WO2014115417A1 - 遠心回転機械 - Google Patents

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fluid
impeller
wall surface
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中庭　彰宏
亮祐 齋藤
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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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Definitions

  • the present invention relates to a centrifugal rotating machine such as a centrifugal compressor that compresses gas using centrifugal force.
  • a centrifugal compressor passes a gas in the radial direction of a rotating impeller and compresses a fluid such as the gas by using a centrifugal force generated at that time.
  • a multistage centrifugal compressor that includes multiple stages of impellers in the axial direction and compresses gas in stages (see Patent Document 1).
  • the multistage centrifugal compressor will be briefly described with reference to the drawings.
  • the centrifugal compressor 101 includes a casing 5 in which a suction port and a discharge port (not shown) are formed, and a rotary shaft 2 that is rotatably supported by the casing 5 via a bearing portion (not shown). And a plurality of impellers 3 attached at predetermined intervals along the axial direction of the rotary shaft 2, and a flow path 4 through which the compressed gas is circulated by connecting the impellers 3. ing.
  • the casing 5 includes a shroud casing 5a and a hub casing 5b.
  • Each impeller 3 mainly includes a disk-shaped hub 13 that gradually increases in diameter toward one side (rear side) in the axial direction, a plurality of blades 14 that are radially attached to the hub 13, and a plurality of blades 14. And a shroud 15 attached so as to cover the distal end side in the circumferential direction.
  • the flow path 4 includes a compression flow path 17 and a return flow path 118.
  • the compression flow path 17 is a flow path defined by the blade mounting surface of the hub 13 and the inner wall surface of the shroud 15 facing the hub mounting surface.
  • the return flow path 118 includes a suction part 119, a diffuser part 120, and a return bend part 121.
  • the suction part 119 converts the flow direction of the fluid flowing from the straight passage 122 and the straight passage 122 for flowing the gas from the radially outer side to the radially inner side into the axial direction of the rotary shaft 2 to the impeller 3. And a corner passage 123 having a curved shape to be directed toward the head.
  • the diffuser portion 120 is a passage extending outward in the radial direction, and allows the fluid compressed by the impeller 3 to flow outward in the radial direction.
  • the return bend portion 121 is a curved passage that changes the flow direction of the fluid that has passed through the diffuser portion 120 to the inside in the radial direction and sends it to the suction portion 119.
  • the straight passage 122 of the suction portion 119 is provided with a plurality of return vanes 125 that are arranged radially and divide the straight passage 122 in the circumferential direction.
  • the plurality of return vanes 125 are disposed over the entire width of the straight passage 122.
  • This invention provides a centrifugal rotating machine that can reduce pressure loss in the return flow path portion of a centrifugal rotating machine such as a centrifugal compressor, and can achieve high efficiency.
  • the centrifugal rotating machine includes a rotating shaft that rotates around an axis, a plurality of impellers that send fluid by rotating together with the rotating shaft, and the rotating shaft and the plurality of impellers.
  • a casing that is provided so as to surround and defines a return flow path that guides fluid from the front-stage impeller to the rear-stage impeller, and a plurality of the return flow paths that are spaced apart in the circumferential direction of the axis.
  • the return flow path has a return bend portion that guides the fluid fed radially outward from the impeller at the previous stage toward the radially inner side, and the return bend portion is The first bending portion and a second bending portion connected to the downstream side of the first bending portion, and the radius of curvature of the radially inner wall surface of the first bending portion is that of the first bending portion. Radially inward Characterized in that it is larger than the radius of curvature of the wall surface.
  • the flow velocity of the fluid is reduced on the radially inner side of the second curved portion, the uniformity of the radial velocity is promoted, and prevention of fluid separation is promoted.
  • the pressure loss in can be reduced.
  • the leading edge of the return vane may be located in the second bending portion in the return bend portion.
  • the dynamic pressure at the inlet of the return vane is reduced, the uniformity of the fluid flow velocity is improved and the prevention of fluid separation is promoted, so the collision loss with the return vane is reduced, and the centrifugal rotating machine Pressure loss can be reduced.
  • the leading edge of the return vane is inclined toward the downstream side of the normal direction of the radially inner wall surface of the second curved portion as it goes to the radially outer wall surface of the second curved portion. It is good also as composition which is doing.
  • the inner radial direction of the leading edge interferes from the upstream side.
  • the fluid flow rate can be further reduced on the radially inner side of the second curved portion. Further, by reducing the flow rate of the fluid, it is possible to prevent separation of the fluid on the radially inner side of the second curved portion.
  • the flow path width at the outlet of the return bend part may be larger than the flow path width at the inlet of the return bend part.
  • FIG. 1 It is a simplified lineblock diagram of a centrifugal compressor of an embodiment of the present invention. It is the figure which expanded the impeller periphery of the centrifugal compressor of embodiment of this invention. It is the figure which expanded the return bend part of the centrifugal compressor of the embodiment of the present invention. It is the figure which expanded the return bend part of the centrifugal compressor of the 1st modification of embodiment of this invention. It is the figure which expanded the return bend part of the centrifugal compressor of the 2nd modification of embodiment of this invention. It is the figure which expanded the impeller periphery of the conventional centrifugal compressor.
