WO2015041174A1 - 回転機械 - Google Patents

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山下　修一
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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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    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/50—Inlet or outlet
    • F05D2250/52—Outlet

Definitions

  • the present invention relates to a rotating machine having a rotating shaft and a plurality of impellers that are fixed to the rotating shaft and rotate together with the rotating shaft.
  • a rotary machine such as a centrifugal compressor allows gas to pass through in the radial direction of a rotating impeller and compresses the gas using 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.
  • the impeller is rotatably supported on the rotating shaft in the casing of the centrifugal compressor.
  • the centrifugal compressor sucks a fluid such as air or gas from the suction port of the casing and rotates it by rotating the impeller through a rotating shaft, thereby applying a centrifugal force.
  • Kinetic energy due to centrifugal force is converted into pressure energy by the diffuser and the scroll unit, and the compressed gas is sent out from the outlet of the casing.
  • a centrifugal compressor having a large number of impellers mounted on the same shaft and having one gas inlet / outlet is called a straight centrifugal compressor among single-shaft multistage centrifugal compressors.
  • a single-shaft multi-stage centrifugal compressor a combination of a stage having a vane diffuser and a stage having a vaneless diffuser as described in Patent Document 1 is known.
  • This centrifugal compressor aims to maintain high efficiency in a stage having a vane diffuser, and aims to ensure a wide operating range in a stage having a vaneless diffuser.
  • the gas temperature increases as the latter stage is reached.
  • the diameter of the impeller is the same for all stages, the impellers for all stages rotate at the same rotation speed, but the sound speed increases as the temperature increases and the latter stages.
  • the mechanical Mach number (a value obtained by dividing the peripheral speed of the impeller by the sound speed) is increased in the preceding stage, and the mechanical Mach number is decreased in the subsequent stage.
  • a vane diffuser is provided on the front side where the machine Mach number is high as in the rotating machine described in Patent Document 1, there is a possibility that the operating range (flow rate range) becomes narrower than when a vaneless diffuser is used. There is. Further, since the gas is compressed and the volumetric flow rate is reduced as the latter stage is reached, the flow path width is narrower in the rear stage than in the previous stage. If a vaneless diffuser is used at a downstream stage where the flow path width is narrow, the efficiency may be reduced. That is, in a combination in which the front side is a vaned diffuser and the rear side is a vaneless diffuser, there is a possibility that it is not possible to sufficiently achieve both high efficiency maintenance of the rotating machine and ensuring a wide operating range.
  • An object of the present invention is to provide a rotating machine that achieves both high efficiency maintenance and ensuring a wide operating range.
  • the rotating machine includes a rotating shaft, a plurality of impellers fixed to the rotating shaft and rotating together with the rotating shaft, and surrounding the rotating shaft and the impeller, the impeller A diffuser passage through which the fluid discharged radially outward from flows, and a casing that forms a return flow path that guides the fluid flowing through the diffuser passage radially inward and introduces the fluid into the subsequent impeller, and
  • the plurality of impellers are formed such that the flow passage cross-sectional area of the fluid becomes smaller as the impellers are arranged on the rear stage side, and the impellers are arranged on the front stage side among the diffuser passages respectively corresponding to the pair of adjacent impellers.
  • the diffuser passage is a vane-less diffuser, and the diffuser passage arranged on the rear stage side is a vane diffuser.
  • the operating range is ensured by using a vaneless diffuser on the front side where the mechanical Mach number is high, and high efficiency can be maintained by using the vane diffuser on the rear side where the flow path cross-sectional area is small. it can. As a result, it is possible to provide a rotating machine that can maintain both high efficiency and secure a wide operating range.
  • all the diffuser passages arranged further upstream than the diffuser passage arranged on the front stage side are vaneless diffusers, and further downstream than the diffuser passage arranged on the rear stage side. All the diffuser passages arranged on the side may be configured as vaned diffusers.
  • a plurality of the pair of impellers may be connected in the axial direction of the rotating shaft.
  • the operating range is ensured by using a vaneless diffuser on the front side where the mechanical Mach number is high, and high efficiency can be maintained by using the vane diffuser on the rear side where the flow passage cross-sectional area is small. it can. As a result, it is possible to provide a rotating machine that can maintain both high efficiency and secure a wide operating range.
