WO2014054440A1 - 遠心圧縮機 - Google Patents

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labyrinth
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centrifugal compressor
rotor
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三浦　治雄
直彦 ▲高▼橋
光裕 成田
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    • F16J15/00—Sealings
    • F16J15/44—Free-space packings
    • F16J15/447—Labyrinth packings
    • F16J15/4472—Labyrinth packings with axial path

Definitions

  • the present invention relates to a centrifugal compressor, and more particularly to a damper seal suitable for a centrifugal compressor operated at high speed and high pressure.
  • the gas compressed by the impeller of the centrifugal compressor is further compressed in a stationary flow path called a diffuser, and when it is formed in multiple stages, the gas flows in an axial direction while turning the flow angle in the return channel. Sucked into the next stage impeller.
  • a diffuser stationary flow path
  • the internal compression work increases and energy is not effective compression work. Incurs loss. Therefore, in order to reduce the amount of leakage, a labyrinth seal is provided between the side plate of the impeller suction portion and the casing.
  • the leakage flow that flows into the labyrinth seal rotates with the rotation shaft, and thus has a circumferential component flow velocity in the rotation direction. Therefore, when the rotor including the rotating shaft is displaced in the radial direction, a volume change occurs between the rotor and the labyrinth seal, and an imbalance occurs in the circumferential pressure distribution of leakage gas in the labyrinth seal. This unbalance generates a fluid force (hereinafter also referred to as an unstable fluid force) that causes unstable vibration of the rotor.
  • a fluid force hereinafter also referred to as an unstable fluid force
  • Patent Document 1 As characteristically shown in FIG. 1, segments in the circumferential direction are arranged between the grooves of the labyrinth seal to reduce the circumferential component of the leakage gas flowing into the labyrinth seal. .
  • segments are divided in the circumferential direction, and segments having different comb tooth heights are combined to reduce swirling flow and prevent unstable vibration of the rotor.
  • the damper effect is increased by widening the gap between the seal blade corresponding to the labyrinth fin and the rotator on the downstream side with respect to the upstream side.
  • the rotating shaft has a stepped shape of a large diameter portion and a small diameter portion, a low wear damper having a honeycomb structure or a porous structure is disposed in the large diameter portion, and a labyrinth fin is disposed in the small diameter portion.
  • the seal as described below is required for the seal for the centrifugal compressor. That is, (1) As an original function of the seal, the amount of leakage is as small as possible. (2) The unstable fluid force is small or the unstable fluid force can be changed to a stable force. (3) Even if it contacts the rotor, damage on the rotor side can be reduced. (4) High manufacturability and easy to make. Therefore, in the conventional labyrinth seal described in the above-mentioned Patent Document 1, a large number of segments are formed in the circumferential direction to form segments to prevent the leakage flow flowing into the labyrinth from flowing out in the circumferential direction.
  • the axial shape of the labyrinth seal is a shape that has been frequently used in the past, and no consideration is given to reducing the rotor diameter in a stepped manner in order to achieve both damping and leakage reduction. Moreover, as a result of the division into a large number of segments, the number of man-hours increases in order to ensure a minute seal gap and to manufacture with high accuracy.
  • Patent Document 2 describes that a labyrinth fin is partitioned in the circumferential direction in order to suppress circumferential flow. However, since Patent Document 2 also aims to improve the damping effect, it is not considered to reduce the rotor diameter stepwise in order to reduce the leakage amount. Further, as in Patent Document 1, a great amount of man-hours are required for production.
  • a damper structure is formed at the bottom (groove between fins) between the labyrinth fins in order to improve the damping performance in the labyrinth seal, and the pitch between the fins is wide. That is, the number of fins is smaller than that of the labyrinth seal described in Patent Document 1 or the like, and sacrifices the reduction of the leakage amount that is the original purpose of the labyrinth seal.
  • the present invention has been made in view of the above problems of the prior art, and an object of the present invention is to achieve both reduction of leakage from the seal portion of the centrifugal compressor and improvement of damping characteristics at the seal portion. Another object of the present invention is to improve the manufacturability of the seal portion, in addition to the above-mentioned object, that even if the rotor contacts, the rotor is not damaged or is minor.
  • a feature of the present invention that achieves the above object includes a casing, a rotor that is rotatably supported by the casing and has an impeller attached thereto, and a labyrinth seal that is attached to the casing and is disposed to face the rotor.
  • the labyrinth seal is provided in at least one of the suction part of the final stage impeller or the balance piston that balances the thrust of the rotor,
  • the diameter of the rotor facing the labyrinth seal is increased or decreased stepwise, and the labyrinth seal is formed of a plurality of grooves in the axial direction, and each groove is formed with a plurality of pockets in the circumferential direction.
  • the circumferential position of the pocket formed in the plurality of grooves of the labyrinth seal is preferably different for each groove, and the groove shape of the labyrinth seal is trapezoidal in the meridional section.
  • the pockets formed in each groove may be manufactured by turning a cutting tool in the circumferential direction of the groove.
  • the labyrinth seal has the plurality of grooves formed by a plurality of substantially parallel labyrinth fins, and the innermost diameter of the plurality of labyrinth fins is smaller than the inner diameter side end diameter of the pocket. It is desirable that the plurality of pockets have a shape in which the circumferential width thereof becomes narrower toward the outer side in the radial direction.
  • the difference between the diameter of the labyrinth seal tip and the diameter of the inner diameter side end portion of the pocket is within 10 times the seal gap formed between the labyrinth seal and the rotor facing the pocket. Is about 10 to 30 times the seal gap, and the labyrinth fin height of the labyrinth seal may be about 10 to 30 times the seal gap.
  • the labyrinth with a substantially constant radial clearance between the labyrinth seal and the rotor is provided.
  • the amount of leakage from the seal is reduced and the amount of gas flowing into the pocket when the rotor is displaced is reduced in the circumferential direction, so that the damping characteristic of the labyrinth seal is improved.
