WO2015053051A1 - インペラ及びこれを備える回転機械 - Google Patents

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WO2015053051A1
WO2015053051A1 PCT/JP2014/074448 JP2014074448W WO2015053051A1 WO 2015053051 A1 WO2015053051 A1 WO 2015053051A1 JP 2014074448 W JP2014074448 W JP 2014074448W WO 2015053051 A1 WO2015053051 A1 WO 2015053051A1
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blade
hub
blade angle
outlet
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PCT/JP2014/074448
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French (fr)
Inventor
山下　修一
Original Assignee
三菱重工業株式会社
三菱重工コンプレッサ株式会社
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    • F04D17/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
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    • F04D17/10—Centrifugal pumps for compressing or evacuating
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    • F04D17/122—Multi-stage pumps the individual rotor discs being, one for each stage, on a common shaft and axially spaced, e.g. conventional centrifugal multi- stage compressors
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    • F05D2240/30—Characteristics of rotor blades, i.e. of any element transforming dynamic fluid energy to or from rotational energy and being attached to a rotor
    • F05D2240/307—Characteristics of rotor blades, i.e. of any element transforming dynamic fluid energy to or from rotational energy and being attached to a rotor related to the tip of a rotor blade

Definitions

  • the present invention relates to an impeller and a rotary machine provided with the same.
  • a rotary machine such as a centrifugal compressor includes an impeller (impeller) provided rotatably inside the casing relative to the casing.
  • the rotary machine rotates the impeller and discharges the fluid taken in from the outside of the casing to the radially outer side of the flow passage in the impeller.
  • a rotary machine such as a centrifugal compressor, optimization of the shape of a blade provided on an impeller is being attempted in order to improve performance.
  • Patent Document 1 discloses a technique relating to the shape of such a blade.
  • the distribution of the blade angle on the tip side of the blade (blade) and the blade angle on the root side is defined.
  • the blade angle on the tip side of the blade is a curve of an angular distribution which becomes a maximum point before reaching the middle portion along the flow path and becomes a minimum point after passing the middle portion.
  • the blade angle on the root side of this blade is an angle smaller than the blade angle on the tip side of the blade at the fluid inlet, and before reaching the middle part, the angle distribution which becomes a maximum point larger than the blade angle on the tip side It is formed in the shape of a curve.
  • the change in blade angle is large, so the change in blade shape is large.
  • the formation of a shock wave and separation near the inlet of the impeller from which the fluid flows in can be promoted, the loss can be increased, and the fluid can not be efficiently compressed.
  • the present invention provides an impeller capable of improving compression efficiency and a rotary machine provided with the same.
  • the impeller in one aspect of the present invention is provided with a plurality of disks rotating about an axis, and a plurality of the disks are provided circumferentially at intervals in the circumferential direction, and they flow from the axial direction of the axis by rotating integrally with the disks.
  • a blade for guiding the fluid to the outside in the radial direction of the axis, the tangent of the projection curve obtained by projecting the central curve of the thickness of the blade onto the disk from the axial direction, the contact point between the projection curve and the tangent The angle formed on the rear side and the outer peripheral side of the rotation direction of the disc among the angles formed by the line and the imaginary line perpendicular to the straight line connecting the axis lines is defined as the blade angle, and the blade of the tip of the blade When the angle is defined as a first blade angle, it is assumed that the tip has a constant first blade angle from the inlet where the fluid flows in toward the outlet where the fluid flows out. It has a chip angle constant region, continuous with the outlet side of the chip angle constant region, and a tip angle increases area in which the first vane angle is gradually larger toward the outlet.
  • the fluid which has flowed into the impeller can be continuously and smoothly circulated at the inlet of the tip without the discontinuous change caused by the change of the blade angle.
  • the impeller in the tip angle increasing area, a first angle area continuing on the outlet side of the tip angle constant area and an inflection point on the outlet side of the first angle area.
  • the second angle region may be formed so as to be continuous and have a mean slope, which is a change rate of the blade angle, smaller than the first angle region.
  • the impeller according to another aspect of the present invention is a hub in which the second blade angle gradually increases from the inlet to the outlet when the blade angle of the hub of the blade is defined as a second blade angle.
  • a hub angle that is continuous with an angle increasing area and the outlet side of the hub angle increasing area via a maximum point at which the second blade angle is maximum, and the second blade angle gradually decreases toward the outlet And may have a decreasing area.
  • the hub angle increase region may be formed to have a larger average slope, which is a change rate of the blade angle, than the tip angle increase region.
  • the tip of the blade can form a more gradual change in shape than the hub. Therefore, the loss generated when the fluid flowing along the tip side of the blade collides with the blade can be reduced, and the difference between the loss of fluid on the tip side and the hub side can be reduced. As a result, the pressure balance of the fluid on the tip side and the hub side is broken, and the secondary flow can be prevented from being generated from the hub toward the tip to disturb the fluid flow. As a result, it is possible to reduce the loss caused to the fluid flowing through the impeller and to prevent the reduction of the compression efficiency.
  • the maximum point may be formed closer to the inlet than the inflection point.
