WO2013115361A1 - シール構造及びこれを備えた回転機械 - Google Patents

シール構造及びこれを備えた回転機械 Download PDF

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seal
damper
annular
seal structure
pressure side
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PCT/JP2013/052352
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English (en)
French (fr)
Inventor
直之 長井
誠司 佐部利
大輔 木内
大輔 平田
Original Assignee
三菱重工業株式会社
三菱重工コンプレッサ株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J15/00—Sealings
    • F16J15/44—Free-space packings
    • F16J15/444—Free-space packings with facing materials having honeycomb-like structure

Definitions

  • the present invention relates to a seal structure and a rotary machine equipped with the seal structure.
  • centrifugal compressors are used in various plants to pump process gas.
  • an impeller is provided inside the casing, and a configuration is adopted in which the gas sucked from the suction port is compressed and discharged from the discharge port by the rotation of the impeller.
  • a seal structure is provided. Specifically, a cap seal is provided at the impeller metal part, an intermediate stage seal is provided between the impeller stages, and a balance piston part seal is provided at the final stage.
  • a seal structure for example, a damper seal or a labyrinth seal is known.
  • a hole pattern seal in which a plurality of holes are formed on the surface of the annular stationary member arranged with a gap from the rotor is provided. In the hole pattern seal, fluid leakage is reduced by the pressure loss of the fluid flowing through the gap between the uneven surface of the hole and the rotor.
  • the labyrinth seal is provided with a plurality of protrusions protruding toward the rotor from an annular stationary side member facing the rotating rotor with a gap (see Patent Document 1 below).
  • fluid leakage is reduced by causing a pressure loss to occur in the fluid flowing near the tip of the protrusion.
  • the natural frequency ⁇ of the shaft system can be expressed by the following equation (1).
  • K B represents the equivalent rigidity of the rotor and the bearing stand among the support rigidity of the rotor, K F the support rigidity by the fluid between the rotor and the seal, and M the equivalent mass of the shaft system with respect to the target natural frequency. Respectively.
  • C is a direct damping coefficient of the shaft system
  • K XY is a cross spring constant in two axes (X axis and Y axis) orthogonal to the axial direction of the rotor in the shaft system
  • M is an axis with respect to the target natural frequency.
  • FIG. 2 shows the relationship between the natural frequency ⁇ of the shaft system and the denominator of the equation (2), and the relationship between the natural frequency ⁇ of the shaft system and the numerator of the equation (2).
  • the direct attenuation coefficient C is a constant value.
  • the labyrinth seal In general, in the labyrinth seal, the direct damping coefficient C is relatively small, and the cross spring constant KXY is large at low pressure. For this reason, from the equation (2), the labyrinth seal has a problem that when the cross spring constant KXY is increased in a low pressure state, the axial system damping ⁇ is decreased, and similarly, the labyrinth seal is in an unstable state.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and provides a seal structure capable of improving shaft system stability while exhibiting a desired sealing function, and a rotary machine including the same. It is.
  • a seal structure according to the present invention is a seal structure provided in a seal portion that seals a high pressure side on one axial side of a rotating body and a low pressure side on the other axial side of the rotating body.
  • a damper seal provided along the outer peripheral surface of the rotating body and formed in a surface facing the outer peripheral surface, and at a position different from the damper seal in the axial direction on the outer peripheral surface of the rotating body.
  • an annular seal having a surface facing the outer peripheral surface formed as a smooth surface.
  • a decrease in the natural frequency can be suppressed by a rigidity effect due to the fluid between the rotating body of the annular seal and the seal, so that it is possible to secure rigidity against radial deformation of the shaft system. it can.
  • the seal function of the seal portion can be effectively exhibited by the damper seal, the damping against the shaft vibration can be given, and the swirling flow can be suppressed, so that the shaft system stability can be improved.
  • the damper seal is provided on the high-pressure side, and the annular seal is provided on the low-pressure side in the axial direction with respect to the damper seal.
  • the swirl flow can be suppressed by the damper seal provided on the high pressure side of the annular seal. Therefore, it can suppress that a swirl flow flows into an annular seal part, and the crossing rigidity in an annular seal part increases, and shaft system stability can further be improved. Furthermore, even if the damper seal shows a negative value in a high-pressure environment, the rigidity of the annular seal cancels out and the shaft system stability can be improved.
  • the damper seal includes a first damper seal and a second damper seal disposed on the low-pressure side in the axial direction with respect to the first damper seal, and the annular seal includes the first damper seal. It may be provided between the seal and the second damper seal.
  • the greater the inflow pressure to the seal the greater the rigidity effect of the annular seal. Therefore, the pressure drop between the first damper seal and the second damper seal is minimized, and the first damper seal Since the annular seal can be provided at a position where the influence of the swirling flow is suppressed, the rigidity effect of the annular seal can be further enhanced.
  • the length of the first damper seal in the axial direction may be a length capable of suppressing swirling flow in the annular seal.
  • the swirling flow since the swirling flow can be reliably suppressed in the first damper seal, the swirling flow does not flow through the annular seal portion and the cross rigidity does not increase. Therefore, the cross rigidity action at the annular seal portion can be reliably suppressed, and the shaft system stability can be further improved.