  • the tip of the protrusion constituting the pocket is made larger than the diameter of the labyrinth fin, the labyrinth fin comes into contact with the rotor first, so that damage to the rotor can be prevented. Furthermore, since the pocket can be turned with a turning tool having a diameter much smaller than the inner diameter of the labyrinth, the cost and man-hours required for manufacturing the pocket can be reduced.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a main part of a single-shaft multi-stage centrifugal compressor 20.
  • the centrifugal compressor 20 includes a stationary casing 1 that forms an outline of the fuselage, and a rotor 4 that is rotatably provided in the casing 1.
  • the rotor 4 has a rotary shaft 2 and a plurality of stages of impellers 3 (seven stages, 3a to 3g in the example shown in the figure) that are attached to the rotary shaft 2 and compress gas by rotation.
  • the suction flow path 5 for introducing the working gas into the first stage impeller 3a and the working gas flowing out from the final stage impeller 3g by centrifugal force are shown by an arrow ⁇ 2.
  • the casing 1 is provided with a diffuser 6 and a return flow path 7 for guiding the working gas compressed by the impellers 3 (3a to 3g) of each stage and flowing out from the outer peripheral portion of the impeller 3 (3a to 3g) to the downstream side. ing.
  • the diffuser 6 converts the kinetic energy imparted to the working gas by the rotation of the impeller 3 (3a to 3g) into pressure energy.
  • the return flow path 7 smoothly guides the working gas flowing out from the diffuser 6 to the suction side of the next stage impeller 3.
  • the rotor 4 is disposed at the suction side end and the discharge side end of the rotary shaft 2 and is rotatably supported by a radial bearing 9 that supports a radial load held in the casing 1.
  • a thrust bearing 10 that supports a thrust load is provided at the suction side end of the rotating shaft 2.
  • a balance piston 11 is provided at the discharge side end, which is the opposite end of the rotating shaft 2 in the axial direction, to support the pressure of the final stage at the end face and cancel the thrust load.
  • a driving machine such as a motor (not shown) is coupled to the discharge side end of the rotating shaft 2 by a coupling, and the rotor 4 is rotationally driven by the driving machine.
  • the centrifugal compressor 20 configured in this manner, when the rotor 4 rotates, the working gas is sucked from the suction flow path 5 as indicated by the arrow ⁇ 1, and is first compressed by the rotation of the first stage impeller 3a. Next, the kinetic energy is converted into pressure energy by the diffuser 6 to increase the static pressure, and the working gas is sucked into the next stage impeller 3 b through the return flow path 7. In this way, the gas is sequentially compressed by the plural stages of impellers 3a to 3g and the diffuser 6, and finally discharged from the discharge flow path 8 to the outside as indicated by the arrow ⁇ 2.
  • FIG. 2 is a perspective view showing a part of the labyrinth seal 30 of the balance piston 11 part of the centrifugal compressor 20 shown in FIG.
  • FIG. 3 is a meridional section (longitudinal section) of the labyrinth seal 30 shown in FIG.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view (transverse cross section) perpendicular to the axis of 30 parts of the labyrinth seal. 2 and 3, the left side is the upstream side of the leakage flow, and the right side is the downstream side of the leakage flow.
  • a labyrinth seal 30 is concentrically disposed on the rotary shaft 2 so as to face the balance piston 11 of the rotor 4.
  • the portion of the balance piston 11 facing the labyrinth seal 30 has its outer diameter changed stepwise in three steps. That is, the balance piston diameter d1 on the upstream side is the largest, the balance piston diameter d3 on the downstream side is the smallest, and the intermediate balance piston diameter d2 is an intermediate value.
  • a labyrinth seal stage, for example, L1 is formed corresponding to a portion where the diameter of the balance piston 11 is constant, for example, d1.
  • a plurality of grooves are formed by ring-shaped parallel teeth (labyrinth fins) 31.
  • eight labyrinth fins 31 are formed at equal intervals in the axial direction, thereby forming seven labyrinth grooves in the axial direction.
  • the groove formed between the labyrinth fins 31 is changed in depth in the circumferential direction as shown in FIG. 4, and a plurality of pockets 32 are formed by the partition portion 33.
  • the labyrinth seal 30 is shown in a plurality of divided shapes, but may be integrally formed in a cylindrical shape.
  • the innermost diameter of the labyrinth seal fin 31 protrudes slightly toward the inner diameter side from the inner diameter side end of the partition portion 33 that forms the pocket 32. Moreover, the circumferential distance becomes narrow as the pocket 32 goes to the radial direction outer side. Further, the axial position of the pocket 32 is shifted by about 1/2 pitch in the circumferential direction every time the grooves formed by the labyrinth fin 31 move in a line in the axial direction.
  • the meridional cross-sectional shape of the pocket 32 is trapezoidal.
  • the labyrinth seal stage L1 will be described as an example.
  • the outer diameter of the balance piston 11 is d1.
  • the depth of the pocket 32 is about 10 to 30 times the seal gap ⁇ c. That is, assuming that the maximum diameter of the pocket 32 is D3, (D3-D1) / 2 ⁇ (10 to 30) ⁇ ⁇ c. The reason for this is that while the amount of leaked gas flowing into the pocket 32 is suppressed, the gas once inside the pocket 32 does not flow in the circumferential direction but stays in the pocket 32 and is compressed in accordance with the radial displacement of the rotor 4. This is because the damping effect can be exhibited.
  • the labyrinth fin 31 has a triangular shape in cross section, and a portion with low strength of the labyrinth fin 31 is provided, so that even if the labyrinth fin 31 contacts the balance piston 11, only the labyrinth fin 31 is consumed. This is to prevent the rotor 4 from being damaged while not affecting the pocket 32 and the partition portion 33. If the inner diameter of the partition portion 33 is further increased, the communication area between the pockets 32 increases, and the damping effect may be reduced.
  • the labyrinth seal stages L1 to L3 are provided in three stages, and the diameter of the opposing balance piston 11 is made smaller toward the downstream side of the leakage flow.
  • the seal gap ⁇ c between the labyrinth fin 31 and the balance piston 11 is made substantially the same in any of the labyrinth stages L1 to L3.
  • the seal area obtained by multiplying the seal gap ⁇ c by the entire circumferential length ( ⁇ d) of the balance piston 11 becomes smaller as it goes to the downstream labyrinth stage, so that the amount of leakage is reduced and the fluid is reduced. The effect of increasing the stability is produced.