  • centrifugal compressor of 1st embodiment of this invention It is a schematic sectional drawing of the centrifugal compressor of 1st embodiment of this invention. It is the figure which expanded the impeller in the centrifugal compressor of 1st embodiment of this invention. It is a performance curve figure of the centrifugal compressor of 1st embodiment of this invention, and the conventional centrifugal compressor. It is a schematic sectional drawing of the centrifugal compressor of 2nd embodiment of this invention. It is a schematic sectional drawing of the centrifugal compressor of 3rd embodiment of this invention.
  • the centrifugal compressor 1 of the present embodiment mainly includes a rotating shaft 2 that is rotated around an axis O, and a fluid G such as air that is attached to the rotating shaft 2 and uses centrifugal force.
  • the impeller 3 to be compressed, 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 the rotary shaft 2 is rotatably supported.
  • the casing 5 has a substantially cylindrical outer shell.
  • the rotating shaft 2 is disposed so as to penetrate the center of the casing 5.
  • 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 the first axial side of the casing 5, and a discharge port 10 through which the fluid G flows out to the side opposite to the first side. Is provided.
  • an internal space 11 that communicates with the suction port 9 and the discharge port 10 and repeats the diameter reduction and the diameter expansion.
  • the internal space 11 functions as a space for accommodating the impeller 3 and also functions as the above-described flow path 4. 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 the internal space 11 is formed of the shroud casing 5a and the hub casing 5b.
  • each impeller 3 includes a hub 13, a blade 14, and a shroud 15.
  • the hub 13 is formed in a substantially disk shape that gradually increases in diameter as it proceeds to the discharge port 10 side.
  • the blades 14 are radially attached to the hub 13 and a plurality of blades 14 are 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 advances 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, and connects the impellers 3.
  • the flow path 4 is mainly configured by a suction path 17, a compression path 18, a diffuser path 19, and a return path 20.
  • the diffuser passage 19 is a passage for converting kinetic energy given to the fluid G by the impeller 3 into pressure energy.
  • the impeller 3 is formed so that the flow passage cross-sectional area of the fluid G becomes smaller as it is arranged on the rear stage side. In other words, the compression passage 18 is formed so as to become narrower toward the downstream side of the fluid G.
  • the suction passage 17 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.
  • the suction passage 17 includes a straight passage 21 and a corner passage 22.
  • the straight passage 21 is a straight passage through which the fluid G flows from the radially outer side toward the radially inner side.
  • the corner passage 22 is a curved passage that changes the flow direction of the fluid G flowing from the straight passage 21 from the radially inner side to the axial direction to direct the fluid G toward the impeller 3.
  • the straight passage 21 positioned between the two impellers 3 is provided with a plurality of return vanes 23 that are arranged radially about the axis O and divide the straight passage 21 in the circumferential direction of the rotary shaft 2. .
  • the compression passage 18 is a passage for compressing the fluid G sent from the suction passage 17 in the impeller 3.
  • the compression passage 18 is surrounded by the blade mounting surface of the hub 13 and the inner wall surface of the shroud 15.
  • the diffuser passage 19 communicates with the compression passage 18 on the radially inner side.
  • the diffuser passage 19 serves to flow the fluid G compressed by the impeller 3 outward in the radial direction.
  • the radially outer side of the diffuser passage 19 communicates with the return passage 20, but the diameter of the impeller 3 (the fifth stage impeller 3 in FIG. 1) located on the most downstream side of the flow path 4.
  • a diffuser passage 19 that extends outward in the direction communicates with a discharge scroll 12 (described later).
  • the return passage 20 has a substantially U-shaped cross section.
  • the upstream end side of the return passage 20 communicates with the diffuser passage 19, and the downstream end side of the return passage 20 communicates with the straight passage 21 of the suction passage 17.
  • the return passage 20 reverses the flow direction of the fluid G that has flowed radially outward through the diffuser passage 19 by the impeller 3 (the front impeller 3) radially inward, and sends it to the straight passage 21. Yes.
  • the impeller 3 is formed so that the flow path cross-sectional area of the fluid G becomes smaller as the impeller 3 is arranged on the rear stage side.
  • the width of the flow path 4 becomes narrower toward the downstream side (rear stage side) of the fluid G.
  • the diffuser passage 19 is formed to become narrower toward the downstream side.
  • a discharge scroll 12 for discharging fluid from the discharge port is provided in the casing 5.