  • an impeller it is possible to prevent the flow path formed by the plurality of blades provided in the circumferential direction from being narrowed once. That is, when the blade angle increases, the shape of the blade changes in the direction to expand the flow path, and the flow path in which the fluid flows increases. Therefore, since the local maximum point is formed on the inlet side of the inflection point, the flow path can not be smoothly narrowed continuously toward the outlet. This allows the fluid to flow smoothly and to be compressed efficiently. Thereby, the fluid can be efficiently circulated, and the compression efficiency by the impeller can be improved.
  • the second blade angle at the inlet of the blade is at the inlet of the blade It may be formed larger than the first blade angle.
  • the thickness of the blade hub is increased, the strength of the blade can be improved.
  • the thickness of the hub is increased, the flow passage area is reduced accordingly.
  • the flow passage area of the inlet can be increased by making the second blade angle at the inlet larger than the first blade angle. Therefore, it is possible to secure the flow passage area of the inlet while securing the strength by designing the thickness of the hub relatively large.
  • the blade angle of the hub of the blade when defined as a second blade angle, the second blade angle at the outlet of the blade and the outlet of the blade
  • the first blade angle may be formed identical.
  • the first blade angle is the second blade angle from the inlet to the outlet. It may be formed as follows.
  • the thickness of the blade hub is increased, the strength of the blade can be improved.
  • the thickness of the hub is increased, the flow passage area is reduced accordingly.
  • the flow passage area can be increased over the entire flow passage by making the second blade angle larger than the first blade angle from the inlet to the outlet. Therefore, it is possible to secure the flow channel area of the entire flow channel while securing the strength by designing the thickness of the hub relatively large.
  • the rotary machine in one aspect of the present invention includes the above-mentioned impeller.
  • the efficiency of the rotating machine can be enhanced to improve the performance.
  • impeller fluid can be made to flow efficiently and compression efficiency can be improved.
  • the rotary machine in the present embodiment is a centrifugal compressor 10, and in the present embodiment, it is a multistage compressor.
  • the centrifugal compressor 10 is integrally formed with a casing 2, a rotary shaft 3 extending around an axis O disposed to penetrate the casing 2, and a rotary shaft 3 via a key. And a plurality of impellers 1 rotatably fixed thereto.
  • the casing 2 is formed to have a substantially cylindrical outer shell, and the rotation shaft 3 is disposed so as to penetrate the center.
  • Journal bearings 21 are provided at both ends of the casing 2 in the direction of the axis O, which is the direction in which the axis O of the rotary shaft 3 extends.
  • a thrust bearing 22 is provided at one end of the casing 2.
  • the casing 2 is provided with a suction port 23 through which a fluid F such as gas is introduced from the outside at one end (left side in the drawing of FIG. 1) on the first end side in the direction of the axis O.
  • the casing 2 is provided with a discharge port 24 for discharging the fluid F to the outside at an end of the other side (right side in the drawing of FIG. 1) which is the second end side in the direction of the axis O.
  • the casing 2 communicates with the suction port 23 and the discharge port 24 and is provided with an internal space that repeats the diameter reduction and the diameter expansion.
  • the impeller 1 is accommodated in this internal space.
  • a casing flow path 4 is formed at a position between the impellers 1 to cause the fluid F flowing in the impeller 1 to flow from the upstream side to the downstream side.
  • the suction port 23 and the discharge port 24 communicate with each other via the impeller 1 and the casing flow path 4.
  • the rotating shaft 3 is externally fitted with the impeller 1 accommodated in the casing 2 and rotates around the axis O with these.
  • the rotating shaft 3 is rotatably supported by the journal bearing 21 and the thrust bearing 22 with respect to the casing 2.
  • the rotating shaft 3 is rotationally driven by a motor (not shown).
  • the plurality of impellers 1 are accommodated in the casing 2 so as to be arrayed at intervals in the direction of the axis O, which is the direction in which the axis O of the rotation shaft 3 extends.
  • Each impeller 1 is attached radially to the disk 11 so as to rise from the surface of the disk 11 toward one side of the axis O of the rotation shaft 3 from the surface of the disk 11 and the substantially disk shaped disk 11 gradually enlarged in diameter toward the outflow side And a plurality of blades 12 aligned in the circumferential direction.
  • the impeller 1 has a cover 13 attached to circumferentially cover the plurality of blades 12 from one side in the direction of the axis O. In the impeller 1, a gap is formed between the cover 13 and the casing 2 so that the impeller 1 and the casing 2 do not contact with each other.
  • the impeller 1 is formed with a flow passage 14 which is a space divided to allow the fluid F to flow in the radial direction.
  • the flow passage 14 is formed by the surfaces of the disk 11 and the cover 13 provided on both sides in the direction of the axis O of the blade 12 together with the two surfaces of the pair of blades 12 adjacent to each other.
  • the flow path 14 takes in and discharges the fluid F as the blade 12 rotates integrally with the disk 11. Specifically, the flow path 14 takes in the fluid F as one side of the blade 12 in the direction of the axis O, i.e., the radially inner side, of the fluid F flowing therethrough as an inlet into which the fluid F flows.