  • the pocket 32 will be described with reference to FIG. As described above, the depth (D3-D2) / 2 of the pocket 32 is approximately 10 to 30 times the seal gap ⁇ c, and the difference between the inner diameter of the partition 33 and the tip of the labyrinth fin 31 (D2-D1) / 2 is approximately 1 to 5 times the seal gap ⁇ c.
  • the circumferential length of the pocket 32 is ⁇ in the circumferential angle, and the pocket 32 is substantially equally arranged in the circumferential direction with the inner circumferential side distal end length B of the partition portion 33 interposed therebetween.
  • the pocket 32 is formed by moving in the circumferential direction of the labyrinth seal 30 while rotating the rotating shaft 51 of the turning blade 50 as shown by a one-dot chain line in FIG. Since the radius of the turning tool 50 is R, the shape of the pocket 32 on both sides in the circumferential direction has the same radius of curvature R as the radius of the turning tool 50. With such a shape of the pocket 32, the labyrinth seal 30 having a plurality of pockets 32 in the circumferential direction can be manufactured by machining by attaching the turning tool 50 to the NC machine tool.
  • the broken line in FIG. 4 shows the shape of the pocket 32 in the groove formed on the near side or the rear side in the axial direction by one groove with respect to the currently shown groove.
  • the positions of the pockets 32 are substantially different by a half pitch in the circumferential direction.
  • radial ribs 34 are provided on the upstream side of the labyrinth seal 30. This is because the working gas has a strong swirl velocity component at the exit of the impeller, and therefore when a part of the working gas flows into the labyrinth seal 30 as a leakage flow, the swirl velocity component remains and flows into the labyrinth seal. It is for preventing. If the leakage flow flowing into the labyrinth seal has a large swirl velocity component, unstable vibrations commonly referred to as forward vibrations are likely to occur. In order to suppress this unstable vibration, the circumferential velocity component of the leakage flow flowing into the labyrinth seal is reduced to zero as much as possible.
  • FIG. 9 is a plan view showing various examples of the turning blade 50 used for machining the pocket 32.
  • FIG. 9A shows a turning blade 50 for machining the labyrinth seal 30 for each groove, and a flat portion 54 is formed between the left and right inclined surfaces 52 and 53.
  • the left and right inclined surfaces 52 and 53 are inclined according to the meridional cross-sectional shape of the groove of the labyrinth seal 30.
  • the flat portion 54 is a parallel surface corresponding to the shape of the bottom of the pocket 32 in the meridional shape of the same groove.
  • FIG. 9B shows an example of a turning tool 50a capable of machining two grooves at the same time in order to improve manufacturability.
  • the groove portion 55 adjacent to the groove to be processed is formed with an inter-groove portion 55 so as not to be processed.
  • FIG. 9C is another example of improving the manufacturability, and is an example of a turning tool 50b capable of machining two grooves at the same time. With this blade, two adjacent grooves are processed simultaneously. Therefore, the circumferential position of the pocket 32 can be changed only in units of two grooves.
  • the machining load is doubled compared to the turning tool 50 shown in FIG. 9 (a), and the turning tool 50a has a chucking position.
  • the machining position becomes long, and a large cantilever load acts on the turning blade 50a.
  • the cantilever load applied to the turning blade 50b can be reduced as compared with the case where the turning blade 50a of FIG. 9B is used.
  • FIG. 5 shows the result of measuring the vibration of the rotor 4 by incorporating the labyrinth seal 30 into the balance piston 11 in a high-pressure centrifugal compressor.
  • the vibration stability of the rotor 4 is evaluated by the damping rate.
  • the horizontal axis represents the operating rotational speed
  • the vertical axis represents the damping ratio ⁇ with respect to the rotor natural vibration (first bending).
  • FIG. 6 shows a damping rate when a labyrinth seal without pockets, which is conventionally used frequently in the balance piston portion, is incorporated.
  • the rated rotational speed of the test centrifugal compressor is 14100 min ⁇ 1 .
  • the damping rate for the natural vibration of the bending primary rotor at the rated rotational speed was about 1.4 for the labyrinth seal 30 according to the present invention, but about 0.6 for the conventional labyrinth seal. It can be seen that by using the labyrinth seal of the present invention, the damping rate is improved and therefore the damping characteristics are improved.
  • the leakage from the labyrinth seal is set to the same value in both the conventional type and the labyrinth seal according to the present invention, so that the leakage amount is the same as the amount of leakage of the shaft diameter in three stages. The number of cases related to.
  • FIG. 7 and FIG. 8 show meridional cross-sectional views (longitudinal cross-sectional views) when other labyrinth seals included in the single-shaft multistage centrifugal compressor 20 shown in FIG. 1 have a plurality of pockets.
  • the labyrinth seal attached to the balance piston 11 portion has a plurality of pockets.
  • the eye labyrinth seal 12 provided in the part also has a plurality of pockets.
  • the meridional cross-sectional shape of the side plate inlet base c2 is also a stepped step shape having a smaller diameter toward the inlet side. Thereby, the seal area ( ⁇ c ⁇ ⁇ d) can be made smaller toward the downstream side, and the sealing effect can be increased.
  • a front stage impeller 3f is arranged upstream of the final stage impeller 3g (see FIG. 1), and an interstage labyrinth is provided between the front stage impeller 3f and the final stage impeller 3g.
  • a seal 13 is provided.
  • the interstage labyrinth seal 13 is held by the casing 1 and faces the rotor 4 with a seal gap ⁇ c.
  • the interstage labyrinth seal 13 is composed of a plurality of annular fins 13 h and a plurality of annular grooves 13 m formed by the plurality of annular fins 13 h, and the gas flowing through the return flow path 7 is a gap between the interstage labyrinth seals 13. Returning to the exit side 3f2 of the preceding impeller 3f through c3 is suppressed.
  • a labyrinth seal 14 having a large number of annular labyrinth fins 14 h is arranged between the balance piston 11 and the casing 1.
  • the compressed gas discharged from the last stage impeller 3g is prevented from leaking from between the casing 1 and the balance piston 11 to the low pressure portion.