  • the centrifugal compressor 1 of the present embodiment mainly includes a rotating shaft 2 that is rotated around an axis O, and an impeller that is attached to the rotating shaft 2 and compresses a fluid G using centrifugal force. 3, and a casing 5 in which a flow path 4 for flowing the fluid G from the upstream side to the downstream side is formed while rotatably supporting the rotating shaft 2.
  • 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 7 are provided at both ends of the casing 5 in the axial direction of the rotary shaft 2, and thrust bearings 8 are provided at one end.
  • the journal bearing 7 and the thrust bearing 8 support the rotary shaft 2 in a rotatable manner. That is, the rotary shaft 2 is supported by the casing 5 via the journal bearing 7 and the thrust bearing 8.
  • a suction port 9 through which the fluid G flows from the outside is provided on one end side in the axial direction of the casing 5, and a discharge port 10 through which the fluid G flows out to the outside is provided at the other end side.
  • an internal space that communicates with the suction port 9 and the discharge port 10 and repeats the diameter reduction and the diameter expansion is provided in the casing 5.
  • This internal space functions as a space for accommodating the impeller 3 and also functions as the flow path 4 described above. That is, the suction port 9 and the discharge port 10 communicate with each other through the impeller 3 and the flow path 4.
  • the casing 5 is comprised by the shroud casing 5a and the hub casing 5b, and internal space is formed of the shroud casing 5a and the hub casing 5b.
  • a plurality of impellers 3 are arranged at intervals in the axial direction of the rotating shaft 2.
  • each impeller 3 includes a substantially disk-shaped hub 13 that gradually increases in diameter toward the discharge port 10 side, and a plurality of blades 14 that are radially attached to the hub 13 and arranged in the circumferential direction.
  • the shroud 15 is attached so as to cover the distal ends of the plurality of blades 14 in the circumferential direction.
  • the flow path 4 is formed so as to move in the axial direction while meandering in the radial direction of the rotary shaft 2 so that the fluid G is compressed stepwise by the plurality of impellers 3 so as to connect the impellers 3 to each other. Yes. If it demonstrates in detail, this flow path 4 is comprised by the compression flow path 17 and the return flow path 18.
  • the return flow path 18 is a flow path that is provided so as to surround the rotating shaft 2 and the plurality of impellers 3 and guides the fluid G from the front-stage impeller 3 to the rear-stage impeller 3, and includes a suction section 19 and a diffuser section. 20 and a return bend portion 21.
  • the suction portion 19 is a passage that changes the direction of the fluid G to the axial direction of the rotary shaft 2 immediately before the impeller 3 after flowing the fluid G from the radially outer side to the radially inner side. Specifically, the straight straight passage 22 that flows the fluid G from the radially outer side toward the radially inner side, and the flow direction of the fluid G flowing from the straight passage 22 is changed from the radially inner side to the axial direction. And a curved corner passage 23 that converts the fluid G toward the impeller 3.
  • the straight passage 22 is defined by being surrounded by the hub side channel wall surface 22b of the hub casing 5b and the shroud side channel wall surface 22a of the shroud casing 5a.
  • the radially outer side thereof communicates with the suction port 9 (see FIG. 1).
  • the straight passage 22 positioned between the two impellers 3 is provided with a plurality of return vanes 25 that are arranged radially about the axis O and divide the straight passage 22 in the circumferential direction of the rotary shaft 2. .
  • the compression flow path 17 is a part for compressing the fluid G sent from the suction part 19 in the impeller 3, and is defined by being surrounded by the blade mounting surface of the hub 13 and the inner wall surface of the shroud 15. ing.
  • the diffuser portion 20 has a radially inner side communicating with the compression flow path 17 and plays a role of flowing the fluid G compressed by the impeller 3 outward in the radial direction.
  • the radially outer side of the diffuser portion 20 communicates with the return bend portion 21, but the impeller 3 (sixth stage impeller 3 in FIG. 1) located on the most downstream side of the flow path 4.
  • the diffuser portion 20 that extends outward in the radial direction communicates with the discharge port 10.
  • the return bend portion 21 is formed in a substantially U-shaped cross section, and is defined by being surrounded by the inner peripheral wall surface of the shroud casing 5a and the outer peripheral wall surface of the hub casing 5b. That is, the inner peripheral wall surface of the shroud casing 5 a forms the outer curved surface 21 a of the return bend portion 21, and the outer peripheral wall surface of the hub casing 5 b forms the inner peripheral curved surface 21 b of the return bend portion 21.
  • the upstream end side of the return bend portion 21 communicates with the diffuser portion 20, and the downstream end side communicates with the straight passage 22 of the suction portion 19.
  • the return bend portion 21 reverses the flow direction of the fluid G that has flowed radially outward through the diffuser portion 20 by the impeller 3 (upstream impeller 3) to the straight passage 22. Sending out.
  • the return bend portion 21 of the present embodiment includes a first bending portion 27 and a second bending portion 28 connected to the downstream side of the first bending portion 27.
  • the inner circumferential curved surface 21 b of the return bend portion 21 is composed of a first inner circumferential curved surface 27 a of the first curved portion 27 and a second inner circumferential curved surface 28 a of the second curved portion 28.
  • the radius of curvature R2 of the second inner circumferential curved surface 28a of the second curved portion 28 is formed larger than the radius of curvature R1 of the first inner circumferential curved surface 27a of the first curved portion 27. ing.