  • the length of the annular seal in the axial direction cancels even when the rigidity for supporting the rotating body in the radial direction by the damper seal shows a negative value.
  • the length may be a length indicating a positive stiffness as a whole.
  • the rigidity of the seal structure as a whole can be set to a positive value by offsetting the rigidity effect of the annular seal.
  • the shaft system stability can be further improved.
  • a rotating machine includes the rotating body and the seal structure provided in the seal portion of the rotating body.
  • the shaft system stability can be improved while exhibiting a desired sealing function.
  • the shaft system stability can be improved while exhibiting a desired seal function.
  • FIG. 3 is a schematic cross-sectional view showing the centrifugal compressor 1 according to the first embodiment of the present invention.
  • the centrifugal compressor 1 is a multistage centrifugal compressor, and includes, for example, two sets of three-stage impeller groups.
  • the centrifugal compressor 1 includes a rotating shaft (rotating body) 2 that rotates about an axis O, an impeller 3 that is attached to the rotating shaft 2 and compresses a process gas (gas) G using centrifugal force, and a rotating shaft 2. And a casing 5 formed with a return flow path 4 for flowing the process gas G from the high pressure side (one side) to the low pressure side (the other side), and the rotary shaft 2 and the outer peripheral surface. And a seal structure 20.
  • the casing 5 is formed so as to form a substantially cylindrical outline, and the rotary shaft 2 is disposed so as to penetrate the center.
  • Journal bearings 5a and thrust bearings 5b are provided on both sides of the casing 5, respectively, and rotatably support the rotary shaft 2. That is, the rotating shaft 2 is supported by the casing 5 via the journal bearing 5a and the thrust bearing 5b.
  • suction ports 5c and 5e for sucking the process gas G from the outside are provided on the side surfaces in the vicinity of both ends of the casing 5, and the process gas G is discharged to the outside in the center of the casing 5 in the axis O direction.
  • discharge ports 5d and 5f are provided.
  • An internal space 6a (6) for communicating the suction port 5c and the discharge port 5d is formed, and an internal space 6b (6) for communicating the suction port 5e and the discharge port 5f are formed.
  • the impeller 3 constitutes two sets of three-stage impeller groups 3A and 3B in which the directions of the blades 3b are opposite to each other in the direction of the axis O of the rotating shaft 2, and the three-stage impeller groups 3A and 3B are arranged.
  • the staged impeller group 3 ⁇ / b> B is attached to the rotary shaft 2 with the back sides facing toward the center in the axis O direction.
  • the impeller 3 has a substantially disk-shaped hub 3a that gradually increases in diameter as it advances toward the discharge ports 5d and 5e in the direction of the axis O, and a plurality of blades 3b that are radially attached to the hub 3a and arranged in the circumferential direction. And a shroud 3c attached so as to cover the distal ends of the plurality of blades 3b in the circumferential direction.
  • the impeller 3 blades 3b constituting the three-stage impeller group 3A and the impeller 3 blades 3b constituting the three-stage impeller group 3B are formed symmetrically around the axis O of the rotary shaft 2 and rotated.
  • the three-stage impeller group 3A and the three-stage impeller group 3B flow and compress the process gas G from the suction ports 5c and 5e toward the discharge ports 5d and 5f, respectively. ing.
  • the internal space 6 includes a return flow path 4, and the return flow path 4 circulates the process gas G from the suction ports 5c and 5e of the impeller 3 toward the discharge ports 5d and 5f, respectively.
  • the return flow path 4 has a diffuser part 12, a bend part 13, and a return part 14.
  • the diffuser section 12 guides the process gas G compressed by the impeller 3 and discharged radially outward from the flow path outlet of the impeller 3 to the radially outer side.
  • the diffuser portion 12 communicates with the return portion 14 via the bend portion 13 on the radially outer side
  • the third-stage impeller 3A of the three-stage impeller group 3A and the three-stage impeller group 3B Discharge ports 5d and 5f are formed in the connected portion instead of the return portion 15.
  • the bend portion 13 is a curved flow path, and one end side communicates with the diffuser portion 12 and the other end side communicates with the return portion 14.
  • the bend unit 13 reverses the direction of the process gas G flowing radially outward through the diffuser unit 12 so as to be directed radially inward, and sends it to the return unit 14.
  • the return portion 14 communicates with the other end side of the bend portion 13 on the radially outer side, and communicates with the flow path inlet of the impeller 3 on the radially inner side.
  • the centrifugal compressor 1 causes the process gas G sucked from the suction port 5c to flow into the return flow path 4 in the three-stage impeller group 3A, so that each impeller 3 in the first to third stages
  • the diffuser unit 12, the bend unit 13, and the return unit 14 are compressed while being circulated in the order, and after flowing to the third-stage diffuser unit 12, the compressed gas is discharged from the discharge port 5 d.
  • the process gas G which went out flows in into the suction inlet 5e through the pipe line which is not shown in figure connected from the discharge outlet 5d to the suction inlet 5e.
  • the process gas G sucked from the suction port 5e flows into the return flow path 4, and the diffuser section 12, the bend section 13, and the bend sections 13 of the impellers 3 from the first stage to the third stage,
  • the refrigerant is further compressed while being distributed in the order of the return part 14, and then discharged to the third stage diffuser part 12 and then discharged from the discharge port 5f.
