前縁に対応するフルブレードの傾斜角度より増大させて、前記翼端漏れ渦の流れ方向に適合させた方向に設定されることを特徴とする請求項１記載の遠心圧縮機の羽根車。
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