  • the radius of curvature R2 of the radially inner wall surface of the second curved portion 28 is formed larger than the radius of curvature R1 of the radially inner wall surface of the first curved portion 27.
  • the radius of curvature R2 of the second inner circumferential curved surface 28a of the second curved portion 28 is approximately twice the radius of curvature R1 of the first inner circumferential curved surface 27a of the first curved portion 27.
  • the start position S of the second inner circumferential curved surface 28a is the most apex position on the outermost radial direction of the inner circumferential curved surface 21b of the return bend portion 21 or the vicinity thereof.
  • the starting position S of the second inner circumferential curved surface 28a is preferably near the middle point of the return bend portion 21 where the flow direction of the fluid G turns back 180 ° (a position where it turns back 90 °).
  • the flow path width W2 at the exit of the return bend section 21 is larger than the flow path width W1 at the entrance of the return bend section. As shown in FIG. 2, the channel width may be gradually increased or may be expanded stepwise.
  • the flow path width W2 does not necessarily need to be larger than the flow path width W1, and the same flow path width may be used from the inlet to the outlet of the return bend portion 21.
  • the return vane 25 of the present embodiment has a front edge 25 a (inlet end) disposed on the second curved portion 28 of the return bend portion 21. That is, the return vane 25 is formed longer on the upstream side than the conventional one, and the inlet end thereof reaches the return bend portion 21 beyond the shroud-side channel wall surface 22a and the hub-side channel wall surface 22b. Is formed.
  • the leading edge 25a of the return vane 25 is inclined downstream as it goes toward the outer curved surface 21a (the radially outer wall surface) of the second curved portion 28.
  • the radially inner side of the front edge 25a is formed so as to protrude further to the upstream side of the hub casing 5b side (the radially inner side).
  • the straight passage 22 of the return flow path 18 of the present embodiment is shaped to return to the upstream side of the hub side flow path wall surface 22b. That is, the hub-side flow path wall surface 22b of the straight passage 22 is not formed in parallel to the radial direction, and is inclined in the upstream direction of the fluid G toward the radial inner side.
  • the fluid G which flowed to the diffuser part 20 immediately after the impeller 3 located in the most downstream side of the flow path 4 flows from the discharge port 10 to the outside.
  • the fluid G is compressed by each impeller 3 while flowing through the flow path 4 in the order described above.
  • the centrifugal compressor 1 the fluid G is compressed in stages by the plurality of impellers 3, whereby a large compression ratio can be easily obtained.
  • the curvature radius R2 of the second inner circumferential curved surface 28a (radially inner wall surface) of the second curved portion 28 is equal to the first inner circumferential curved surface 27a (radial inner side) of the first curved portion 27. ),
  • the centrifugal force applied to the fluid G at the second curved portion 28 is reduced.
  • the flow rate of the fluid G falls in the radial direction inner side of the 2nd bending part 28, and the uniformity of the radial flow rate is achieved.
  • pressure loss in the return flow path 18 of the centrifugal compressor 1 can be reduced.
  • the radius of curvature of the outer curved surface 21 a is larger in the second curved portion 28 than in the first curved portion 27.
  • the front edge 25a of the return vane 25 is located in the second curved portion 28 in the return bend portion 21, the flow velocity of the fluid G at the return vane 25 inlet can be ensured to be uniform. That is, the dynamic pressure at the return vane 25 inlet is reduced and the collision loss with the return vane 25 is reduced, so that the pressure loss of the centrifugal compressor 1 can be reduced.
  • the radially inner wall surface of the second curved portion 28 that is, the normal direction of the second inner circumferential curved surface 28a.
  • the radial inner side of the leading edge 25a can be caused to interfere from the upstream side even when the flow velocity on the radial inner side is high.
  • the flow velocity of the fluid G can be further reduced on the radially inner side of the second bending portion 28.
  • the acceleration amount in the return vane 25 can be increased for the fluid G whose average flow velocity has decreased in the return bend unit 21, The rectification of the fluid G can be improved.
  • the flow path width W2 at the outlet of the return bend part 21 is larger than the flow path width W1 at the inlet of the return bend part 21, the flow velocity of the fluid G at the outlet of the return bend part 21 is made more uniform. The Accordingly, the dynamic pressure at the inlet of the return vane 25 is reduced and the collision loss with the return vane 25 is reduced, so that the pressure loss of the centrifugal compressor 1 can be further reduced.
  • the return vane 25 can be made longer by that amount, and the acceleration of the return vane can be accelerated.
  • the effect can be enhanced.
  • the straight passage 22 is bent so as to return to the hub-side passage wall surface 22b, thereby reducing the axial length of the compressor passage while ensuring a constant passage length. Can do. That is, the centrifugal compressor 1 can be made compact.
  • the radius of curvature R2 of the second curved portion 28 is formed larger than the radius of curvature R1 of the first curved portion 27 in the return bend portions 21 of all the stages of the multistage centrifugal compressor 1.
  • the front edge 25a of the return vane 25 is disposed in the second curved portion 28, but the present invention is not limited to this.
  • the curvature radius R2 of the second curved portion 28 is made larger than the curvature radius R1 of the first curved portion 27 in the return bend portion 21 of several upstream stages (for example, two upstream stages) of the five stages.
  • the front edge 25a of the return vane 25 may be disposed on the second curved portion 28. Since the upstream compressor stage has a high flow path height, and the flow distribution in the height direction of the flow path is easy to be attached, it is preferable to apply the above configuration.