  • the three-stage impeller group 3A has a three-stage type around the rotary shaft 2 near the discharge port 5f of the three-stage impeller group 3B, as compared with the vicinity of the rotary shaft 2 near the discharge port 5d.
  • the pressure is increased by the amount compressed by the impeller group 3B, and a pressure difference is generated.
  • a seal structure 20 is provided in a seal portion 21 that seals the high pressure side on the one side in the axis O direction of the rotating shaft 2 and the low pressure side on the other side in the axis O direction.
  • the seal structure 20 includes a damper seal 31 provided on the high pressure side, that is, the three-stage impeller group 3B side, and an annular seal provided on the low pressure side in the axis O direction, that is, on the three-stage impeller group 3A side with respect to the damper seal 31. 41.
  • the damper seal 31 is an annular member provided along the outer peripheral surface of the rotary shaft 2 and having a gap 36 between the outer peripheral surface.
  • the seal is formed with a plurality of holes 32 opened on the surface facing the outer peripheral surface of the rotary shaft 2, that is, on the inner peripheral surface of the damper seal 31.
  • the damper seal 31 is set to have a length necessary for exhibiting a sealing function as a seal portion and a length capable of obtaining a damping capacity necessary for shaft system stability.
  • the annular seal 41 is provided at a position different from the damper seal 31 in the direction of the axis O, along the outer peripheral surface of the rotating shaft 2 and with a gap 46 between the outer peripheral surface.
  • the damper 31 is continuously provided on the low pressure side in the axis O direction with respect to the seal 31.
  • the annular seal 41 is an annular member, and a surface facing the outer peripheral surface of the rotary shaft 2, that is, an inner peripheral surface of the annular seal 41 is formed as a smooth surface.
  • the length of the annular seal 41 in the direction of the axis O cancels even when the support rigidity of the rotating shaft 2 by the fluid between the rotating shaft 2 and the damper seal 31 shows a negative value, and the damper seal 31 In addition, the length is set to a length necessary for showing a positive value as a whole.
  • the swirling flow can be suppressed by the damper seal 31 provided on the high pressure side of the annular seal 41. Therefore, it is possible to suppress the swirling flow from flowing into the annular seal 41 portion located on the low pressure side of the damper seal 31 and increase the cross rigidity in the annular seal 41 portion, thereby improving the shaft system stability. it can.
  • the damper seal 31 can effectively provide the sealing function of the seal portion, and can provide damping against shaft vibration and improve shaft system stability.
  • the damper seal 31 and the annular seal 41 are continuously provided in the direction of the axis O.
  • a gap 151 is provided between the damper seal 131 and the annular seal 141.
  • the seal structure 120 includes a damper seal 131 disposed on the high pressure side in the axis O direction, a gap portion 151 that is a spacer provided on the low pressure side in the axis O direction of the damper seal 131, and an axis line of the gap portion 151. And an annular seal 141 provided on the low-pressure side in the O direction.
  • the seal structure 120 configured as described above, even if the gap portion 151 is disposed between the damper seal 131 and the annular seal 141, the swirl flow velocity hardly changes in the gap portion 151. Therefore, the effects of the annular seal 141 and the damper seal 131 are not changed. That is, the damper seal 131 and the annular seal 141 are not necessarily adjacent to each other. Therefore, it is possible to prevent the swirling flow from flowing into the annular seal 141 portion positioned on the low pressure side of the damper seal 131 and increase the cross rigidity in the annular seal 141 portion, and to improve the shaft system stability. it can.
  • the damper seal 31 is only disposed on the high pressure side of the annular seal 41.
  • the damper seals 231 are respectively disposed on the high pressure side and the low pressure side of the annular seal 241.
  • the seal structure 220 includes a first damper seal 232 provided on the high pressure side, an annular seal 241 provided on the low pressure side in the axis O direction of the first damper seal 232, and a low pressure in the axis O direction of the annular seal 241.
  • a second damper seal 233 provided on the side.
  • the damper seal 231 includes a first damper seal 232 and a second damper seal 233, and the annular seal 241 is provided between the first damper seal 232 and the second damper seal 233.
  • the length of the first damper seal 232 in the direction of the axis O is set to a length that provides the necessary rigidity for the annular seal 241.
  • the annular seal 241 has a higher rigidity effect as it is disposed in the high pressure region.
  • the annular seal 241 can be provided at a position where the pressure drop is minimized and the influence of the swirling flow at the first damper seal 232 is suppressed. Therefore, since the annular seal 241 can further enhance the rigidity effect, the support rigidity of the shaft system can be secured, and the shaft system stability can be improved.
  • the annular seal 241 disposed in the high pressure region can exhibit a high rigidity effect, the length in the direction of the axis O is smaller than that in the first embodiment, and the shaft system rigidity equivalent to that in the first embodiment. Can be played.
  • both or between the first damper seal 232 and the annular seal 241 and between the annular seal 241 and the second damper seal 233 or A gap may be provided on one side.
  • the damper seals 31, 131, 231 may be so-called honeycomb seals having a honeycomb structure in which hexagonal holes are provided on the surface of the stationary member in addition to the hole pattern seals described above.
  • honeycomb seals having a honeycomb structure in which hexagonal holes are provided on the surface of the stationary member in addition to the hole pattern seals described above.