  • the flow path 14 guides the radially outer side as an outlet from which the fluid F flows out to discharge the fluid F.
  • the disc 11 has a small diameter end face facing one side in the direction of the axis O, and a large diameter end face facing the other side.
  • the diameter of the disk 11 gradually increases as the two end surfaces move from one side to the other side in the axis O direction. That is, the disk 11 has a substantially disc shape in the direction of the axis O, and has a substantially umbrella shape as a whole.
  • a through hole penetrating the disk 11 in the direction of the axis O is formed on the radially inner side of the disk 11.
  • the rotary shaft 3 is inserted into and fitted to the through hole, whereby the impeller 1 is fixed to the rotary shaft 3 and is integrally rotatable.
  • the cover 13 is a member provided integrally with the plurality of blades 12 so as to cover the blades 12 from one side in the direction of the axis O.
  • the cover 13 has a substantially umbrella shape in which the diameter gradually increases from one side to the other side in the axis O direction. That is, in the present embodiment, the impeller 1 is a close impeller having the cover 13.
  • a plurality of blades 12 are disposed at predetermined intervals in the circumferential direction of the axis O, that is, in the rotational direction R so that the blades 12 rise from the disk 11 toward the cover 13 on one side in the direction of the axis O from the disk 11 .
  • the root end of the blade 12 on the side of the disk 11 and connected to the disk 11 is referred to as a hub 12 b
  • the tip on the side of the cover 13 of the blade 12 is referred to as a tip 12 a.
  • the blade 12 is curved in different shapes by the hub 12 b of the blade 12 and the tip 12 a of the blade 12.
  • the blades 12 are formed so as to be three-dimensionally curved toward the rear side in the rotational direction R as going from the radially inner side to the outer side of the disk 11 respectively.
  • the blade 12 is formed such that the blade angle ⁇ of the tip 12a and the blade angle ⁇ of the hub 12b have different angular distributions. Therefore, the contours a1 to a2 of the tip of the blade 12 from the inlet to the outlet and the contours b1 to b2 of the root end of the blade 12 from the inlet to the outlet are different.
  • the cover 13 is abbreviate
  • the blade angle ⁇ determines the curved surface shape of the blade 12 from the inlet (one side in the direction of the axis O) from which the fluid F of the blade 12 flows in to the outlet (the radially outer side in the direction of the axis O) Is the angle at which Specifically, as shown in FIG. 3 and FIG. 4, the blade angle ⁇ is a center curve CL which is a virtual curve drawn by connecting the middle in the thickness direction of the blade 12 in the tip 12 a and the hub 12 b It is derived by projecting onto the disk 11 from one side in the O direction and drawing a projection curve PL.
  • An angle formed on the rear side of R and on the outer peripheral side of the disk 11 is defined as a blade angle ⁇ .
  • the blade angle ⁇ of the tip 12a of the blade 12 is defined as a first blade angle ⁇ 1
  • the blade angle ⁇ of the hub 12b of the blade 12 is defined as a second blade angle ⁇ 2.
  • the distribution of the first blade angle ⁇ 1 and the second blade angle ⁇ 2 is shown in FIG.
  • a tip angle constant area A where the first blade angle ⁇ 1 is constant from the inlet where the fluid F flows in to the outlet side
  • a tip angle increase region B where the first blade angle ⁇ 1 gradually increases is formed.
  • the constant tip angle area A is a distribution area of the first blade angle ⁇ 1 from the inlet of the tip 12 a of the blade 12. In the tip angle constant region A, the first blade angle ⁇ 1 does not change from the predetermined angle.
  • the fixed tip angle area A has a connection point X with the increased tip angle area B where the first blade angle ⁇ 1 starts to change, as an end point on the outlet side.
  • the tip angle increase area B is a distribution area of the first blade angle ⁇ 1 from the tip angle constant area A in the tip 12a of the blade 12 to the continuous outlet.
  • the tip angle increase region B differs from the tip angle constant region A in that the first blade angle ⁇ 1 gradually increases toward the outlet side.
  • the tip angle increase area B is changed to a change point Y at which the average gradient, which is a change rate of the blade angle ⁇ , changes, a first angle area B1 continuous to the exit side of the constant chip angle area A, and a first angle area B1.
  • a continuous second angle area B2 is formed via a bending point.
  • the change point Y is a point at which the rate of change of the angle at which the first blade angle ⁇ 1 increases toward the outlet side changes in the tip angle increase region B.
  • the change point Y is an end point on the outlet side of the first angle area B1.
  • the first angle area B1 is continuous with the constant chip angle area A via the connection point X. In the first angle region B1, the first blade angle ⁇ 1 gradually increases.
  • the second angle area B2 is continuous with the first angle area B1 via the inflection point. In the second angle area B2, the average slope has a smaller value than the first angle area B1, and the first blade angle ⁇ 1 is larger than the first angle area B1 more gently.