  • the configuration in which the leading edge 25a is inclined toward the downstream side toward the radially outer wall surface is illustrated.
  • Such a shape is effective when the uniformity of the velocity of the fluid G is high.
  • the front edge may be substantially parallel to the axial direction.
  • the shape of the front edge 25a of the return vane 25 is a linear shape, but is not limited thereto.
  • the front edge 25a may have a convex curved shape toward the downstream side. That is, the front edge 25a may have a curved shape such that the vicinity of the center of the front edge 25a is convex toward the downstream side.
  • the fluid tends to flow in a direction perpendicular to the leading edge 25a.
  • the leading edge 25a convex toward the downstream, the vicinity of the wall surface of the flow flowing into the return vane 25 tends to face the wall surface. . Since the force directed to the wall surface suppresses the flow from peeling off the wall surface, loss due to flow peeling is reduced. Thereby, the pressure loss of the centrifugal compressor 1 can be further reduced.
  • the present invention can be applied to a centrifugal rotating machine such as a centrifugal compressor that compresses a gas using centrifugal force. According to this invention, the pressure loss in the return flow path of the centrifugal rotating machine can be reduced.

Abstract

　軸線回りに回転する回転軸（２）と、回転軸（２）とともに回転することで流体を送り出す複数のインペラ（３）と、回転軸（２）及び複数のインペラ（３）を囲むように設けられて、前段側のインペラ（３）から後段側のインペラ（３）に流体Ｇを導く戻り流路（１８）を画成するケーシング（５）と、戻り流路（１８）に、軸線Ｏの周方向に間隔をあけて複数設けられたリターンベーン（２５）と、を備え、戻り流路（１８）は、前段のインペラ（３）から径方向外側に送り出された流体Ｇを径方向内側へ向かって案内するリターンベンド部（２１）を有し、リターンベンド部（２１）は、第一湾曲部（２７）と、第一湾曲部（２７）の下流側に接続された第二湾曲部（２８）とからなり、第二湾曲部（２８）の径方向内側の壁面の曲率半径が、第一湾曲部（２７）の径方向内側の壁面の曲率半径よりも大きく形成されている遠心回転機械（１）。

Description

遠心回転機械
　本発明は、遠心力を利用して気体を圧縮する遠心圧縮機などの遠心回転機械に関する。
　本願は、２０１３年１月２８日に出願された特願２０１３－０１３７２８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、遠心圧縮機は、回転するインペラの半径方向に気体を通り抜けさせ、その際に発生する遠心力を利用してそれら気体などの流体を圧縮するものである。この種の遠心圧縮機において、インペラを軸方向に多段に備え、気体を段階的に圧縮する多段式の遠心圧縮機が知られている（特許文献１参照）。この多段式の遠心圧縮機について、図面を参照して簡単に説明する。
　図６に示すように、遠心圧縮機１０１は、図示しない吸入口及び排出口が形成されたケーシング５と、ケーシング５に対して図示しない軸受部を介して回転可能に支持された回転軸２と、回転軸２の軸方向に沿って所定の間隔を空けて取り付けられた複数のインペラ３と、各々のインペラ３間を繋いで段階的に圧縮される気体を流通させる流路４と、を備えている。ケーシング５は、シュラウドケーシング５ａとハブケーシング５ｂとによって構成されている。
　各々のインペラ３は、主として、軸方向の一方側（後段側）に向けて漸次拡径した円盤状のハブ１３と、放射状にハブ１３に取り付けられた複数の羽根１４と、複数の羽根１４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１５と、によって構成されている。