  • the fluid leakage can be reduced by the pressure loss of the fluid flowing through the uneven surface, and the swirling flow can be suppressed.
  • damper seals 31, 131, 231 there may be another seal structure such as a labyrinth seal between the damper seals 31, 131, 231 and the annular seals 41, 141, 241. Even in this case, the damper seals 31, 131, and 231 can suppress the swirling flow, and the annular seal can exhibit a rigidity effect, so that the shaft system stability can be improved.
  • the present invention is a seal structure provided in a seal portion that seals a high pressure side on one axial side of a rotating body and a low pressure side on the other axial side, and is provided along an outer peripheral surface of the rotating body.
  • a damper seal formed with a plurality of holes opening in a surface facing the outer peripheral surface, and provided along the outer peripheral surface of the rotating body at a position different from the damper seal in the axial direction.
  • the present invention relates to a seal structure including an annular seal having a surface facing the surface as a smooth surface. ADVANTAGE OF THE INVENTION According to this invention, shaft system stability can be improved, exhibiting a desired sealing function.

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  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Sealing Using Fluids, Sealing Without Contact, And Removal Of Oil (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

　本発明に係るシール構造は、回転体の軸方向一方側の高圧側と、前記軸方向他方側の低圧側とをシールするシール部に設けられたシール構造であって、前記回転体の外周面に沿って設けられ、該外周面と対向する面に開口する複数の孔部が形成されたダンパーシールと、該ダンパーシールと前記軸方向に異なる位置で、前記回転体の外周面に沿って設けられ、該外周面と対向する面が滑面として形成された環状シールとを備える。

Description

シール構造及びこれを備えた回転機械
　本発明は、シール構造及びこれを備えた回転機械に関するものである。
　本願は、２０１２年２月３日に日本に出願された特願２０１２－０２２３６３号について優先権を主張し、その内容をここに援用する。
　周知のように、各種プラントにおいては、プロセスガスを圧送するために遠心圧縮機が用いられている。このような遠心圧縮機では、ケーシング内部に羽根車が設けられており、該羽根車の回転により、吸引口から吸引された気体を圧縮して吐出口から吐出する構成が採られている。
　ここで、羽根車で圧縮された気体の漏れ量を少なく抑えるために、シール構造が設けられている。具体的には、羽根車金部には口金シールが、羽根車段間には中間段シールが、最終段にはバランスピストン部シールがそれぞれ設けられている。
　このようなシール構造としては、例えば、ダンパーシールやラビリンスシール等が知られている。
　ダンパーシールの例としては、ロータと間隙を有して配される環状の静止側部材の該ロータと対向する表面に、複数の孔部が形成されたホールパターンシールが採用されている。該ホールパターンシールでは、孔部の凹凸面とロータとの間隙を流れる流体の圧力損失により流体の漏れを減少させている。
　一方、ラビリンスシールは、回転するロータと間隙を有して対向する環状の静止側部材から該ロータに向かって突出する突出部を複数配設したものである（下記特許文献１参照）。該ラビリンスシールでは、突出部の先端近傍を流れる流体に、突出部により圧力損失を生じさせることにより流体の漏れを減少させている。
特開昭５９－１７０４０６号公報
　ところで、上述のダンパーシールにおいては、高圧作動状態でロータの振れ回りなどによりロータが径方向に変位すると、これによりロータとシールとの間の流体によるロータの支持剛性ＫＦが負ばね特性を示すことがある。すなわち、高圧作動状態で、ダンパーシールは前記剛性ＫＦが負の値となるような挙動を示すことがあることが知られている。