  • the hub 12b has a hub angle increase region C in which the second blade angle ⁇ 2 gradually increases from the inlet to the outlet side, a maximum point Z in which the second blade angle ⁇ 2 is maximum, a hub angle increase region C and a maximum A hub angle reduction region D is formed which is continuous via the point Z and in which the second blade angle ⁇ 2 gradually decreases toward the outlet.
  • the hub angle increase area C is a distribution area of the second blade angle ⁇ 2 from the inlet at the hub 12 b of the blade 12.
  • the hub angle increase area C is formed larger than the tip angle constant area A. That is, at the inlet of the blade 12, the second blade angle ⁇ 2 is formed larger than the first blade angle ⁇ 1.
  • the second blade angle ⁇ 2 gradually increases from the inlet toward the outlet.
  • the average slope in the hub angle increase region C is larger than the tip angle increase region B. That is, the average gradient in the hub angle increase area C is larger than the first angle area B1 and the second angle area B2.
  • the local maximum point Z is a point at which the second blade angle ⁇ 2 is maximum.
  • the local maximum point Z is an end point on the outlet side of the hub 12b angle increasing both machines.
  • the local maximum point Z is formed closer to the inlet side of the blade 12 than the inflection point.
  • the hub angle decrease area D is continuous with the hub angle increase area C and the local maximum point Z.
  • the hub angle decreasing region D is directed from the maximum point Z toward the outlet from the maximum point Z to the second blade angle ⁇ 2 so that the first blade angle ⁇ 1 and the second blade angle ⁇ 2 become the same at the outlet of the blade 12 Therefore it is getting smaller gradually. That is, in the blade 12, the first blade angle ⁇ 1 does not exceed or exceed the second blade angle ⁇ 2 from the inlet to the outlet of the blade 12, and the first blade angle ⁇ 1 is the second The blade angle .beta.2 or less is formed.
  • the above-described casing channels 4 are formed so as to connect the respective impellers 1 and to boost the fluid F stepwise.
  • the suction port 23 is connected to the inlet of the first stage impeller 1 provided at the end on one side of the axis O direction.
  • the outlet of each impeller 1 is connected to the inlet of the adjacent impeller 1 via a casing channel 4.
  • the outlet of the last-stage impeller 1 provided at the other end in the direction of the axis O is connected to the discharge port 24.
  • the casing flow passage 4 has a diffuser flow passage 41 into which the fluid F is introduced from the flow passage 14 and a return flow passage 42 into which the fluid F is introduced from the diffuser flow passage 41.
  • the diffuser channel 41 communicates with the channel 14 on the radially inner side.
  • the diffuser flow path 41 distributes the fluid F pressurized by the impeller 1 radially outward.
  • the return flow channel 42 includes a corner portion 43 that reverses the direction of the fluid F that has flowed radially outward through the diffuser flow channel 41 so as to point radially inward, and radially inward from the radially outer side. And a straight portion 44 extending toward the end.
  • the straight portion 44 is a flow path surrounded by the downstream side wall of the partition member integrally attached to the casing 2 and the upstream side wall of the extending portion integrally attached to the casing 2 and extended radially inward. 14
  • the straight portion 44 is provided with a plurality of return vanes 52 arranged at equal intervals in the circumferential direction around the axis O of the rotating shaft 3.
  • the centrifugal compressor 10 which is a rotary machine provided with the impeller 1 of the above configuration, will be described.
  • the fluid F introduced from the suction port 23 flows in the flow path 14 of the impeller 1 of the first stage, the diffuser flow path 41, and the return flow path 42 in this order, and then the second stage impeller The first channel 14, the diffuser channel 41, and the return channel 42 flow in this order.
  • the fluid F that has flowed to the diffuser passage of the impeller 1 of the final stage flows out of the discharge port 24 to the outside.
  • the fluid F is compressed by each impeller 1 while flowing in the above-described order. That is, in the centrifugal compressor 10 of the present embodiment, the fluid F is compressed stepwise by the plurality of impellers 1 to obtain a large compression ratio.
  • the tip angle constant area A is formed at the inlet of the tip 12 a of the blade 12, whereby the first blade angle ⁇ 1 at the inlet of the tip 12 a of the blade 12 becomes constant. Therefore, the fluid F which has flowed into the impeller 1 can be continuously and smoothly circulated at the inlet of the tip 12a without causing a discontinuous change with the change of the blade angle ⁇ . As a result, it is possible to reduce the generation of a shock wave or separation that occurs when the fluid F flowing into the flow path 14 of the impeller 1 from the inlet collides with the blade 12 and to reduce the pressure loss. Further, after the tip angle constant area A is formed at the inlet, the tip angle increase area B is continuously formed via the connection point X.
  • the fluid F flowing through the tip 12 a of the blade 12 among the fluid F flowing into the impeller 1 can be continuously and stably compressed. Therefore, the fluid F can be efficiently compressed while reducing the pressure loss when the fluid F flows into the impeller 1 at the inlet. Thereby, the fluid F can be made to flow efficiently, and the compression efficiency by the impeller 1 can be improved.