  • the labyrinth seal 14 is provided with a shunt hole 27 communicating from the casing 1 side.
  • the shunt hole 27 blows a pressure higher than the static pressure at the impeller outlet into the circumferential groove 25 communicating with the labyrinth fins 24 close to the inside of the compressor. Accordingly, a flow from the balance labyrinth 24 to the exit of the impeller 3g can be generated, and the fluid force generated in the labyrinth seal 14 can be stabilized, so that the forward vibration of the rotor 4 is stabilized. .
  • the structure of the pocket 32 and the stepped reduction structure of the balance piston diameter can be adopted, which is effective in increasing the damping of the labyrinth seal and reducing the leakage.
  • the labyrinth seal protrudes toward the inner diameter side, and the meridian shape is provided with a fin with a narrowed tip, so that the rotor should contact the labyrinth seal. Even so, damage to the rotor can be minimized. Further, since only the seal is worn, the seal gap can be reduced to such an extent that it comes into contact with the rotor when the rotor is fully displaced, so that the leakage of compressed gas can be significantly reduced as compared with the prior art.
  • the damping effect can be improved. That is, the partition portions of the plurality of pockets arranged in the circumferential direction act so as to suppress or reduce leakage of leakage fluid from the pockets in the circumferential direction, so that the leakage that remains in the pocket portion when the rotor is displaced in the radial direction.
  • the gas is compressed and acts as a damper.
  • the effect of suppressing the displacement of the rotor in the rotational direction is obtained, and a fluid stabilizing force is generated in the labyrinth seal portion.
  • the circumferential width of the plurality of pockets becomes narrower toward the outer side in the radial direction and the axial longitudinal cross-sectional shape has a larger diameter, the radial resonance frequency of the pocket can be increased, so that the seal constant can be increased. The influence of the frequency characteristics to be exerted can be eliminated as much as possible.
  • the meridional cross-sectional shape (longitudinal cross-sectional shape) of the pocket is the same trapezoidal shape as the groove of the labyrinth seal. Since it is processed, the pocket can be manufactured only by turning, improving the workability of the pocket.
  • the labyrinth seal has a step structure, and the diameter on the rotor side is made smaller toward the downstream side of the leakage flow according to each stage of the labyrinth seal. If it is squeezed, the fluid stability can be increased.
  • centrifugal compressor capable of preventing unstable vibration of the rotor while suppressing seal leakage, and capable of stable operation even under high speed and high pressure conditions.