　ここで、軸系の固有振動数ωは以下に示す式（１）で表すことができる。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　なお、ＫＢはロータの支持剛性のうち、軸受と軸受台からなる等価剛性を、ＫＦはロータとシールとの間の流体による支持剛性を、Ｍは対象固有振動数に対する軸系の等価質量を、それぞれ示している。
　上記のようにシールによる剛性ＫＦが低下すると軸系の固有振動数ωが低下することが、式（１）より分かる。
　また、軸系減衰ζは以下に示す式（２）で表されている。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
　なお、Ｃは当該軸系のダイレクト減衰係数を、ＫＸＹは当該軸系においてロータの軸方向に直交する二軸（Ｘ軸、Ｙ軸）における交差ばね定数を、Ｍは対象固有振動数に対する軸系の等価質量を、それぞれ示している。
　また、図２は、軸系の固有振動数ωと式（２）の分母との関係を、及び軸系の固有振動数ωと式（２）の分子との関係を表している。ここで、ダイレクト減衰係数Ｃは一定値としている。
　ダンパーシールにおいて、上記の通りシールによる剛性ＫＦが低下して軸系の固有振動数ωが低下すると式（２）の分子は小さくなりついには負の値となって、軸系減衰ζが負の値となることが、式（２）及び図２より分かる。すなわち、シールによる剛性ＫＦが低下すると、軸振動が発生した際、減衰せずに逆に増大し、例えばダンパーシールとロータとが接触して不安定な状態になる可能性がある。
　一方、上述のラビリンスシールにおいても、軸系減衰ζは上記に示す式（２）で表される。
　一般に、ラビリンスシールでは、ダイレクト減衰係数Ｃが比較的小さく、また低圧において交差ばね定数ＫＸＹが大きくなる。このため、式（２）より、ラビリンスシールにおいては、低圧状態で交差ばね定数ＫＸＹが大きくなると、軸系減衰ζが小さくなり、同様に不安定な状態となるという問題点があった。
　本発明は、このような事情を考慮してなされたものであり、所望のシール機能を発揮しつつ、軸系安定性を向上することができるシール構造およびこれを備えた回転機械を提供するものである。
（１）本発明に係るシール構造は、回転体の軸方向一方側の高圧側と、前記軸方向他方側の低圧側とをシールするシール部に設けられたシール構造であって、前記回転体の外周面に沿って設けられ、該外周面と対向する面に開口する複数の孔部が形成されたダンパーシールと、該ダンパーシールと前記軸方向に異なる位置で、前記回転体の外周面に沿って設けられ、該外周面と対向する面が滑面として形成された環状シールとを備える。
　このようなシール構造では、環状シールの回転体とシールとの間の流体による剛性効果により固有振動数の低下を抑制することができるため、軸系の径方向の変形に対する剛性を確保することができる。また、ダンパーシールによりシール部のシール機能を効果的に発揮させ、軸振動に対する減衰を付与するとともに、旋回流を抑制することができるために軸系安定性を向上させることができる。
（２）前記ダンパーシールは、前記高圧側に設けられ、前記環状シールは、該ダンパーシールに対して前記軸方向の前記低圧側に設けられていることが好ましい。
　この構成によれば、環状シールの高圧側に設けられたダンパーシールで旋回流を抑制することができる。よって、環状シール部分に旋回流が流入して環状シール部分における交差剛性が増加することを抑制することができ、軸系安定性をさらに向上させることができる。
　さらに、高圧環境下で、ダンパーシールで剛性が負の値を示したとしても、環状シールの剛性効果で相殺して軸系安定性を向上させることができる。
（３）前記ダンパーシールは、第一ダンパーシールと、該第一ダンパーシールに対して前記軸方向の低圧側に配される第二ダンパーシールとを有し、前記環状シールは、前記第一ダンパーシールと前記第二ダンパーシールとの間に設けられていてもよい。
　この構成よれば、シールへの流入圧力が大きいほど環状シールの剛性効果は大きいため、第一ダンパーシールと第二ダンパーシールとの間で圧力低下を最小限に抑えて、かつ、第一ダンパーシールでの旋回流の影響を抑制した位置に環状シールを設けることができるため、環状シールの剛性効果をより高めることができる。
（４）前記第一ダンパーシールの前記軸方向の長さは、前記環状シールにおける旋回流を抑制可能な長さであってもよい。
　この構成よれば、第一ダンパーシールにおいて旋回流を確実に抑制することができるため、環状シール部分に旋回流が流れて交差剛性が増えることはない。よって、環状シール部分での交差剛性作用を確実に抑制することができ、軸系安定性をより向上させることができる。
（５）前記環状シールの前記軸方向の長さは、前記ダンパーシールで前記回転体を径方向に支持するための剛性が負の値を示す状態となっても、相殺して、前記ダンパーシールと合わせて全体として剛性が正の値を示す長さであってもよい。
　この構成よれば、高圧環境下で、ダンパーシールで剛性が負の値を示したとしても、環状シールの剛性効果で相殺して、シール構造全体としての剛性を正の値とすることができるため、軸系安定性をより向上させることができる。
（６）本発明に係る回転機械は、前記回転体と、前記回転体の前記シール部に設けられた前記シール構造と、を備える。
　この構成よれば、所望のシール機能を発揮しつつ、軸系安定性を向上することができる。
　本発明に係るシール構造及びこれを備える回転機械によれば、所望のシール機能を発揮しつつ、軸系安定性を向上することができる。