  • a first angle area B1 and a chip angle increase area B are formed on the tip 12a of the blade 12 via an inflection point, and a second angle area B2 having a smaller average gradient than the first angle area B1 is formed at the outlet. Therefore, it is possible to prevent the first blade angle ⁇ 1 from becoming too large at the outlet while gradually increasing the first blade angle ⁇ 1. That is, the first blade angle ⁇ 1 on the outlet side is increased, the secondary flow which is the flow of low energy fluid flowing toward the circumferentially adjacent blades 12 becomes stronger, and the flow of fluid F flowing toward the outlet Can be prevented from being disturbed. As a result, it is possible to reduce the loss generated in the fluid F flowing along the tip 12 a side of the blade 12 of the flow path 14, and to prevent the reduction of the compression efficiency.
  • a hub angle increase region C in which the second blade angle ⁇ 2 gradually increases is formed on the hub 12b of the blade 12. Therefore, it is possible to continuously and stably compress the fluid F flowing along the hub 12 b side of the blade 12 among the fluid F flowing into the impeller 1.
  • a hub angle reduction region D is formed continuously with the hub angle increase region C via the maximum point Z at which the second blade angle ⁇ 2 is maximum, and the second blade angle ⁇ 2 gradually decreases. Therefore, it is possible to prevent the second blade angle ⁇ 2 from becoming too large at the outlet. That is, the second blade angle ⁇ 2 on the outlet side increases, and the secondary flow, which is the flow of low energy fluid flowing toward the circumferentially adjacent blades 12, becomes stronger, and the flow of fluid F flowing toward the outlet Can be prevented from being disturbed. As a result, it is possible to reduce the loss that occurs in the fluid F flowing through the hub 12 b side of the blade 12 of the flow path 14, and to prevent the compression efficiency from being reduced.
  • the blade 12 is formed such that the average slope in the hub angle increase region C is larger than the tip angle increase region B. Therefore, in the blade 12, the tip 12a can form a more gradual change in shape than the hub 12b. Therefore, the loss generated when the fluid F flowing along the tip 12 a side of the blade 12 collides with the blade 12 can be reduced, and the difference in loss of the fluid F between the tip 12 a and the hub 12 b can be reduced. As a result, the pressure balance of the fluid F is broken on the tip 12a side and the hub 12b side, and the secondary flow can be prevented from being generated from the hub 12b toward the tip 12a and the flow of the fluid F being disturbed. As a result, it is possible to reduce the loss generated in the fluid F flowing through the flow path 14 of the impeller 1 and to prevent the reduction of the compression efficiency.
  • the blade 12 is formed such that the maximum point Z is closer to the inlet side of the blade 12 than the inflection point. Therefore, it is possible to prevent the flow path 14 formed by the adjacent blades 12 from being narrowed once. That is, when the blade angle ⁇ increases, the shape of the blade 12 changes in the direction to widen the flow path 14, and the flow path 14 through which the fluid F flows increases. Therefore, if the maximum point Z is formed closer to the outlet than the inflection point, the flow path 14 can not be narrowed sufficiently to the maximum point Z even after the inflection point, and after passing the maximum point Z The flow path 14 will be narrowed rapidly.
  • the flow path 14 can not be narrowed smoothly and continuously toward the outlet. Thereby, the fluid F can be smoothly circulated and efficiently compressed. Thereby, the fluid F can be made to flow efficiently, and the compression efficiency by the impeller 1 can be improved.
  • the strength of the blade 12 can be improved.
  • the area of the flow path 14 is reduced accordingly.
  • the blade 12 of the impeller 1 is formed such that the second blade angle ⁇ 2 is larger than the first blade angle ⁇ 1 at the inlet. Therefore, the area of the flow path 14 at the inlet can be increased. Therefore, the area on the inlet side of the flow path 14 can be secured while designing the hub 12b relatively thickly and securing the strength.
  • the blade 12 is formed such that the first blade angle ⁇ 1 and the second blade angle ⁇ 2 are the same at the outlet of the blade 12. Therefore, the load generated in the fluid F from the tip 12 a of the blade 12 to the hub 12 b at the outlet can be made constant. That is, the pressure balance of the fluid F between the tip 12a side and the hub 12b side at the outlet can be performed simultaneously, and the secondary flow can be prevented from disturbing the flow of the fluid F. As a result, the pressure loss generated in the fluid F flowing out of the outlet of the impeller 1 can be reduced, and the reduction in compression efficiency can be prevented.
  • the second blade angle ⁇ 2 is formed larger than the first blade angle ⁇ 1 from the inlet to the outlet of the blade 12. Therefore, the area of the flow path 14 can be increased over the entire area of the flow path 14 from the inlet to the outlet. Therefore, the area of the flow path 14 can be secured over the entire area of the flow path 14 while the thickness of the hub 12 b is designed to be relatively large to secure the strength.
  • the rotary machine provided with the impeller 1 as described above, it is possible to use the impeller 1 in which the fluid F is made to flow efficiently and the compression efficiency is improved. Therefore, the efficiency of the rotary machine can be enhanced to improve the performance.
  • the rotary machine is described as the centrifugal compressor 10 and the blades 12 used in the impeller 1, the present invention is not limited thereto.
  • the rotary machine is used for the impeller 1 of a water wheel or gas turbine It is also good.