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Description

遠心圧縮機
　本発明は、遠心圧縮機に係り、特に、高速・高圧で運転される遠心圧縮機に好適なダンパシールに関する。
　遠心圧縮機の羽根車で圧縮されたガスは、ディフューザと呼ばれる静止流路で更に圧縮され、多段に形成される場合には、リターンチャンネルで流れ角を転向しながら内向きの軸方向流れになって次段羽根車に吸い込まれる。ここで、羽根車で圧縮されたガスが羽根車の側板側の側面に形成される空間を通って再びその羽根車の吸込み側に戻ると、内部圧縮仕事が増え、有効な圧縮仕事ではなくエネルギー損失を発生する。そこで、この漏れ量を低減するために、羽根車吸込み部の側板とケーシング間にラビリンスシールを設けてい
る。
　また、最終段の羽根車においては、圧縮ガスの一部が、心板の側面空間を経てバランスピストンラビリンスに流入し、その後圧縮機吸込み部へ漏る流れを形成する。この吸込み側へ戻る流れの漏れ量は、全羽根車で再圧縮される内部循環ガスであり、エネルギー損失になる。そのため、ラビリンスシールでできる限り漏れ量を低減している。
　ところで、ラビリンスシールに流入する漏れ流れは、回転軸と連れ回るので、回転方向の円周成分流速を有している。そのため、回転軸を含むロータが径方向に変位すると、ロータとラビリンスシール間に体積変化が生じ、ラビリンスシール内の漏れガスの円周方向圧力分布に不平衡が生じる。この不平衡は、ロータの不安定振動を引き起こす流体力（以下、不安定流体力とも称す）を発生させる。
　特に、ロータが高速回転する場合や、ラビリンスシールの入口と出口との差圧が大きい場合、羽根車の取り扱いガスの密度が大きい場合等には、漏れガスの不安定流体力が増大する。そして最悪の場合には、ロータの不安定振動を引き起こす。そこで、この不安定流体力を低減するため、従来、種々の提案がなされている。
　特許文献１では、その図１に特徴的に示されているように、ラビリンスシールの溝間に周方向にセグメントを配置して、ラビリンスシールに流入する漏れガスの円周方向成分を減じている。なお、この特許文献１では、周方向にセグメントを分割し、櫛歯高さの異なるセグメントを組み合わせて、旋回流れを低減し、ロータの不安定振動も防止している。また、特許文献２では、ラビリンスフィンに相当するシールブレードと回転体との隙間を、上流側に対して下流側を広げることによって、ダンパー効果を増加させている。
　特許文献３では、回転軸を大径部と小径部の段付形状とし、大径部にはハニカム構造または多孔構造の低摩耗のダンパーを配置し、小径部にはラビリンスフィンを配置することが記載されている。
特開２０１０－７６１１号公報 米国特許第５,７９４,９４２号明細書 米国特許出願公開第２００７／００６９４７７号明細書
　遠心圧縮機の内部のシール部には流体不安定力が生じる恐れがあるので、遠心圧縮機用シールには、以下に記載のような特性が要求される。すなわち、
　（１）シール本来の作用として、漏れ量が可能な限り少ない。　
　（２）不安定流体力が少ない、または不安定流体力を安定力に変えることができる。　
　（３）万一、ロータと接触してもロータ側の損傷を軽微にできる。　
　（４）製作性が高く、作りやすい。　
　そのため、上記特許文献１に記載の従来のラビリンスシールでは、周方向に多数分割してセグメントを形成してラビリンスに流入した漏れ流れが周方向に流出するのを防止している。しかしながら、ラビリンスシールの軸方向形状は従来多用されている形状であり、ダンピングと漏れ量低減を両立させるためにロータ径を階段状に減少させることについては、考慮されていない。しかも多数のセグメントに分割した結果、微小なシール隙間を確保して精度良く製作するためには、工数が増加する。
　特許文献２では、周方向流れを抑制するためにラビリンスフィンを周方向に区画することが記載されている。しかしながらこの特許文献２においてもダンピング効果を向上させることを目的とするため、漏れ量の低下のためにロータ径を階段状に減少させることについては、考慮されていない。また、特許文献１同様、製作に多大な工数を要する。
　特許文献３に記載の複合シールでは、ラビリンスシールにおけるダンピング性能を向上させるため、ラビリンスフィン間の底部（フィン間溝）にダンパー構造を形成しており、フィン間ピッチが広くなっている。すなわち、上記特許文献１等に記載のラビリンスシールに比べるとフィン数が少なくなり、ラビリンスシール本来の目的である漏れ量の低減を犠牲にしている。
　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、遠心圧縮機のシール部から漏れ低減と、シール部でのダンピング特性の向上の両立を図ることにある。本発明の他の目的は、上記目的に加え、万一ロータが接触してもロータの損傷がないまたは軽微であることと、シール部の製作性を向上させることにある。
　上記目的を達成する本発明の特徴は、ケーシングと、このケーシングに回転可能に保持され羽根車を取り付けたロータと、前記ケーシングに取り付けられ、前記ロータに対向して配置されるラビリンスシールとを備え、前記羽根車が回転して気体を圧縮する遠心圧縮機において、前記ラビリンスシールは少なくとも最終段羽根車の吸込み部もしくは前記ロータの推力をバランスさせるバランスピストンのいずれかに設けられたものであり、このラビリンスシールに対向する前記ロータの径を階段状に増加または減少させ、前記ラビリンスシールは軸方向に複数個の溝から形成されており、各溝とも周方向に複数のポケットが形成されていることにある。
　そしてこの特徴において、前記ラビリンスシールの複数の溝に形成したポケットの周方向位置を、溝ごとに異ならせているのがよく、前記ラビリンスシールの溝形状は子午面断面において台形状をしており、各溝に形成するポケットは、旋削用刃物をこの溝の周方向に移動させて旋削加工して製作されたものであってもよい。また、前記ラビリンスシールの上流側の端面に、放射状の突起を形成するのが好ましい。
　さらに、上記特徴において、前記ラビリンスシールは複数のほぼ平行に形成されたラビリンスフィンにより前記複数の溝が形成されており、この複数のラビリンスフィンの最内径は前記ポケットの内径側端部径より小さく形成されており、複数の前記ポケットは半径方向外側に行くにつれその周方向幅が狭まる形状が望ましい。
　また、前記ラビリンスシールチップ径と前記ポケットの内径側端部の径との差は、このラビリンスシールが対向する前記ロータとの間で形成するシール隙間の１０倍以内であり、前記ポケットの深さはこのシール隙間の１０～３０倍程度であり、前記ラビリンスシールのラビリンスフィン高さはシール隙間の１０～３０倍程度であってもよい。