本発明の実施形態を構成するダンパーシールの例としてホールパターンシールの概略斜視図及び要部の拡大図である。 式（２）における軸系の固有振動数ωと分母及び軸系の固有振動数ωと分子の関係を表している図である。 本発明の実施形態に係る遠心圧縮機（回転機械）の概略構成を示す縦断面図である。 本発明の第一実施形態に係るシール構造を示す断面図である。 本発明の第一実施形態の変形例に係るシール構造を示す断面図である。 本発明の第二実施形態に係るシール構造を示す断面図である。
（第一実施形態）
　以下、図面を参照し、本発明の第一実施形態に係る遠心圧縮機（回転機械）について説明する。
　図３は、本発明の第一実施形態に係る遠心圧縮機１を示す概略構成断面図である。
　図３に示すように、遠心圧縮機１は、多段式遠心圧縮機であり、例えば２組の３段式インペラ群を備えて構成とされている。
　遠心圧縮機１は、軸線Ｏ回りに回転する回転軸（回転体）２と、該回転軸２に取り付けられ遠心力を利用してプロセスガス（気体）Ｇを圧縮するインペラ３と、回転軸２を回転可能に支持するとともにプロセスガスＧを高圧側（一方側）から低圧側（他方側）に流すリターン流路４が形成されたケーシング５と、回転軸２と外周面に沿って設けられたシール構造２０とを備えている。
　ケーシング５は、略円柱状の外郭をなすように形成されたものであり、中心を貫くように回転軸２が配設されている。ケーシング５の両側には、それぞれジャーナル軸受５ａ及びスラスト軸受５ｂが設けられており、回転軸２を回転可能に支持している。つまり、回転軸２は、当該ジャーナル軸受５ａ及びスラスト軸受５ｂを介してケーシング５に支持されている。
　ここで、ケーシング５の両端部近傍側面には、プロセスガスＧを外部から吸入するための吸込口５ｃ，５ｅが設けられ、またケーシング５の軸線Ｏ方向中央部にはプロセスガスＧを外部に排出するために排出口５ｄ，５ｆが設けられている。そして、吸込口５ｃと排出口５ｄとを連通させる内部空間６ａ（６）、吸込口５ｅと排出口５ｆとを連通させる内部空間６ｂ（６）がそれぞれ形成されている。
　また、インペラ３は、回転軸２の軸線Ｏ方向において羽根３ｂの向きが互いに反対側を向く２組の３段式インペラ群３Ａ、３Ｂを構成しており、該３段式インペラ群３Ａと３段式インペラ群３Ｂとは互いに背面側を軸線Ｏ方向中央に向けて回転軸２に取り付けられている。
　インペラ３は、それぞれ軸線Ｏ方向で排出口５ｄ，５ｅ側に進むにつれて漸次拡径した略円盤状のハブ３ａと、該ハブ３ａに放射状に取り付けられ、周方向に並んだ複数の羽根３ｂと、該複数の羽根３ｂの先端側を周方向に覆うように取り付けられたシュラウド３ｃとを備えている。
　また、３段式インペラ群３Ａを構成するインペラ３の羽根３ｂと３段式インペラ群３Ｂを構成するインペラ３の羽根３ｂとは、回転軸２の軸線Ｏ回りに対称に形成されていて、回転軸２を回転した場合に、３段式インペラ群３Ａ、３段式インペラ群３Ｂは、それぞれ吸込口５ｃ，５ｅから排出口５ｄ，５ｆに向かって、プロセスガスＧを流通、圧縮するようになっている。
　内部空間６は、リターン流路４を備えており、該リターン流路４がインペラ３の吸込口５ｃ，５ｅからそれぞれ排出口５ｄ，５ｆに向かってプロセスガスＧを流通している。
　リターン流路４は、ディフューザ部１２と、ベンド部１３と、リターン部１４とを有している。
　ディフューザ部１２は、インペラ３によって圧縮されてインペラ３の流路出口から径方向外側へと排出されたプロセスガスＧを径方向外側に案内している。
　なお、ディフューザ部１２の径方向外方側にはベンド部１３を介してリターン部１４に連通しているが、３段式インペラ群３Ａ、３段式インペラ群３Ｂの３段目のインペラ３に繋がる部分には、リターン部１５に代えて排出口５ｄ，５ｆが形成されている。
　ベンド部１３は、湾曲してなる流路であり、一端側がディフューザ部１２に連通し、他端側がリターン部１４に連通している。このベンド部１３は、ディフューザ部１２を通って径方向外方に流れてきたプロセスガスＧの向きを、径方向内方に向くように反転させて、リターン部１４に送り出している。
　リターン部１４は、径方向外方側にてベンド部１３の他端側に連通し、また径方向内方側にてインペラ３の流路入口に連通している。
　遠心圧縮機１は、かかる構成により、３段式インペラ群３Ａにおいて、吸込口５ｃから吸入したプロセスガスＧを、リターン流路４に流入して、１段目から３段目の各インペラ３のディフューザ部１２、ベンド部１３、リターン部１４の順に流通させながら圧縮して、３段目のディフューザ部１２まで流れた後に排出口５ｄから排出する。そして、該外出したプロセスガスＧは、排出口５ｄから吸込口５ｅへとつながる図示しない管路を通って吸込口５ｅへと流入する。そして、３段式インペラ群３Ｂにおいて、吸込口５ｅから吸入したプロセスガスＧを、リターン流路４に流入して、１段目から３段目の各インペラ３のディフューザ部１２、ベンド部１３、リターン部１４の順に流通させながらさらに圧縮して、３段目のディフューザ部１２まで流れた後に排出口５ｆから排出するようになっている。
　したがって、例えば、３段式インペラ群３Ａの排出口５ｄ近傍の回転軸２の周りと比較して、３段式インペラ群３Ｂの排出口５ｆ近傍の回転軸２の周りの方が、３段式インペラ群３Ｂで圧縮された分だけ高圧となり、圧力差が生じる。
　そこで、図４に示すように、回転軸２の軸線Ｏ方向一方側の高圧側と、軸線Ｏ方向他方側の低圧側とをシールするシール部２１にシール構造２０が設けられている。シール構造２０は、高圧側すなわち３段式インペラ群３Ｂ側に設けられたダンパーシール３１と、該ダンパーシール３１に対して軸線Ｏ方向低圧側すなわち３段式インペラ群３Ａ側に設けられた環状シール４１とを備えている。
　図１及び図４に示すように、本実施形態においては、ダンパーシール３１は、回転軸２の外周面に沿うとともに該外周面との間に間隙３６を有して設けられた環状部材であり、回転軸２の外周面と対向する面、すなわち該ダンパーシール３１の内周面に開口する複数の孔部３２が形成されたシールである。