  • the close impeller having the cover 13 has been described as an example, but even if it is applied to a so-called open type impeller 1 (open impeller), the tip 12a side of the blade 12 is covered by the shroud surface of the casing 2. Good.

Abstract

　上記インペラ（１）は、軸線（Ｏ）を中心に回転するディスク（１１）と、ディスク（１１）に周方向に間隔をあけて複数設けられるブレード（１２）とを備えている。ブレード（１２）のチップの羽根角度（β）を第一の羽根角度と定義した場合に、前記チップが、流体が流入する入口から出口側に向かって前記第一の羽根角度が一定とされたチップ角度一定領域と、該チップ角度一定領域の前記出口側に連続し、前記出口に向かうにしたがって前記第一の羽根角度が漸次大きくなるチップ角度増大領域と、を有する。

Description

インペラ及びこれを備える回転機械
　本発明は、インペラ及びこれを備える回転機械に関する。
　遠心圧縮機などの回転機械では、ケーシングの内部にケーシングとの間で相対回転可能に設けられたインペラ（羽根車）を備えている。回転機械は、ケーシングの外部から取り込んだ流体を、インペラを回転させてインペラ内の流路の径方向外側へ昇圧して吐出する。遠心圧縮機等の回転機械では、性能向上を図るために、インペラに設けられるブレードの形状の最適化が図られている。
　このようなブレードの形状に関する技術が、例えば、特許文献１が開示されている。この遠心圧縮機では、ブレード（羽根）の先端側の羽根角度と根元側の羽根角度との分布が規定されている。具体的には、このブレードの先端側の羽根角度が、流路に沿った中間部分に至る前で極大点となり、中間部分を越えた後では極小点となる角度分布の曲線状に形成されている。一方、このブレードの根元側の羽根角度は、流体流入口ではブレードの先端側の羽根角度よりも小さい角度とされ、中間部分に至る前では先端側の羽根角度よりも大きい極大点となる角度分布の曲線状に形成されている。
特許第４８８８４３６号公報
　しかしながら、上記のような形状に形成されたブレードは、羽根角度の変化が大きいために、ブレードの形状の変化が大きくなってしまう。そのため、流体が流入してくるインペラ入口付近での衝撃波の生成や剥離を助長し、損失が大きくなり、効率的に流体を圧縮できなくなってしまう。
　本発明は、圧縮効率を向上させることが可能なインペラ及び、これを備えた回転機械を提供する。
　本発明の一態様におけるインペラは、軸線を中心に回転するディスクと、該ディスクに周方向に間隔をあけて複数設けられて、前記ディスクと一体に回転することで前記軸線の延びる軸線方向から流入する流体を前記軸線の径方向外側に案内するブレードとを備え、前記ブレードの厚さの中心曲線を前記軸線方向から前記ディスクに投影した投影曲線における接線と、前記投影曲線と前記接線との接点と前記軸線を結ぶ直線に対して直交する想像直線とがなす角度のうち、前記ディスクの回転方向の後側かつ外周側に形成される角を羽根角度と定義し、前記ブレードのチップの前記羽根角度を第一の羽根角度と定義した場合に、前記チップが、前記流体が流入する入口から前記流体が流出する出口側に向かって前記第一の羽根角度が一定とされたチップ角度一定領域と、該チップ角度一定領域の前記出口側に連続し、前記出口に向かうにしたがって前記第一の羽根角度が漸次大きくなるチップ角度増大領域と、を有する。
　このようなインペラによれば、インペラに流入した流体はチップの入口において羽根角度の変化に伴う不連続な変化を起こさずに、連続的に滑らかに流通させることができる。これにより、入口から流入してきた流体がブレードに衝突するときに生じる衝撃波や剥離の発生を低減し、圧力損失を軽減することができる。また、流入した流体のうちブレードのチップ側を流通する流体を連続的に安定して圧縮することができる。したがって、入口において流体が流入する際の圧力損失を低減しつつ、効率的に流体を圧縮することができる。
　本発明の他の態様におけるインペラは、前記チップ角度増大領域は、前記チップ角度一定領域の前記出口側に連続する第一角度領域と、前記第一角度領域の前記出口側に変曲点を介して連続し、前記羽根角度の変化率である平均勾配が前記第一角度領域よりも小さい第二角度領域と、が形成されていてもよい。
　このようなインペラによれば、第一の羽根角度を徐々に大きくしながらも、出口において第一の羽根角度が大きくなりすぎてしまうことを防止できる。即ち、出口側の第一の羽根角度が大きくなって、周方向に設けられたブレードに向かって流れる低エネルギー流体の流れである二次流れが強くなり、出口に向かって流れる流体の流れが乱されることを防止できる。これにより、ブレードのチップ側に沿って流通する流体に生じる損失を低減して、圧縮効率が低下することを防止できる。