  • the discharge scroll 12 has a scroll passage 25 formed so as to surround the entire periphery of the outlet of the diffuser passage 19 located at the outer peripheral portion of the impeller 3 at the final stage.
  • the scroll flow path 25 is formed so as to surround the entire circumference of the outlet of the diffuser passage 19 located at the outer peripheral portion of the impeller 3 at the final stage, and its cross-sectional area gradually increases along the rotation direction of the impeller 3. It is formed to do.
  • the diffuser passage 19 and the discharge scroll 12 function as an outlet passage 6 that allows the fluid sent out from the outlet of the impeller 3 to flow and increase the pressure of the fluid toward the downstream side.
  • the diffuser passage 19 connected to the impeller outlets of the first stage compressor stage 31, the second stage compressor stage 32, and the third stage compressor stage 33 is a vaneless diffuser. That is, blades (diffuser vanes, blades) are not formed in the diffuser passage through which the fluid G discharged radially outward from the impeller 3 of the first-stage compressor stage 31 to the three-stage compressor stage 33 flows.
  • the diffuser passage 19 connected to the outlets of the impellers 3 of the four-stage compressor stage 34 and the five-stage compressor stage 35 is a vane diffuser. That is, a plurality of blades 29 are formed in the diffuser through which the fluid G discharged radially outward from the impellers 3 of the four-stage compressor stage 34 and the five-stage compressor stage 35 flows.
  • the fluid G is compressed by each impeller 3 while flowing through the flow path 4 in the order described above.
  • the fluid G is compressed in stages by the plurality of impellers 3, whereby a large compression ratio can be easily obtained.
  • FIG. 3 shows a comparison of performance test results of the conventional centrifugal compressor, the centrifugal compressor described in Patent Document 1 as a conventional technique, and the centrifugal compressor 1 of the present embodiment.
  • the conventional centrifugal compressor is configured as a full-stage vaneless diffuser.
  • the centrifugal compressor described in Patent Document 1 has a configuration in which the first to third compressor stages are vane diffusers, and the fourth and fifth compressor stages are vaneless diffusers.
  • the horizontal axis is the suction volume flow rate
  • the vertical axis is the heat insulation head (the outlet pressure of the centrifugal compressor) and the efficiency.
  • the centrifugal compressor of this embodiment is improved in both efficiency and operating range (flow rate range) as compared with a conventional centrifugal compressor.
  • the wide range of operation and high efficiency maintenance that could not be sufficiently achieved by the centrifugal compressor described in Patent Document 1 can be sufficiently achieved by the centrifugal compressor of the present embodiment.
  • the operating range is ensured by using a vaneless diffuser on the front side where the machine Mach number is high.
  • the mechanical Mach number M is a value calculated by the following formula (1), where N is the rotation speed of the impeller, D is the outer diameter of the impeller, and a is the sound speed.
  • the operating range is ensured by using a vaneless diffuser on the front side where the mechanical Mach number is high, and high efficiency can be maintained by using the vane diffuser on the rear side where the flow path cross-sectional area is small. it can. Accordingly, it is possible to provide the centrifugal compressor 1 that achieves both high efficiency maintenance and ensuring a wide operating range.
  • centrifugal compressor 1B according to a second embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
  • differences from the first embodiment described above will be mainly described, and description of similar parts will be omitted.
  • the diffuser passage 19 of the first stage compressor stage 31, the third stage compressor stage 33, and the fifth stage compressor stage 35 is a vaneless diffuser.
  • the diffuser passage 19 of the two-stage compressor stage 32 and the four-stage compressor stage 34 is a vaned diffuser.
  • the front side is a vaneless diffuser and the rear side is a vane diffuser.
  • the diffuser passage 19 of the first stage compressor stage 31 is a vaneless diffuser.
  • the diffuser passage 19 of the two-stage compressor stage 32, the three-stage compressor stage 33, the four-stage compressor stage 34, and the five-stage compressor stage 35 is a vane diffuser. That is, only the first-stage compressor stage 31 is a vaneless diffuser, and the second-stage compressor stage 32 and later are vaned diffusers.
  • Such an arrangement can also be adopted from the balance of maintaining efficiency and ensuring the operating range. That is, the arrangement of the vaneless diffuser and the vaned diffuser can be adjusted as appropriate according to the required efficiency and operating range.