　また、ダンパーシール３１は、シール部としてのシール機能を発揮させるのに必要な長さで、かつ、軸系安定性のために必要な減衰能を得られる長さに設定されている。
　環状シール４１は、ダンパーシール３１と軸線Ｏ方向に異なる位置で、回転軸２の外周面に沿うとともに該外周面との間に間隙４６を有して設けられており、本実施形態では、ダンパーシール３１に対して軸線Ｏ方向低圧側に該ダンパーシール３１と連続して設けられている。
　また、環状シール４１は、環状部材であり、回転軸２の外周面と対向する面、すなわち該環状シール４１の内周面が滑面として形成されている。環状シール４１の軸線Ｏ方向の長さは、回転軸２とダンパーシール３１との間の流体による回転軸２の支持剛性が負の値を示す状態となっても、相殺して、ダンパーシール３１とあわせて全体として剛性が正の値を示すのに必要な長さに設定されている。
　このように構成された遠心圧縮機１では、環状シール４１の高圧側に設けられたダンパーシール３１で旋回流を抑制することができる。よって、該ダンパーシール３１の低圧側に位置する環状シール４１部分に旋回流が流入して環状シール４１部分における交差剛性が増加することを抑制することができ、軸系安定性を向上させることができる。
　また、上述の通り、高圧環境下で、ダンパーシール３１で剛性が負の値を示したとしても、環状シール４１の剛性効果により固有振動数の低下を抑制することができるとともに、環状シール４１の軸線Ｏ方向の長さが、回転軸２とダンパーシール３１との間の流体による回転軸２の支持剛性が負の値を示す状態となっても、これを相殺して、ダンパーシール３１とあわせて全体として剛性が正の値を示すようにさせる長さ分設けられている。よって、軸系の径方向の変形に対する剛性を確保することができ、軸系安定性を向上させることができる。また、ダンパーシール３１により、シール部のシール機能を効果的に発揮させつつ、軸振動に対する減衰が付与され軸系安定性を向上させることができる。
（第一実施形態の変形例）
　以下、本発明の第一実施形態の変形例に係る遠心圧縮機について、図５を用いて説明する。
　この実施形態において、前述した実施形態で用いた部材と共通の部材には同一の符号を付して、その説明を省略する。
　第一実施形態におけるシール構造２０では、ダンパーシール３１と環状シール４１は軸線Ｏ方向に連続して設けられている。一方、本実施形態におけるシール構造１２０では、ダンパーシール１３１と環状シール１４１との間に間隙部１５１が設けられている。
　すなわち、シール構造１２０は、軸線Ｏ方向高圧側に配設されたダンパーシール１３１と、該ダンパーシール１３１の軸線Ｏ方向低圧側に設けられたスペーサーである間隙部１５１と、該間隙部１５１の軸線Ｏ方向低圧側に設けられた環状シール１４１とを備えている。
　このように構成されたシール構造１２０では、ダンパーシール１３１と環状シール１４１との間に間隙部１５１が配されていても、当該間隙部１５１では旋回流速はほとんど変化しないため、剛性効果や減衰効果は付与されないので、環状シール１４１とダンパーシール１３１の効果は変わらない。つまり必ずしもダンパーシール１３１と環状シール１４１は隣接していなくてもよい。よって、該ダンパーシール１３１の低圧側に位置する環状シール１４１部分に旋回流が流入して環状シール１４１部分における交差剛性が増加することを抑制することができ、軸系安定性を向上させることができる。
（第二実施形態）
　以下、本発明の第二実施形態の変形例に係る遠心圧縮機について、図６を用いて説明する。
　この実施形態において、前述した実施形態で用いた部材と共通の部材には同一の符号を付して、その説明を省略する。
　第一実施形態におけるシール構造２０では、ダンパーシール３１は、環状シール４１の高圧側に配されるもののみである。一方、本実施形態におけるシール構造２２０では、ダンパーシール２３１は、環状シール２４１の高圧側と低圧側にそれぞれ配されている。
　すなわち、シール構造２２０は、高圧側に設けられた第一ダンパーシール２３２と、該第一ダンパーシール２３２の軸線Ｏ方向低圧側に設けられた環状シール２４１と、該環状シール２４１の軸線Ｏ方向低圧側に設けられた第二ダンパーシール２３３とを備えている。すなわち、ダンパーシール２３１は第一ダンパーシール２３２と第二ダンパーシール２３３とを備えており、環状シール２４１は第一ダンパーシール２３２と第二ダンパーシール２３３との間に設けられている。
　ここで、第一ダンパーシール２３２の軸線Ｏ方向の長さは、環状シール２４１における必要剛性が得られる長さとする。すなわち、環状シール２４１では入口圧力が高いほど流体による剛性が高くなるため、環状シール２４１の上流の第一ダンパーシール２３２を流体が通過する際の圧力低下を考慮し、第一ダンパーシール２３２の軸線Ｏ方向の長さを決める。
　このように構成されたシール構造２２０では、環状シール２４１は高圧領域に配設されるほど剛性効果が高いところ、比較的高圧領域である第一ダンパーシール２３２と第二ダンパーシール２３３との間で圧力低下を最小限に抑えて、かつ、第一ダンパーシール２３２での旋回流の影響を抑制した位置に環状シール２４１を設けることができる。よって、環状シール２４１は剛性効果をより高めることができるため、軸系の支持剛性を確保でき、軸系安定性を向上させることができる。
　また、高圧領域に配設された環状シール２４１は高い剛性効果を発揮することができるため、第一実施形態よりも軸線Ｏ方向の長さを小として、第一実施形態と同等の軸系剛性を奏することができる。
　また、第一ダンパーシール２３２は、環状シール２４１における旋回流を抑制可能な長さとされているため、旋回流を確実に抑制することができる。よって、環状シール２４１部分での交差剛性が増加することを抑制でき、軸系安定性をさらに向上させることができる。