　流路４は、圧縮流路１７と、戻り流路１１８と、によって構成されている。圧縮流路１７は、ハブ１３の羽根取付面とこれに対向するシュラウド１５の内壁面とによって画成される流路である。戻り流路１１８は、吸込部１１９と、ディフューザ部１２０と、リターンベンド部１２１と、によって構成されている。
　吸込部１１９は、径方向外方から径方向内方に気体を流すためのストレート通路１２２と、ストレート通路１２２から流れてきた流体の流れ方向を回転軸２の軸方向に変換してインペラ３に向けて導く湾曲形状のコーナー通路１２３と、によって構成されている。ディフューザ部１２０は、径方向外方に向かって延びる通路であり、インペラ３によって圧縮された流体を径方向外方に流す。リターンベンド部１２１は、ディフューザ部１２０を通過した流体の流れ方向を径方向内方に変換して吸込部１１９に送り出す湾曲形状の通路である。
　従って、流体Ｇは、第一段目の吸込部１１９、圧縮流路１７、ディフューザ部１２０、リターンベンド部１２１を順番に流れた後、二段目の吸込部１１９、圧縮流路１７…という順に流れることで、段階的に圧縮されるようになっている。吸込部１１９のストレート通路１２２には、放射状に配置されて、ストレート通路１２２を周方向に分割する複数のリターンベーン１２５が設けられている。複数のリターンベーン１２５は、ストレート通路１２２の全幅にわたって配設されている。
特開平９－４５９９号公報
　ところで、上記従来の遠心圧縮機１０１においては、リターンベーン１２５の入口のハブケーシング５ｂ側（径方向内側）において、流体Ｇの剥離が発生し、圧力損失が生じるという課題がある。即ち、リターンベンド部１２１の曲率によりハブケーシング５ｂ側の圧力が低下して、符号βで示すように径方向内側の流体Ｇの流速が増加する。これにより、摩擦損失が大きくなるとともに流体Ｇの剥離が生じ、リターンベーン１２５の入口箇所における流れの均一性を阻害して下流部の圧力回復が不十分となり、遠心圧縮機の効率が損なわれる。
　この発明は、遠心圧縮機などの遠心回転機械の戻り流路部における圧力損失を低減することができ、高効率化を図ることができる遠心回転機械を提供する。
　本発明の第一の態様によれば、遠心回転機械は、軸線回りに回転する回転軸と、前記回転軸とともに回転することで流体を送り出す複数のインペラと、前記回転軸及び前記複数のインペラを囲むように設けられて、前段側の前記インペラから後段側の前記インペラに流体を導く戻り流路を画成するケーシングと、前記戻り流路に、前記軸線の周方向に間隔をあけて複数設けられたリターンベーンと、を備え、前記戻り流路は、前段の前記インペラから径方向外側に送り出された前記流体を径方向内側へ向かって案内するリターンベンド部を有し、前記リターンベンド部は、第一湾曲部と、前記第一湾曲部の下流側に接続された第二湾曲部とからなり、前記第一湾曲部の前記径方向内側の壁面の曲率半径が、前記第一湾曲部の前記径方向内側の壁面の曲率半径よりも大きく形成されていることを特徴とする。
　上記構成によれば、第二湾曲部の径方向内側において流体の流速が低下し径方向の流速の均一性が図られるとともに、流体の剥離防止が促進されるため、遠心回転機械の戻り流路における圧力損失を低減することができる。
　上記遠心回転機械において、前記リターンベーンの前縁が前記リターンベンド部における前記第二湾曲部内に位置している構成としてもよい。
　上記構成によれば、リターンベーン入口における動圧が低減され、流体の流速の均一性が向上するとともに流体の剥離防止が促進されるため、リターンベーンとの衝突損失が小さくなり、遠心回転機械の圧力損失を低減することができる。
　また、リターンベーンをリターンベンド部が終わる前から開始させることで、リターンベンド部において平均流速が低下した流体をリターンベーンでの加速量を増加させることができるようになるため、流体の整流化を向上させることができる。
　上記遠心回転機械において、前記リターンベーンの前縁は前記第二湾曲部の前記径方向外側の壁面に向かうに従って前記第二湾曲部の前記径方向内側の壁面の法線方向よりも下流側に傾斜している構成としてもよい。
　上記構成によれば、流体の流速が径方向に均一性を図ったにもかかわらず、依然として径方向内側の流速が高い場合においても、前縁の径方向内側をより上流側から干渉させることにより、第二湾曲部の径方向内側において流体の流速をより低下させることができる。また、流体の流速を低下させることにより、第二湾曲部の径方向内側における流体の剥離を防止することができる。
　上記遠心回転機械において、前記リターンベンド部の出口における流路幅は、前記リターンベンド部の入口における流路幅よりも大きくなっている構成としてもよい。
　上記構成によれば、リターンベンド部の出口における流体の流速がより均一化されることでリターンベーン入口での動圧が低減され、リターンベーンとの衝突損失が小さくなるため、遠心回転機械の圧力損失をより低減することができる。
　本発明によれば、遠心圧縮機などの遠心回転機械の戻り流路部における圧力損失を低減することができ、高効率化を図ることができる。
本発明の実施形態の遠心圧縮機の簡略構成図である。 本発明の実施形態の遠心圧縮機のインペラ周辺を拡大した図である。 本発明の実施形態の遠心圧縮機のリターンベンド部を拡大した図である。 本発明の実施形態の第一の変形例の遠心圧縮機のリターンベンド部を拡大した図である。 本発明の実施形態の第二の変形例の遠心圧縮機のリターンベンド部を拡大した図である。 従来の遠心圧縮機のインペラ周辺を拡大した図である。