　本発明の他の態様におけるインペラは、前記ブレードのハブの前記羽根角度を第二の羽根角度と定義した場合に、前記入口から前記出口側に向かって前記第二の羽根角度が漸次大きくなるハブ角度増大領域と、前記ハブ角度増大領域の前記出口側に前記第二の羽根角度が最大となる極大点を介して連続し、前記出口に向かって前記第二の羽根角度が漸次小さくなるハブ角度減少領域と、を有していてもよい。
　このようなインペラによれば、流入した流体のうちブレードのハブ側に沿って流通する流体を連続的に安定して圧縮することができる。そして、出口において第二の羽根角度が大きくなりすぎてしまうことを防止できる。即ち、出口側の第二の羽根角度が大きくなって、周方向に設けられたブレードに向かって流れる低エネルギー流体の流れである二次流れが強くなり、出口に向かって流れる流体の流れが乱されることを防止できる。これにより、ブレードのハブ側に沿って流通する流体に生じる損失を低減して、圧縮効率が低下することを防止できる。
　本発明の他の態様におけるインペラは、前記ハブ角度増大領域が、前記チップ角度増大領域よりも前記羽根角度の変化率である平均勾配が大きく形成されていてもよい。
　このようなインペラによれば、ブレードにおいてチップの方がハブよりも形状の変化を緩やかに形成することができる。したがって、ブレードにおけるチップ側に沿って流通する流体がブレードに衝突する際に生じる損失を低減して、チップ側とハブ側とにおける流体の損失の差を低減できる。これにより、チップ側とハブ側とで流体の圧力バランスが崩れて二次流れがハブからチップに向かって生じて、流体の流れが乱されることを防止できる。これにより、インペラを流通する流体に生じる損失を低減して、圧縮効率が低下することを防止できる。
　本発明の他の態様におけるインペラは、前記極大点が、前記変曲点よりも前記入口側に形成されていてもよい。
　このようなインペラによれば、周方向に複数設けられたブレードによって形成される流路が一度狭められてしまうことを防止できる。即ち、羽根角度が大きくなると、ブレードの形状が流路を広げる方向に変化するため流体が流通する流路が大きくなる。したがって、極大点が変曲点よりも入口側に形成されることで、出口に向かって連続して滑らかに流路を狭めることができなくなる。これにより、流体を円滑に流通させて効率的に圧縮することができる。これにより、流体を効率的に流通させ、インペラによる圧縮効率を向上させることができる。
　本発明の他の態様におけるインペラは、前記ブレードのハブの前記羽根角度を第二の羽根角度と定義した場合に、前記ブレードの前記入口における前記第二の羽根角度が、前記ブレードの前記入口における前記第一の羽根角度よりも大きく形成されていてもよい。
　ここで、ブレードのハブの厚みを大きくすればブレードの強度を向上させることができる。ところが、ハブの厚みが大きくなれば、その分だけ流路面積が減少してしまう。これに対して、上記インペラでは、入口における第二の羽根角度を第一の羽根角度より大きくすることで入口の流路面積を大きくすることができる。したがって、ハブの厚みを比較的大きく設計して強度を確保しながら、入口の流路面積を確保することができる。
　本発明の他の態様におけるインペラは、前記ブレードのハブの前記羽根角度を第二の羽根角度と定義した場合に、前記ブレードの前記出口における前記第二の羽根角度と、前記ブレードの前記出口における前記第一の羽根角度とが同一に形成されていてもよい。
　このようなインペラによれば、出口においてブレードのチップからハブにわたって流体に生じる負荷を一定にすることができる。即ち、出口におけるチップ側とハブ側との流体の圧力バランスを同時にすることができ、二次流れが生じて、流体の流れが乱されることを防止できる。これにより、インペラの出口から流出する流体に生じる圧力損失を低減して、圧縮効率が低下することを防止できる。
　本発明の他の態様におけるインペラは、前記ブレードのハブの前記羽根角度を第二の羽根角度と定義した場合に、前記入口から前記出口にわたって、前記第一の羽根角度が前記第二の羽根角度以下に形成されていてもよい。
　ここで、ブレードのハブの厚みを大きくすればブレードの強度を向上させることができる。ところが、ハブの厚みが大きくなれば、その分だけ流路面積が減少してしまう。これに対して、上記インペラでは、入口から出口にわたって第二の羽根角度を第一の羽根角度より大きくすることで、流路全域にわたって流路面積を大きくすることができる。したがって、ハブの厚みを比較的大きく設計して強度を確保しながら、流路全域の流路面積を確保することができる。
　本発明の一態様における回転機械は、前記インペラを備える。
　このような回転機械によれば、回転機械として効率を高めて、性能を向上させることができる。
　上記インペラによれば、流体を効率的に流通させて圧縮効率を向上させることができる。
本発明の本実施形態における遠心圧縮機の構造を示す断面図である。 本発明の本実施形態における遠心圧縮機の構造を示す要部断面図である。 本発明の本実施形態におけるインペラのブレードの形状を示す模式図である。 本発明の本実施形態におけるインペラのブレードの羽根角度分布を定義する模式図である。 本発明の本実施形態におけるインペラのブレードの羽根角度の分布である。