　なお、本実施形態においても、第一実施形態の変形例と同様に、第一ダンパーシール２３２と環状シール２４１との間、及び、環状シール２４１と第二ダンパーシール２３３との間の、両者または一方に間隙部を設けても良い。
　なお、上述した実施の形態において示した組立手順、あるいは各構成部材の諸形状や組み合わせ等は一例であって、本発明の主旨から逸脱しない範囲において設計要求等に基づき種々変更可能である。
　例えば、ダンパーシール３１，１３１，２３１としては、上記のホールパターンシールの他に静止部材の表面に六角形の孔部が設けられたハニカム構造の所謂ハニカムシールであってもよい。この場合は、凹凸面を流れる流体の圧力損失により流体の漏れを減少させることができるとともに、旋回流を抑制することができる。
　また、ダンパーシール３１，１３１，２３１と環状シール４１，１４１，２４１との間には、ラビリンスシール等の他のシール構造があってもよい。
　この場合でも、ダンパーシール３１，１３１，２３１は旋回流を抑制することができ、環状シールは剛性効果を発揮することができるため、軸系安定性を向上させることができる。
　本発明は、回転体の軸方向一方側の高圧側と、前記軸方向他方側の低圧側とをシールするシール部に設けられたシール構造であって、前記回転体の外周面に沿って設けられ、該外周面と対向する面に開口する複数の孔部が形成されたダンパーシールと、該ダンパーシールと前記軸方向に異なる位置で、前記回転体の外周面に沿って設けられ、該外周面と対向する面が滑面として形成された環状シールとを備える、シール構造に関する。本発明によれば、所望のシール機能を発揮しつつ、軸系安定性を向上することができる。
１…遠心圧縮機（回転機械）
２…回転軸（回転体）
２０，１２０，２２０…シール構造
２１…シール部
３１，１３１，２３１…ダンパーシール
３２…孔部
４１，１４１，２４１…環状シール
２３２…第一ダンパーシール
２３３…第二ダンパーシール

Claims (6)

  1. 　回転体の軸方向一方側の高圧側と、前記軸方向他方側の低圧側とをシールするシール部に設けられたシール構造であって、
    　前記回転体の外周面に沿って設けられ、該外周面と対向する面に開口する複数の孔部が形成されたダンパーシールと、
    　該ダンパーシールと前記軸方向に異なる位置で、前記回転体の外周面に沿って設けられ、該外周面と対向する面が滑面として形成された環状シールとを備える、シール構造。
  2. 　請求項１に記載のシール構造において、
    　前記ダンパーシールは、前記高圧側に設けられ、
    　前記環状シールは、該ダンパーシールに対して前記軸方向の前記低圧側に設けられている、シール構造。
  3. 　請求項１または２に記載のシール構造において、
    　前記ダンパーシールは、第一ダンパーシールと、該第一ダンパーシールに対して前記軸方向の低圧側に配される第二ダンパーシールとを有し、
    　前記環状シールは、前記第一ダンパーシールと前記第二ダンパーシールとの間に設けられている、シール構造。
  4. 　請求項３に記載のシール構造において、
    　前記第一ダンパーシールの前記軸方向の長さは、前記環状シールにおける旋回流を抑制可能な長さである、シール構造。
  5. 　請求項１から請求項４のいずれか一項に記載のシール構造において、
    　前記環状シールの前記軸方向の長さは、前記ダンパーシールで前記回転体を径方向に支持するための剛性が負の値を示す状態となっても、相殺して、前記ダンパーシールと合わせて全体として剛性が正の値を示す長さである、シール構造。
  6. 　前記回転体と、
    　前記回転体の前記シール部に設けられた、請求項１から５のいずれか一項に記載のシール構造と、を備える、回転機械。
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
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Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH08303608A (ja) * 1995-05-02 1996-11-22 Ebara Corp 非接触環状シール
JPH11108201A (ja) * 1997-10-07 1999-04-20 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 軸封装置
JP2007162655A (ja) * 2005-12-16 2007-06-28 Torishima Pump Mfg Co Ltd 流体機械のシール装置

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH08303608A (ja) * 1995-05-02 1996-11-22 Ebara Corp 非接触環状シール
JPH11108201A (ja) * 1997-10-07 1999-04-20 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 軸封装置
JP2007162655A (ja) * 2005-12-16 2007-06-28 Torishima Pump Mfg Co Ltd 流体機械のシール装置

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2018110695A1 (ja) * 2016-12-16 2018-06-21 三菱重工コンプレッサ株式会社 軸シール装置、及び回転機械

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