　以下、本発明の実施形態について図面を参照して詳細に説明する。なお、本実施形態では、遠心圧縮機の一例として、インペラを複数備えた多段式の遠心圧縮機を例に挙げて説明する。
　本実施形態の遠心圧縮機１は、図１に示すように、主として、軸線Ｏ回りに回転させられる回転軸２と、回転軸２に取り付けられて遠心力を利用して流体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共に流体Ｇを上流側から下流側に流す流路４が形成されたケーシング５と、によって構成されている。
　ケーシング５は、略円柱状の外郭をなすように形成され、中心を貫くように回転軸２が配置されている。ケーシング５のうち回転軸２の軸方向の両端には、ジャーナル軸受７が設けられ、一端には、スラスト軸受８が設けられている。これらジャーナル軸受７及びスラスト軸受８は回転軸２を回転可能に支持している。即ち、回転軸２は、ジャーナル軸受７及びスラスト軸受８を介してケーシング５に支持されている。
　また、ケーシング５のうち軸方向の一端側には流体Ｇを外部から流入させる吸込口９が設けられ、他端側には流体Ｇが外部に流出する排出口１０が設けられている。ケーシング５内には、これら吸込口９及び排出口１０にそれぞれ連通し、縮径及び拡径を繰り返す内部空間が設けられている。この内部空間は、インペラ３を収容する空間として機能すると共に上記した流路４としても機能する。即ち、吸込口９と排出口１０とは、インペラ３及び流路４を介して連通している。また、ケーシング５は、シュラウドケーシング５ａとハブケーシング５ｂとによって構成されており、内部空間はシュラウドケーシング５ａと、ハブケーシング５ｂとによって形成されている。
　インペラ３は、回転軸２の軸方向に間隔を空けて複数配列されている。なお、図示例において、インペラ３は六つ設けられているが少なくとも一つ設けられていればよい。
　図２に示すように、各々のインペラ３は、排出口１０側に進むにつれて漸次拡径した略円盤状のハブ１３と、ハブ１３に放射状に取り付けられ、周方向に並んだ複数の羽根１４と、これら複数の羽根１４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１５と、によって構成されている。
　流路４は、流体Ｇが複数のインペラ３によって段階的に圧縮されるように、回転軸２の径方向に蛇行しながら軸方向に進行して各々のインペラ３間を繋ぐように形成されている。詳細に説明すると、この流路４は、圧縮流路１７と戻り流路１８とによって構成されている。
　戻り流路１８は、回転軸２及び複数のインペラ３を囲むように設けられて、前段側のインペラ３から後段側のインペラ３に流体Ｇを導く流路であり、吸込部１９と、ディフューザ部２０と、リターンベンド部２１と、によって構成されている。
　吸込部１９は、径方向外方から径方向内方に流体Ｇを流した後、この流体Ｇの向きをインペラ３の直前で回転軸２の軸方向に変換させる通路である。具体的には、径方向外方から径方向内方に向けて流体Ｇを流す直線状のストレート通路２２と、ストレート通路２２から流れてきた流体Ｇの流れ方向を径方向内方から軸方向に変換して流体Ｇをインペラ３に向かわせる湾曲形状のコーナー通路２３と、によって構成されている。
　ストレート通路２２は、ハブケーシング５ｂのハブ側流路壁面２２ｂと、シュラウドケーシング５ａのシュラウド側流路壁面２２ａとによって囲まれることで画成されている。ここで、一段目のインペラ３に流体Ｇを向かわせる吸込部１９のストレート通路２２においては、その径方向外方側が吸込口９（図１参照）に連通されている。
　さらに、二つのインペラ３間に位置するストレート通路２２には、軸線Ｏを中心とした放射状に配置されてストレート通路２２を回転軸２の周方向に分割する複数のリターンベーン２５が設けられている。
　圧縮流路１７は、吸込部１９から送られてきた流体Ｇをインペラ３内で圧縮させるための部位であり、ハブ１３の羽根取付面とシュラウド１５の内壁面とによって囲まれることで画成されている。
　ディフューザ部２０は、その径方向内方側が圧縮流路１７に連通しており、インペラ３によって圧縮された流体Ｇを径方向外方に流す役割を果たす。なお、ディフューザ部２０の径方向外方側は、リターンベンド部２１に連通しているが、流路４のうち最も下流側に位置するインペラ３（図１においては六段目のインペラ３）の径方向外方に連なるディフューザ部２０は、排出口１０に連通している。
　リターンベンド部２１は、断面略Ｕ字状に形成され、シュラウドケーシング５ａの内周壁面と、ハブケーシング５ｂの外周壁面とによって囲まれることで画成されている。即ち、シュラウドケーシング５ａの内周壁面は、リターンベンド部２１の外側湾曲面２１ａをなしており、ハブケーシング５ｂの外周壁面はリターンベンド部２１の内周湾曲面２１ｂをなしている。
　そして、リターンベンド部２１の上流端側はディフューザ部２０に連通しており、下流端側が吸込部１９のストレート通路２２に連通している。
　このリターンベンド部２１は、インペラ３（上流側のインペラ３）によってディフューザ部２０を通って径方向外方に流れてきた流体Ｇの流れ方向を径方向内方に反転させて、ストレート通路２２に送り出している。
　ここで、本実施形態のリターンベンド部２１は、第一湾曲部２７とこの第一湾曲部２７の下流側に接続された第二湾曲部２８とから構成されている。リターンベンド部２１の内周湾曲面２１ｂは、第一湾曲部２７の第一内周湾曲面２７ａと第二湾曲部２８の第二内周湾曲面２８ａとから構成されている。