  • the present invention includes a rotating shaft, a plurality of impellers that are fixed to the rotating shaft and rotate together with the rotating shaft, a diffuser that surrounds the rotating shaft and the impeller, and in which a fluid discharged radially outward from the impeller flows, and
  • the present invention can be applied to a rotating machine including a casing that forms a return flow path that guides the fluid that has flowed through the diffuser radially inward and introduces the fluid into a subsequent impeller.

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Abstract

　回転軸（２）と、回転軸（２）に固定されて、回転軸（２）とともに回転する複数のインペラ（３）と、回転軸（２）及びインペラ（３）を囲って、インペラ（３）から径方向外側に排出される流体（Ｇ）が流通するディフューザ通路（１９）、及び、ディフューザ通路（１９）を流通した流体（Ｇ）を径方向内側に向かって案内して後段のインペラ（３）に導入するリターン通路（２０）を形成するケーシング（５）と、を備え、複数のインペラ（３）は、後段側に配置される程、流体（Ｇ）の流路断面積が小さく形成され、隣り合う一対のインペラ（３）にそれぞれ対応するディフューザ通路（１９）のうち、前段側に配置されるディフューザ通路（１９）がベーンレスディフューザとされ、後段側に配置されるディフューザ通路（１９）がベーンドディフューザとされている回転機械を提供する。

Description

回転機械
　本発明は、回転軸と、回転軸に固定されて回転軸とともに回転する複数のインペラとを有する回転機械に関する。
　本願は、２０１３年９月１８日に出願された特願２０１３－１９３３９０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、遠心圧縮機などの回転機械は、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。
　インペラは、遠心圧縮機のケーシング内において、回転軸上に回転可能に支持されている。遠心圧縮機は、回転軸を介してインペラを回転させることにより、ケーシングの吸込口から空気やガスなどの流体を吸引して遠心力を付与する。遠心力による運動エネルギーはディフューザ及びスクロール部で圧力エネルギーに変換され、圧縮された気体はケーシングの排出口から送出される。
　上述した回転機械のうち、特に同一の軸に多数のインペラが取り付けられ、気体の出入口をそれぞれ一つずつ有する遠心圧縮機は、一軸多段遠心圧縮機の中でもストレート型遠心圧縮機と呼ばれている。
　一軸多段遠心圧縮機としては、特許文献１に記載されているような、ベーンドディフューザを有する段と、ベーンレスディフューザを有する段とを組み合わせたものが知られている。この遠心圧縮機は、ベーンドディフューザを有する段において高効率維持を狙い、ベーンレスディフューザを有する段において広作動範囲の確保を狙っている。
特開２０１０－３１７７７号公報
　多段のインペラを有する回転機械においては、後段になるに従って気体の温度が高くなる。一方、インペラの直径が全段同じであれば、全段のインペラが同じ回転数で回転するが、温度の上昇に伴い後段になるに従って音速が高くなる。これにより前段では機械マッハ数（インペラの周速を音速で除した値）が高くなり、後段では機械マッハ数が低くなる。
　特許文献１に記載されている回転機械のように、機械マッハ数が高い前段側においてベーンドディフューザを設けると、ベーンレスディフューザとした場合と比較して作動範囲（流量範囲）が狭くなる可能性がある。
　また、後段になるに従って気体は圧縮されて体積流量が小さくなるため、後段の方が前段よりも流路幅が狭くなる。流路幅が狭い後段においてベーンレスディフューザとした場合、効率が低下する可能性がある。
　即ち、前段側をベーンドディフューザとし、後段側をベーンレスディフューザとした組み合わせにおいては、回転機械の高効率維持と、広作動範囲確保の両立が十分に達成できない可能性がある。
　この発明は、高効率維持と広作動範囲確保を両立させた回転機械を提供することを目的とする。