　本発明によれば、ラビリンスシールに対向するロータ部分の径を階段状に変化させ、ラビリンスシールの溝部に複数のポケットを構成したので、ラビリンスシールとロータとの半径方向隙間をほぼ一定にしてラビリンスシールからの漏れ量を低減すると共に、ロータ変位時にポケット内に流れ込んだガスが周方向に逃げる量を低減するので、ラビリンスシールのダンピング特性が向上する。
　また、ポケットを構成する突起部の先端をラビリンスフィンの径より大径としたので、ラビリンスフィンが先にロータと接触するので、ロータの損傷を防止できる。さらに、ポケットは、ラビリンス内径に比べてはるかに小径の旋削用刃物で旋削加工可能なので、ポケットの製作に要する費用および工数を低減できる。
本発明に係る遠心圧縮機の一実施例の要部切り欠き縦断面図である。 図１の遠心圧縮機が備えるダンパシールの部分斜視図である。 図１の遠心圧縮機が備えるダンパシールの部分縦断面図である。 ダンパシールを説明する横断面図である。 ダンパシールのロータ振動安定化効果を説明するグラフである。 従来のバランスピストンラビリンスシールのロータ振動特性を説明するグラフである。 本発明に係る遠心圧縮機の他の実施例における要部の縦断面図である。 図７に示した遠心圧縮機が備えるダンパシールの縦断面図である。 本発明に係るダンパシールを製作するのに用いる切削用刃物の例を示す平面図である。
　以下、本発明に係る遠心圧縮機の一実施例を、図面を用いて説明する。図１は、一軸多段型の遠心圧縮機２０について、要部切り欠き縦断面図で示した図である。遠心圧縮機２０は、その機体の外郭を形成する静止体のケーシング１と、ケーシング１内に回転可能に設けられたロータ４とを備える。ロータ４は、回転軸２と、回転軸２に装着され回転によって気体を圧縮する複数段の羽根車３（本図の例では７段、３ａ～３ｇ）を有する。
　ケーシング１は、矢印α１で示したように１段目の羽根車３ａに作動気体を導入する吸込み流路５と、最終段の羽根車３ｇから遠心力によって流出した作動気体を、矢印α２で示したように吐出する吐出流路８とを備えている。ケーシング１には、各段の羽根車３（３ａ～３ｇ）で圧縮され羽根車３（３ａ～３ｇ）の外周部から流出する作動ガスを下流側に導くディフューザ６及び戻り流路７が設けられている。ディフューザ６は、羽根車３（３ａ～３ｇ）の回転により作動気体に付与された運動エネルギーを圧力エネルギーに変換する。戻り流路７は、ディフューザ６から流出した作動気体を、次段の羽根車３の吸込み側へ滑らかに導く。
　ロータ４は、回転軸２の吸込み側端部および吐出側端部に配置され、ケーシング１に保持されたラジアル荷重を支えるラジアル軸受９により回転可能に支持されている。回転軸２の吸込み側端部には、スラスト荷重を支持するスラスト軸受１０が設けられている。回転軸２の軸方向反対端である吐出側端部には、最終段の圧力を端面で支持してスラスト荷重を相殺するバランスピストン１１が設けられている。回転軸２の吐出側端には、図示しないモータ等の駆動機がカップリングで連結されており、駆動機によりロータ４が回転駆動される。
　このように構成した遠心圧縮機２０では、ロータ４が回転すると作動気体が矢印α１で示したように吸込み流路５から吸い込まれ、初めに第１段羽根車３ａの回転により圧縮される。次いで作動ガスは、ディフューザ６で運動エネルギーが圧力エネルギーに変換されて静圧が上昇し、戻り流路７を経て次段羽根車３ｂの内部に吸い込まれる。このように順次複数段の羽根車３ａ～３ｇ、およびディフューザ６で気体が圧縮され、最終的に吐出流路８から矢印α２で示したように機外へ吐出される。
　以下、図２～図４を用いて、バランスピストン１１部のラビリンスシール３０について詳細に説明する。図２は、図１に示した遠心圧縮機２０が有するバランスピストン１１部のラビリンスシール３０の一部を示す斜視図である。図３は、図２に示したラビリンスシール３０部の子午面断面図（縦断面図）である。図４は、ラビリンスシール３０部の軸直角断面（横断面）図である。図２、３では、左側が漏れ流れの上流側であり、右側が漏れ流れの下流側である。
　ロータ４のバランスピストン１１に対向してラビリンスシール３０が回転軸２に同心状に配置されている。ラビリンスシール３０に対向するバランスピストン１１の部分は、その外径を階段状に３段階に変化させている。すなわち、上流側のバランスピストン径ｄ１が最も大であり、下流側のバランスピストン径ｄ３が最も小であり、中間のバランスピストン径ｄ２はその中間の値になっている。
　バランスピストン１１の径が一定の部分、例えばｄ１に対応して、ラビリンスシール段、例えばＬ１が形成されている。各ラビリンスシール段Ｌ１～Ｌ３では、リング状の平行歯（ラビリンスフィン）３１により、複数の溝が形成されている。例えばラビリンスシール段Ｌ１では、ラビリンスフィン３１が８個、軸方向に等間隔で形成されており、これにより軸方向に７個のラビリンス溝が形成される。
　ラビリンスフィン３１間に形成される溝は、図４に示すように周方向にその深さを変化させており、仕切り部３３により、複数のポケット３２が形成されている。なおこの図４ではラビリンスシール３０を複数個の分割形状で示しているが、円筒形状に一体に形成されていてもよい。
　図２に戻り、ラビリンスシールフィン３１の最内径はポケット３２を形成する仕切り部３３の内径側端部よりも僅かに内径側に突出している。また、ポケット３２は半径方向外側に行くに従い、周方向距離が狭くなっている。さらに、ポケット３２の軸方向位置は、ラビリンスフィン３１が形成する溝が、軸方向に一列移動するごとに周方向に約１/２ピッチずつずれている。
　図３に示すように、ポケット３２の子午面断面形状は台形状をしている。ここで、ラビリンスシール段Ｌ１を例にとり説明すると、ラビリンスシール段Ｌ１に対向するバランスピストン１１部では、バランスピストン１１の外径がｄ１である。一方ラビリンスシール段Ｌ１を構成するラビリンスフィン３１の内径はＤ１である。したがって、シール隙間Δｃは、Δｃ＝（Ｄ１－ｄ１）／２となる。
　本実施例では、ポケット３２の深さを、このシール隙間Δｃの１０～３０倍程度としている。すなわち、ポケット３２の最大径をＤ３として、（Ｄ３－Ｄ１）／２≒（１０～３０）×Δｃとしている。この理由は、ポケット３２に流入する漏れ気体の量を抑制しながら、一旦ポケット３２内入った気体が周方向に流れずにポケット３２内に留まってロータ４の半径方向変位に応じて圧縮され、ダンピング効果を発揮できるようにするためである。