　また、図３に示すように、第二湾曲部２８の第二内周湾曲面２８ａの曲率半径Ｒ２は、第一湾曲部２７の第一内周湾曲面２７ａの曲率半径Ｒ１よりも大きく形成されている。換言すれば、第二湾曲部２８の径方向内側の壁面の曲率半径Ｒ２は、第一湾曲部２７の径方向内側の壁面の曲率半径Ｒ１よりも大きく形成されている。好ましくは、第二湾曲部２８の第二内周湾曲面２８ａの曲率半径Ｒ２は、第一湾曲部２７の第一内周湾曲面２７ａの曲率半径Ｒ１の約二倍とされている。
　さらに、第二内周湾曲面２８ａの開始位置Ｓは、リターンベンド部２１の内周湾曲面２１ｂの最も径方向外側の最頂点位置、またはその近傍であることが好ましい。換言すれば、第二内周湾曲面２８ａの開始位置Ｓは、流体Ｇの流れ方向を１８０°折り返すリターンベンド部２１の中間点近傍（９０°折り返す位置）であることが好ましい。
　そして、リターンベンド部２１の出口における流路幅Ｗ２は、リターンベンド部の入口における流路幅Ｗ１よりも大きくなっている。流路幅は、図２に示すように、徐々に拡大してもよいし、階段状に拡大してもよい。
　なお、必ずしも流路幅Ｗ２を流路幅Ｗ１よりも大きく形成する必要はなく、リターンベンド部２１の入口から出口にかけて同じ流路幅としてもよい。
　また、本実施形態のリターンベーン２５は、その前縁２５ａ（入口端）がリターンベンド部２１の第二湾曲部２８に配置されている。即ち、リターンベーン２５は従来のものと比較して上流側に長く形成され、その入口端がシュラウド側流路壁面２２ａ、及びハブ側流路壁面２２ｂを越えて、リターンベンド部２１に達するように形成されている。
　そして、リターンベーン２５の前縁２５ａは、第二湾曲部２８の外側湾曲面２１ａ（径方向外側の壁面）に向かうに従って下流側に傾斜している。換言すれば、前縁２５ａの径方向内側が、よりハブケーシング５ｂ側（径方向内側）上流側に突き出すように形成されている。
　また、本実施形態の戻り流路１８のストレート通路２２は、ハブ側流路壁面２２ｂ上流側に戻るような形状となっている。即ち、ストレート通路２２のハブ側流路壁面２２ｂは、径方向に平行に形成されておらず、径方向内側に向かうに従って、流体Ｇの上流方向に傾斜している。
　次に、以上のように構成された遠心圧縮機１による流体Ｇの圧縮について説明する。
　各々のインペラ３が回転軸２と共に回転すると、吸込口９から流路４内に流入した流体Ｇは、吸込口９から一段目のインペラ３の戻り流路１８の吸込部１９、圧縮流路１７、ディフューザ部２０、リターンベンド部２１の順に流れた後、二段目のインペラ３の吸込部１９、圧縮流路１７…という順に流れていく。
　そして、流路４の最も下流側に位置するインペラ３直後のディフューザ部２０まで流れた流体Ｇは、排出口１０から外部に流れる。
　流体Ｇは、上述した順で流路４を流れる途中、各々のインペラ３によって圧縮される。即ち、この遠心圧縮機１においては、流体Ｇが複数のインペラ３によって段階的に圧縮され、これによって大きな圧縮比を容易に得ることができる。
　上記実施形態によれば、第二湾曲部２８の第二内周湾曲面２８ａ（径方向内側の壁面）の曲率半径Ｒ２が、第一湾曲部２７の第一内周湾曲面２７ａ（径方向内側の壁面）の曲率半径Ｒ１よりも大きく形成されていることによって、第二湾曲部２８における流体Ｇにかかる遠心力が低下する。これにより、第二湾曲部２８の径方向内側において流体Ｇの流速が低下し、径方向の流速の均一性が図られる。さらに、流体Ｇの剥離防止が促進されるため、遠心圧縮機１の戻り流路１８における圧力損失を低減することができる。また、内周湾曲面２１ｂと同様に外周湾曲面２１ａの曲率半径も第一湾曲部２７よりも第二湾曲部２８の方が大きいほうが好ましい。
　また、リターンベーン２５の前縁２５ａがリターンベンド部２１における第二湾曲部２８内に位置していることによって、リターンベーン２５入口における流体Ｇの流速が均一性を確保することができる。即ち、リターンベーン２５入口における動圧が低減され、リターンベーン２５との衝突損失が小さくなるため、遠心圧縮機１の圧力損失を低減することができる。
　また、リターンベーン２５の前縁２５ａが外側湾曲面２１ａ（径方向外側の壁面）に向かうに従って第二湾曲部２８の径方向内側の壁面、即ち第二内周湾曲面２８ａの法線方向よりも下流側に傾斜していることによって、径方向内側の流速が高い場合においても、前縁２５ａの径方向内側をより上流側から干渉させることができる。これにより、第二湾曲部２８の径方向内側において流体Ｇの流速をより低下させることができる。また、流体Ｇの流速を低下させることにより、第二湾曲部２８の径方向内側における流体Ｇの剥離を防止することができる。
　さらに、リターンベーン２５をリターンベンド部２１が終わる前から開始させることで、リターンベンド部２１において平均流速が低下した流体Ｇをリターンベーン２５での加速量を増加させることができるようになるため、流体Ｇの整流化を向上させることができる。
　また、リターンベンド部２１の出口における流路幅Ｗ２を、リターンベンド部２１の入口における流路幅Ｗ１よりも大きく形成したことによって、リターンベンド部２１の出口における流体Ｇの流速がより均一化される。これにいり、リターンベーン２５入口での動圧が低減され、リターンベーン２５との衝突損失が小さくなるため、遠心圧縮機１の圧力損失をより低減することができる。
　また、リターンベーン２５がリターンベンド部２１の出口より下流から設けられる場合に比較し、出口よりも上流側から設けられるため、その分だけリターンベーン２５を長くすることができ、リターンベーンによる加速の効果を高めることができる。又は、一定のリターンベーンの長さを確保して、その効果を担保しながら、径方向、即ち、機械の高さ方向の長さを短くできる。