　本発明の第一の態様によれば、回転機械は、回転軸と、前記回転軸に固定されて、前記回転軸とともに回転する複数のインペラと、前記回転軸及び前記インペラを囲って、前記インペラから径方向外側に排出される流体が流通するディフューザ通路、及び、前記ディフューザ通路を流通した流体を径方向内側に向かって案内して後段の前記インペラに導入するリターン流路を形成するケーシングと、を備え、前記複数のインペラは、後段側に配置される程、前記流体の流路断面積が小さく形成され、隣り合う一対の前記インペラにそれぞれ対応する前記ディフューザ通路のうち、前段側に配置される前記ディフューザ通路がベーンレスディフューザとされ、後段側に配置される前記ディフューザ通路がベーンドディフューザとされていることを特徴とする。
　上記構成によれば、機械マッハ数が高い前段側においてベーンレスディフューザとすることによって作動範囲が確保され、流路断面積が小さい後段側においてベーンドディフューザとすることによって高効率を維持することができる。これにより、高効率維持と広作動範囲確保を両立させた回転機械を提供することができる。
　上記回転機械において、前記前段側に配置される前記ディフューザ通路よりも更に前段側に配置される全ての前記ディフューザ通路がベーンレスディフューザとされ、記後段側に配置される前記ディフューザ通路よりも更に後段側に配置される全ての前記ディフューザ通路がベーンドディフューザとされている構成としてもよい。
　上記回転機械において、前記一対のインペラが前記回転軸の軸方向に複数連結されている構成としてもよい。
　本発明によれば、機械マッハ数が高い前段側においてベーンレスディフューザとすることによって作動範囲が確保され、流路断面積が小さい後段側においてベーンドディフューザとすることによって高効率を維持することができる。これにより、高効率維持と広作動範囲確保を両立させた回転機械を提供することができる。
本発明の第一実施形態の遠心圧縮機の概略断面図である。 本発明の第一実施形態の遠心圧縮機におけるインペラを拡大した図である。 本発明の第一実施形態の遠心圧縮機及び従来の遠心圧縮機の性能曲線図である。 本発明の第二実施形態の遠心圧縮機の概略断面図である。 本発明の第三実施形態の遠心圧縮機の概略断面図である。
（第一実施形態）
　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、回転機械の一例として、インペラを複数備えた多段式の一軸多段遠心圧縮機を例に挙げて説明する。
　図１に示すように、本実施形態の遠心圧縮機１は、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空気などの流体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、略円柱状の外郭を有している。回転軸２は、ケーシング５の中心を貫くように配置されている。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のうち軸方向の第一の側には流体Ｇを外部から流入させる吸込口９が設けられ、第一の側とは反対の側には流体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１１が設けられている。
　内部空間１１は、インペラ３を収容する空間として機能すると共に上述した流路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１１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。本実施形態の遠心圧縮機１は、初段圧縮機段３１から五段圧縮機段３５の五段の圧縮機段を有している。なお、図示例において、インペラ３は五つ設けられているが少なくとも二つ設けられていればよい。
　図２に示すように、各インペラ３は、ハブ１３と、羽根１４と、シュラウド１５と、によって構成されている。ハブ１３は、排出口１０側に進むにつれて漸次拡径した略円盤状に形成されている。羽根１４は、ハブ１３に放射状に取り付けられ、周方向に複数が並べられている。シュラウド１５は、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インペラ３間を繋いでいる。流路４は、主に吸込通路１７と、圧縮通路１８と、ディフューザ通路１９と、リターン通路２０と、によって構成されている。ディフューザ通路１９は、インペラ３により流体Ｇに与えられた運動エネルギーを圧力エネルギーに変換する通路である。
　インペラ３は、後段側に配置される程、流体Ｇの流路断面積が小さくなるように形成されている。換言すれば、流体Ｇの下流側に向かうに従って、圧縮通路１８が細くなるように形成されている。
　吸込通路１７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、吸込通路１７は、ストレート通路２１と、コーナー通路２２と、によって構成されている。ストレート通路２１は、径方向外方から径方向内方に向けて流体Ｇを流す直線状の通路である。コーナー通路２２は、ストレート通路２１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通路である。