　また、ポケット３２を形成する仕切り部３３の内径Ｄ２を、シール隙間Δｃの１～５倍以内、すなわち（Ｄ２－Ｄ１）／２＝（１～５）×Δｃとしている。これは、ラビリンスフィン３１の子午面断面形状を三角形状にしてラビリンスフィン３１の強度が低い部分を設けることにより、万一バランスピストン１１にラビリンスフィン３１が接触してもラビリンスフィン３１だけが消耗し、ポケット３２や仕切り部３３に影響しないと共にロータ４に損傷を及ぼさないようにするためである。仕切り部３３の内径をこれ以上大きくすると、ポケット３２間の連通領域が増大し、ダンピング効果が減少する恐れが生じる。
　さらに、ラビリンスシール段Ｌ１～Ｌ３を３段設け、漏れ流れの下流側に行くにつれ、対向するバランスピストン１１の径を小さくしている。そして、ラビリンスフィン３１とバランスピストン１１との間のシール隙間Δｃを、どのラビリンス段Ｌ１～Ｌ３でもほぼ同一にしている。これにより、下流側のラビリンス段に行くにつれ、シール隙間Δｃにバランスピストン１１の全周長（πｄ）を乗じたシール面積が下流側に行くにつれ小さくなるので、漏れ量を抑制する効果とともに、流体安定力を増加させる効果が生じる。
　図４を参照して、ポケット３２について説明する。上述したように、ポケット３２の深さ（Ｄ３－Ｄ２）／２は、概略シール隙間Δｃの１０～３０倍であり、仕切り部３３の内径とラビリンスフィン３１の先端部の差（Ｄ２－Ｄ１）／２は、概略シール隙間Δｃの１～５倍である。ポケット３２の円周方向長さは周方向角度でθであり、ポケット３２は、仕切り部３３の内径側先端周方向長さＢを間に挟んで、周方向にほぼ等分配置されている。
　ここでポケット３２は、図４に一点鎖線で示したように、旋削用刃物５０の回転軸５１を回転させながら、ラビリンスシール３０の周方向に移動させることにより、形成される。旋削用刃物５０の半径はＲであるから、ポケット３２の周方向両側の形状は、旋削用刃物５０の半径とほぼ同じ曲率半径Ｒを有している。このようなポケット３２の形状とすれば、ＮＣ工作機械に旋削用刃物５０を取り付けることで、周方向に複数のポケット３２を有するラビリンスシール３０を機械加工で製作できる。この図４で破線で示したのは、現在示した溝よりも軸方向に１溝だけ手前もしくは後ろ側に形成した溝におけるポケット３２の形状である。ほぼ周方向に半ピッチだけ、ポケット３２の位置が異なっている。
　なお、図３に示した実施例では、放射状のリブ３４をラビリンスシール３０の上流側に設けている。これは、作動ガスが羽根車出口では強い旋回速度成分を有するので、その作動ガスの一部がラビリンスシール３０に漏れ流れとして流入する際に、旋回速度成分が残ったままラビリンスシールに流入するのを防止するためである。ラビリンスシールに流入する漏れ流れに旋回速度成分が多いと、前回り振動と通称される不安定振動を生じやすくなる。この不安定振動を抑制するため、ラビリンスシールに流入する漏れ流れの周方向速度成分を減じて、可能な限りゼロにする。
　ポケット３２の加工に用いる旋削用刃物５０の種々の例を、図９に平面図で示す。図９(ａ)はラビリンスシール３０を１溝ごと加工するための旋削用刃物５０であり、左右の傾斜面５２，５３の間に平坦部５４が形成されている。左右の傾斜面５２、５３は、ラビリンスシール３０の溝の子午面断面形状に応じた傾斜となっている。一方、平坦部５４は同じ溝の子午面形状におけるポケット３２の底部の形状に応じた平行面となっている。
　図９(ｂ)は、製作性を向上させるために、同時に２本の溝を加工することのできる旋削用刃物５０ａの例である。軸方向に隣り合う溝では、ポケット３２の位置が周方向に異なっているので、加工する溝に隣り合う溝の部分は、未加工となるよう溝間部５５が形成されている。図９(ｃ)は、製作性を向上させる他の例であり、同時に２本の溝を加工することのできる旋削用刃物５０ｂの例である。この刃物では隣り合う２本の溝を同時に加工する。したがって、溝２本単位でしかポケット３２の周方向位置を変化させることができない。
　図９(ｂ)に示した旋削用刃物５０ａを用いると、図９(ａ)に示した旋削用刃物５０の場合に比べ加工負荷が２倍になるうえ、旋削用刃物５０ａのチャッキング位置から加工位置までが長くなり、旋削用刃物５０ａに大きな片持ち荷重が作用する。本実施例の場合には、溝間部が不要となるので、旋削用刃物５０ｂに加わる片持ち荷重を図９(ｂ)の旋削刃物５０ａを使用した場合よりも低減できる。
　上記のように構成した本発明に係るラビリンスシールの、特性を実験した結果を次に説明する。図５は、高圧遠心圧縮機に、上記ラビリンスシール３０をバランスピストン１１部に組み込んで、ロータ４の振動を計測した結果である。この図５では、ロータ４の振動安定性を減衰率で評価している。横軸に運転回転数、縦軸にロータ固有振動（曲げ一次）に対する減衰率δを示す。
　本発明に係るラビリンスシール３０の効果を示すために、比較例として図６に、バランスピストン部に従来多用されているポケットなしのラビリンスシールを組み込んだときの減衰率を示す。
　供試遠心圧縮機の定格回転速度は１４１００ｍｉｎ-１である。定格回転速度での曲げ一次ロータ固有振動に対する減衰率は、本発明に係るラビリンスシール３０が約１．４であったのに対し、従来のラビリンスシールでは約０.６であった。本発明のラビリンスシールを用いることにより、減衰率が向上し、従ってダンピング特性が向上していることが分かる。なお、ラビリンスシールからの漏れは、シール隙間Δｃを従来型および本発明に係るラビリンスシールのいずれでも同じ値に設定しているので、漏れ量は軸径を３段階に変化させた分だけ本発明に係る場合の方が少なくなった。
　図７及び図８に、図１に示す一軸多段型遠心圧縮機２０が備える他のラビリンスシールが複数のポケットを有する場合を子午面断面図(縦断面図)で示す。上記実施例ではバランスピストン１１部に取り付けたラビリンスシールが複数のポケットを有していたが、本実施例ではバランスピストン部だけではなく、図１のＡ部で示した最終段羽根車３ｇの吸込み部に設けアイラビリンスシール１２も複数のポケットを有している。
　図７に示すように、最終段の羽根車３ｇの側板入口口金Ｃ２とケーシング１の間には、複数の環状のラビリンスフィン１２ｈとこの環状のラビリンスフィン１２ｈで形成される環状並行溝１２ｍを有するアイラビリンスシール１２が設けられている。これにより、羽根車３ｇから矢印β１のように流出する圧縮気体の一部が、低圧側の羽根車３ｇの入口側へ、隙間（クリアランス）ｃ１を通って戻ることを抑制している。
　また、図８に示すように周方向に間隔をおいて形成した複数の放射状突起１２Ｒを羽根車３ｇに対向する側に設けることにより、羽根車出口３ｇで圧縮気体が有する旋回速度成分を取り除くまたは低減することが可能になる。なお、この側板入口口金ｃ２の子午面断面形状も入口側に向かって小径となる階段状段差形状である。これにより、シール面積（Δｃ×πｄ）を下流側ほどを小さくでき、シール効果を増大させることができる。