　さらに、ストレート通路２２がハブ側流路壁面２２ｂ側に戻るような曲がった形状となっていることによって、一定の流路長さを確保しつつ圧縮機流路の軸方向長さを短縮することができる。即ち、遠心圧縮機１のコンパクト化を図ることができる。
　なお、上述した実施形態においては、多段式の遠心圧縮機１の全ての段のリターンベンド部２１において、第二湾曲部２８の曲率半径Ｒ２を第一湾曲部２７の曲率半径Ｒ１よりも大きく形成するとともに、リターンベーン２５の前縁２５ａを第二湾曲部２８に配置したが、これに限ることはない。
　例えば、５段のうち上流側のいくつかの段（例えば上流側２段）のリターンベンド部２１において、第二湾曲部２８の曲率半径Ｒ２を第一湾曲部２７の曲率半径Ｒ１よりも大きく形成するとともに、リターンベーン２５の前縁２５ａを第二湾曲部２８に配置してもよい。
　上流側の圧縮機段は流路高さが高く、流路の高さ方向の流れの分布がつきやすいため、上記構成を適用することが好ましい。
　また、上述した実施形態においては、前縁２５ａが径方向外側の壁面に向かうに従って下流側に傾斜する構成を示したが、例えば、図４に示す第一の変形例のように、前縁２５ａが第二内周湾曲面２８ａの法線方向に沿うように形成してもよい。このような形状は、流体Ｇの速度の均一性が高い場合に有効である。また、前縁は、軸方向に対して略平行としてもよい。
　また、上述した実施形態においては、リターンベーン２５の前縁２５ａの形状を直線形状としたが、これに限ることはない。例えば、図５に示す第二の変形例のように、前縁２５ａが下流側に向かって凸の曲線形状としてもよい。即ち、前縁２５ａを、前縁２５ａの中央近傍が下流側に向かって凸となるような湾曲形状としてもよい。
　流体は前縁２５ａに対して垂直方向に流れる傾向にあり、前縁２５ａを下流に向かって凸とする形状とすることによって、リターンベーン２５に流入する流れの壁面近傍は壁面に向かう傾向を示す。壁面に向かう力は、流れが壁面から剥離することを抑制するため、流れの剥離による損失が低減される。これにより、遠心圧縮機１の圧力損失をより低減することができる。
　以上、本発明の実施形態について図面を参照して詳述したが、具体的な構成はこの実施形態に限られるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等も含まれる。
　例えば、上述した実施形態においては、所謂クローズドインペラタイプのインペラを用いる構成としたが、所謂オープンインペラタイプのインペラを用いてもよい。
　また、本発明の遠心回転機械は、上記実施形態の遠心圧縮機に限らず、適宜他の構成に適用することができる。
　この本発明は、遠心力を利用して気体を圧縮する遠心圧縮機などの遠心回転機械に適用可能である。この発明によれば、遠心回転機械の戻り流路における圧力損失を低減することができる。
　１　遠心圧縮機
　２　回転軸
　３　インペラ
　４　流路
　５　ケーシング
　５ａ　シュラウドケーシング
　５ｂ　ハブケーシング
　７　ジャーナル軸受
　８　スラスト軸受
　９　吸込口
　１０　排出口
　１３　ハブ
　１４　羽根
　１５　シュラウド
　１７　圧縮流路
　１８　流路
　１９　吸込部
　２０　ディフューザ部
　２１　リターンベンド部
　２１ａ　外側湾曲面
　２１ｂ　内周湾曲面
　２２　ストレート通路
　２２ａ　シュラウド側流路壁面
　２２ｂ　ハブ側流路壁面
　２３　コーナー通路
　２５　リターンベーン
　２５ａ　前縁
　２７　第一湾曲部
　２７ａ　第一内周湾曲面
　２８　第二湾曲部
　２８ａ　第二内周湾曲面
　　Ｇ　流体
　　Ｏ　軸線
　Ｒ１　曲率半径
　Ｒ２　曲率半径
　Ｗ１　流路幅
　Ｗ２　流路幅

Claims (4)

  1. 　軸線回りに回転する回転軸と、
    　前記回転軸とともに回転することで流体を送り出す複数のインペラと、
    　前記回転軸及び前記複数のインペラを囲むように設けられて、前段側の前記インペラから後段側の前記インペラに流体を導く戻り流路を画成するケーシングと、
    　前記戻り流路に、前記軸線の周方向に間隔をあけて複数設けられたリターンベーンと、を備え、
    　前記戻り流路は、
    　前段の前記インペラから径方向外側に送り出された前記流体を径方向内側へ向かって案内するリターンベンド部を有し、
    　前記リターンベンド部は、第一湾曲部と、前記第一湾曲部の下流側に接続された第二湾曲部とからなり、
    　前記第二湾曲部の前記径方向内側の壁面の曲率半径が、前記第一湾曲部の前記径方向内側の壁面の曲率半径よりも大きく形成されていることを特徴とする遠心回転機械。
  2. 　前記リターンベーンの前縁が前記リターンベンド部における前記第二湾曲部内に位置していることを特徴とする請求項１に記載の遠心回転機械。
  3. 　前記リターンベーンの前縁は前記第二湾曲部の前記径方向外側の壁面に向かうに従って前記第二湾曲部の前記径方向内側の壁面の法線方向よりも下流側に傾斜していることを特徴とする請求項２に記載の遠心回転機械。
  4. 　前記リターンベンド部の出口における流路幅は、前記リターンベンド部の入口における流路幅よりも大きくなっていることを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の遠心回転機械。
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