　さらに、二つのインペラ３間に位置するストレート通路２１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２１を回転軸２の周方向に分割する複数のリターンベーン２３が設けられている。
　圧縮通路１８は、吸込通路１７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通路である。圧縮通路１８は、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ている。
　ディフューザ通路１９は、その径方向内方側が圧縮通路１８に連通している。ディフューザ通路１９は、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、ディフューザ通路１９の径方向外方側は、リターン通路２０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においては五段目のインペラ３）の径方向外方に連なるディフューザ通路１９は、吐出スクロール１２（後述する）に連通している。
　リターン通路２０は、断面略Ｕ字状に形成されている。リターン通路２０の上流端側はディフューザ通路１９に連通しており、リターン通路２０の下流端側は吸込通路１７のストレート通路２１に連通している。リターン通路２０は、インペラ３（前段側のインペラ３）によってディフューザ通路１９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２１に送り出している。
　前述したように、インペラ３は、後段側に配置される程、流体Ｇの流路断面積が小さくなるように形成されている。これに対応して、流路４は、流体Ｇの下流側（後段側）に向かうに従って、流路幅が狭くなっている。例えば、ディフューザ通路１９は、下流側程狭くなるように形成されている。
　ケーシング５内には、吐出口から流体を吐出するための吐出スクロール１２が設けられている。吐出スクロール１２は、最終段のインペラ３の外周部に位置するディフューザ通路１９の出口の全周を囲うように形成されたスクロール流路２５を有している。
　スクロール流路２５は、最終段のインペラ３の外周部に位置するディフューザ通路１９の出口の全周を囲うように形成され、インペラ３の回転方向に沿って、その断面積が漸次連続的に拡大するように形成されている。
　上記ディフューザ通路１９及び吐出スクロール１２は、インペラ３の出口から送り出される流体が流通するとともに下流側に向かうにしたがって流体の圧力を大きくさせる出口流路６として機能する。
　本実施形態の遠心圧縮機は、初段圧縮機段３１、二段圧縮機段３２、及び三段圧縮機段３３のインペラの出口に接続されたディフューザ通路１９は、ベーンレスディフューザとされている。即ち、初段圧縮機段３１から三段圧縮機段３３のインペラ３から径方向外側に排出される流体Ｇが流通するディフューザ通路には、翼（ディフューザベーン、羽根）が形成されていない。
　四段圧縮機段３４、及び五段圧縮機段３５のインペラ３の出口に接続されたディフューザ通路１９は、ベーンドディフューザとされている。即ち、四段圧縮機段３４、及び五段圧縮機段３５のインペラ３から径方向外側に排出される流体Ｇが流通するディフューザには複数の翼２９が形成されている。
　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から初段圧縮機段３１のインペラ３の吸込通路１７、圧縮通路１８、ディフューザ通路１９、リターン通路２０の順に流れる。その後、流体Ｇは、二段圧縮機段３２のインペラ３の吸込通路１７、圧縮通路１８…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ディフューザ通路１９直後の吐出スクロール１２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。
　図３に従来の遠心圧縮機、従来技術である特許文献１に記載の遠心圧縮機、及び本実施形態の遠心圧縮機１の性能試験結果比較を示す。
　従来の遠心圧縮機は、全段ベーンレスディフューザとした構成である。特許文献１に記載の遠心圧縮機は、初段圧縮機段から三段圧縮機段をベーンドディフューザとし、四段圧縮機段及び五段圧縮機段をベーンレスディフューザとした構成である。
　図３のグラフにおいて、横軸は吸込体積流量であり、縦軸は断熱ヘッド（遠心圧縮機の出口圧）及び効率である。
　図３に示すように、本実施形態の遠心圧縮機は、従来の遠心圧縮機と比較して、効率、及び作動範囲（流量範囲）がともに改善されている。また、特許文献１に記載の遠心圧縮機では十分成し得なかった広作動範囲化と高効率維持を、本実施形態の遠心圧縮機では十分成し得ている。
　作動範囲に関しては、機械マッハ数が高い前段側でベーンレスディフューザとすることによって作動範囲が確保される。ここで、機械マッハ数Ｍは、インペラの回転数をＮ、インペラの外径をＤ、音速をａとすると、以下の数式（１）より算出される値である。
　Ｍ　＝　π×Ｄ×Ｎ／６０／ａ　・・・　（１）
　なお、音速ａは、ガスの温度をＴ、比熱比をκ、ガス定数をＲとすると、以下の数式（２）より算出することができる。