　最終段の羽根車３ｇの上流側には、前段の羽根車３ｆが配置されており（図１参照）、前段の羽根車３ｆと最終段の羽根車３ｇとの段間には、段間ラビリンスシール１３が設けられている。段間ラビリンスシール１３は、ケーシング１に保持されており、ロータ４にシール隙間Δｃの間隔をおいて対向する。段間ラビリンスシール１３は、複数の環状フィン１３ｈとこの複数の環状フィン１３ｈにより形成される複数の環状溝１３ｍとから構成され、戻り流路７を流通する気体が、段間ラビリンスシール１３の隙間ｃ３を通って前段の羽根車３ｆの出口側３ｆ２に戻るのを抑制している。
　さらに、図１で示した実施例同様に、バランスピストン１１とケーシング１の間には、多数の環状ラビリンスフィン１４ｈを有するラビリンスシール１４が配置されている。最終段の羽根車３ｇから吐出された圧縮気体が、ケーシング１とバランスピストン１１の間から低圧部に漏れるのを抑制している。
　なお、ラビリンスシール１４には、ケーシング１側から連通するシャントホール２７が設けられている。シャントホール２７は、バランスピストン１１部に設けたラビリンスシール１４において、圧縮機内部寄りのラビリンスフィン間２４に連通する周方向溝２５に、羽根車出口の静圧よりも高い圧力を吹き込む。これにより、バランスラビリンス間２４～羽根車３ｇの出口に向かう流れを生じさせることができ、ラビリンスシール１４内に生じる流体力を安定化できるので、ロータ４の前回り振動を安定化させるものである。このようなシャントホールを有するラビリンスシール１４の場合でも、ポケット３２の構造およびバランスピストン径の階段状低下構造を採用することが可能になり、ラビリンスシールのダンピング増加及び漏れ低減に有効である。
　上記各実施例では、バランスピストン部のラビリンスシール、最終段羽根車の吸込み側のラビリンスシールについて本発明を適用する場合を例示したが、各段の羽根車の吸込み側や段間シール１３に対しても、本発明のシール構造を適用することができる。いずれの場合においても漏れ流れの低減とダンピング効果の増大を同時に達成可能である。
　以上説明したように、本発明の各実施例によれば、ラビリンスシールが、内径側に突き出ており子午面形状が先端窄まり形状のフィンを設けているので、万一ロータがラビリンスシールに接触してもロータの損傷を軽微にできる。またシールだけが損耗するので、シール隙間をロータが最大変位したときに接する程度まで小さくすることができるので、圧縮気体の漏れを従来に比べ格段に低減できる。
　さらに、ラビリンスシールに複数のポケットを形成し、それらを単独又は複数列で千鳥に配置したので、ダンピング効果を向上できる。すなわち、周方向に配置した複数のポケットの仕切り部分が、漏れ流体がポケットから周方向に漏出するのを抑制または低減するように作用するので、ロータが半径方向に変位したときポケット部に留まる漏れガスが圧縮されて、ダンパとして作用する。その結果、ロータの回転方向の変位を抑制する効果が得られ、ラビリンスシール部に流体安定力が生じる。
　さらに、複数のポケットは半径方向外側に行くにつれその周方向幅が狭まり、且つ軸方向縦断面形状を大径形状としたので、ポケットの半径方向共鳴周波数を高くすることができるので、シール定数に及ぼす周波数特性の影響を極力排除できる。
　上記各実施例によれば、ポケットの子午面断面形状（縦断面形状）をラビリンスシールの溝と同じ台形形状としたので、断面形状が台形の旋削用刃物を準備して、ＮＣ加工機等で加工するようにしたので、ポケットを旋削加工だけで製作でき、ポケットの加工性が向上する。
　また、ラビリンスシールを段構造にし、ラビリンスシールの各段に応じてロータ側の径を漏れ流れの下流側ほど小径としたので、漏れ量を低減できるのみならず、下流に向かって流路面積を絞れば流体安定力を増加させることができる。
　以上述べたように、本発明によれば、シールの漏れを抑制しつつ、ロータの不安定振動を防止して、高速・高圧条件下でも安定した運転が可能な遠心圧縮機を実現できる。
１…ケーシング、２…回転軸、３、３ａ～３ｇ…羽根車、４…ロータ、１１…バランスピストン、１２…アイラビリンスシール（羽根車口金ラビリンスシール）、１３…段間ラビリンスシール、１４…バランスピストン(部)ラビリンスシール、３０…バランスピストンラビリンス、３１…平行歯（ラビリンスフィン）、３２…ポケット、３３…仕切り部、３４…径方向リブ（突起）、３５…仕切り部、５０…旋削用刃物、５１…軸部、５２、５３…傾斜面、５４…平坦部、５５…溝間部。

Claims (6)

  1. 　ケーシングと、このケーシングに回転可能に保持され羽根車を取り付けたロータと、前記ケーシングに取り付けられ、前記ロータに対向して配置されるラビリンスシールとを備え、前記羽根車が回転して気体を圧縮する遠心圧縮機において、
    　前記ラビリンスシールは少なくとも羽根車の吸込み部もしくは前記ロータの推力をバランスさせるバランスピストンのいずれかに設けられたものであり、このラビリンスシールに対向する前記ロータの径を階段状に増加または減少させ、前記ラビリンスシールは軸方向に複数個の溝から形成されており、各溝とも周方向に複数のポケットが形成されていることを特徴とする遠心圧縮機。
  2. 　請求項１記載の遠心圧縮機において、前記ラビリンスシールの複数の溝に形成したポケットの周方向位置を、溝ごとに異ならせていることを特徴とする遠心圧縮機。
  3. 　請求項１または２に記載の遠心圧縮機において、前記ラビリンスシールの溝形状は子午面断面において台形状をしており、各溝に形成するポケットは、旋削用刃物をこの溝の周方向に移動させて旋削加工して製作されたものであることを特徴とする遠心圧縮機。
  4. 　請求項１ないし３のいずれか１項に記載の遠心圧縮機において、前記ラビリンスシールの上流側の端面に、放射状の突起を形成したことを特徴とする遠心圧縮機。
  5. 　請求項１に記載の遠心圧縮機において、前記ラビリンスシールは複数のほぼ平行に形成されたラビリンスフィンにより前記複数の溝が形成されており、この複数のラビリンスフィンの最内径は前記ポケットの内径側端部径より小さく形成されており、複数の前記ポケットは半径方向外側に行くにつれその周方向幅が狭まる形状を有することを特徴とする遠心圧縮機。
  6. 　請求項５に記載の遠心圧縮機において、前記ラビリンスシールチップ径と前記ポケットの内径側端部の径との差は、このラビリンスシールが対向する前記ロータとの間で形成するシール隙間の１０倍以内であり、前記ポケットの深さはこのシール隙間の１０～３０倍程度であり、前記ラビリンスシールのラビリンスフィン高さはシール隙間の１０～３０倍
    程度であることを特徴とする遠心圧縮機。
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