　ａ＝√（κ×Ｒ×Ｔ）　・・・　（２）
　即ち、機械マッハ数が高い前段側の圧縮機段をベーンレスディフューザとすることによって、翼によって規定される作動範囲の制限がなくなるため、作動範囲を確保することができる。
　効率に関しては、流路幅が狭い後段においてベーンドディフューザとすることによって高効率が維持される。即ち、ディフューザ通路１９の翼２９によって、流体Ｇをより昇圧することができる。
　上記構成によれば、機械マッハ数が高い前段側においてベーンレスディフューザとすることによって作動範囲が確保され、流路断面積が小さい後段側においてベーンドディフューザとすることによって高効率を維持することができる。これにより、高効率維持と広作動範囲確保を両立させた遠心圧縮機１を提供することができる。
（第二実施形態）
　以下、本発明の第二実施形態の遠心圧縮機１Ｂを図面に基づいて説明する。なお、本実施形態では、上述した第一実施形態との相違点を中心に述べ、同様の部分についてはその説明を省略する。
　図４に示すように、本実施形態の遠心圧縮機１は、初段圧縮機段３１、三段圧縮機段３３、及び五段圧縮機段３５のディフューザ通路１９がベーンレスディフューザとされている。一方、二段圧縮機段３２、四段圧縮機段３４のディフューザ通路１９はベーンドディフューザとされている。
　上記実施形態によれば、隣り合う一対のインペラ３にそれぞれ対応するディフューザ通路１９のうち、前段側がベーンレスディフューザとなり、後段側をベーンドディフューザとなる。このような形態とすることで、局所的な高効率維持と、高作動範囲確保が可能となる。
（第三実施形態）
　以下、本発明の第二実施形態の遠心圧縮機１Ｃを図面に基づいて説明する。
　図５に示すように、本実施形態の遠心圧縮機１は、初段圧縮機段３１のディフューザ通路１９がベーンレスディフューザとされている。一方、二段圧縮機段３２、三段圧縮機段３３、四段圧縮機段３４、及び五段圧縮機段３５のディフューザ通路１９はベーンドディフューザとされている。即ち、初段圧縮機段３１のみをベーンレスディフューザとし、二段圧縮機段３２以降をベーンドディフューザとしている。
　効率維持と作動範囲確保のバランスからこのような配置とすることもできる。つまり、要求される効率、作動範囲に応じて、ベーンレスディフューザ、ベーンドディフューザの配置を適宜調整することができる。
　なお、本発明の技術範囲は上記の実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲において、種々の変更を加えることが可能である。
　例えば、上記各実施形態は、遠心圧縮機のディフューザに対してベーンレスディフューザ、ベーンドディフューザの配置を変更したが、他の回転機械、例えば、多段遠心送風機にも適用可能である。
　本発明は、回転軸と、回転軸に固定されて、回転軸とともに回転する複数のインペラと、回転軸及びインペラを囲って、インペラから径方向外側に排出される流体が流通するディフューザ、及び、ディフューザを流通した流体を径方向内側に向かって案内して後段のインペラに導入するリターン流路を形成するケーシングと、を備えた回転機械に適用可能である。
　１，１Ｂ，１Ｃ　遠心圧縮機
　２　回転軸
　３　インペラ
　４　流路
　５　ケーシング
　６　出口流路
　９　吸込口
　１０　排出口
　１１　内部空間
　１２　吐出スクロール
　１３　ハブ
　１４　羽根
　１５　シュラウド
　１７　吸込通路
　１８　圧縮通路
　１９　ディフューザ通路
　２０　リターン通路
　２１　ストレート通路
　２２　コーナー通路
　２３　リターンベーン
　２５　スクロール流路
　２９　翼
　３１，３２，３３，３４，３５　圧縮機段

Claims (3)

  1. 　回転軸と、
    　前記回転軸に固定されて、前記回転軸とともに回転する複数のインペラと、
    　前記回転軸及び前記インペラを囲って、前記インペラから径方向外側に排出される流体が流通するディフューザ通路、及び、前記ディフューザ通路を流通した流体を径方向内側に向かって案内して後段の前記インペラに導入するリターン流路を形成するケーシングと、を備え、
    　前記複数のインペラは、後段側に配置される程、前記流体の流路断面積が小さく形成され、
    　隣り合う一対の前記インペラにそれぞれ対応する前記ディフューザ通路のうち、前段側に配置される前記ディフューザ通路がベーンレスディフューザとされ、後段側に配置される前記ディフューザ通路がベーンドディフューザとされている回転機械。
  2. 　前記前段側に配置される前記ディフューザ通路よりも更に前段側に配置される全ての前記ディフューザ通路がベーンレスディフューザとされ、
    　前記後段側に配置される前記ディフューザ通路よりも更に後段側に配置される全ての前記ディフューザ通路がベーンドディフューザとされている請求項１に記載の回転機械。
  3. 　前記一対のインペラが前記回転軸の軸方向に複数連結されている請求項１に記載の回転機械。
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