　以下、本発明に係る実施形態のインペラを備えた遠心圧縮機について図１から図５を参照して説明する。
　本実施形態における回転機械は遠心圧縮機１０であり、本実施形態では多段圧縮機となっている。図１に示すように、この遠心圧縮機１０は、ケーシング２と、ケーシング２を貫通するように配置された軸線Ｏを中心に延在する回転軸３と、キーを介して回転軸３に一体に回転可能に固定された複数のインペラ１とを備えている。
　ケーシング２は、略円柱状の外郭をなすように形成されたもので、中心を貫くようにして回転軸３を配置している。ケーシング２のうち回転軸３の軸線Ｏの延びる方向である軸線Ｏ方向の両端には、ジャーナル軸受２１が設けられている。ケーシング２の一端には、スラスト軸受２２が設けられている。
　ケーシング２は、軸線Ｏ方向の第一端部側である一方側（図１における紙面左側）の端部には、ガス等の流体Ｆを外部から流入させる吸込口２３が設けられている。ケーシング２は、軸線Ｏ方向の第二端部側である他方側（図１における紙面右側）の端部には、流体Ｆを外部に吐出する吐出口２４が設けられている。ケーシング２は、吸込口２３及び吐出口２４にそれぞれ連通して、縮径及び拡径を繰り返す内部空間が設けられている。この内部空間にはインペラ１が収容される。ケーシング２は、インペラ１を収容した際に、インペラ１同士の間となる位置にインペラ１を流通する流体Ｆを上流側から下流側に流通させるケーシング流路４が形成されている。ケーシング２では、吸込口２３と吐出口２４とはインペラ１及びケーシング流路４を介して連通している。
　回転軸３は、ケーシング２に収容されたインペラ１が外嵌されて、これらと共に軸線Ｏを中心に回転する。この回転軸３はジャーナル軸受２１及びスラスト軸受２２によってケーシング２に対して回転自在に支持されている。回転軸３は、図示しない原動機によって回転駆動される。
　複数のインペラ１は、図２に示すように、ケーシング２の内部に、回転軸３の軸線Ｏの延在する方向である軸線Ｏ方向に間隔を空けて複数配列されて収容されている。
　各々のインペラ１は、流出側に進むにつれて漸次拡径した略円盤状のディスク１１と、ディスク１１の表面から回転軸３の軸線Ｏの一方側に向かって立ち上がるように、ディスク１１に放射状に取り付けられて周方向に並んだ複数のブレード１２とを有している。このインペラ１は、軸線Ｏ方向の一方側からこれら複数のブレード１２を周方向に覆うように取り付けられたカバー１３を有している。インペラ１は、このカバー１３とケーシング２との間に、インペラ１とケーシング２とが接触しないように間隙が形成されている。
　インペラ１には、径方向に流体Ｆが流通するように区切られた空間である流路１４が形成される。この流路１４は、互いに隣り合う一対のブレード１２の二つの面とともに、ブレード１２の軸線Ｏ方向の両側にそれぞれ設けられるディスク１１及びカバー１３の面によって形成される。流路１４は、ブレード１２がディスク１１と一体に回転することで流体Ｆを取り込んで排出する。具体的には、流路１４は、内部を流通する流体Ｆがブレード１２における軸線Ｏ方向の一方側、即ち、径方向内側を流体Ｆの流入する入口として流体Ｆを取り込む。流路１４は、径方向外側を流体Ｆが流出する出口として案内して流体Ｆを排出する。
　ディスク１１は、軸線Ｏ方向の一方側を向く端面が小径とされ、他方側を向く端面が大径とされている。ディスク１１は、これら二つの端面が軸線Ｏ方向の一方側から他方側に向かうにしたがって漸次拡径している。即ち、ディスク１１は、軸線Ｏ方向視で略円盤状をなし、全体として略傘形状をなしている。
　このディスク１１の径方向内側には、ディスク１１を軸線Ｏ方向に貫く貫通孔が形成されている。この貫通孔に回転軸３が挿入されて嵌合されることで、インペラ１が、回転軸３に固定されて一体として回転可能となっている。
　カバー１３は、複数のブレード１２を軸線Ｏ方向の一方側から覆うように、これらブレード１２と一体に設けられた部材である。カバー１３は、軸線Ｏ方向の一方側から他方側に向かうに従って漸次拡径する略傘形状をなしている。即ち、本実施形態ではインペラ１は、カバー１３を有するクローズインペラとなっている。
　ブレード１２は、軸線Ｏを中心としてディスク１１から軸線Ｏ方向の一方側にカバー１３に向かって立ち上がるように、軸線Ｏの周方向、即ち、回転方向Ｒに一定間隔をあけて複数配置されている。ここで、ブレード１２のディスク１１側であり、ディスク１１に接続されている根元端部をハブ１２ｂとして、ブレード１２のカバー１３側である先端部をチップ１２ａとする。図３に示すように、ブレード１２は、ブレード１２のハブ１２ｂとブレード１２のチップ１２ａとで、異なる形状に湾曲している。即ち、ブレード１２は、それぞれディスク１１の径方向内側から外側に向かうにしたがって、回転方向Ｒの後方側に向かって三次元的に湾曲するように形成されている。具体的には、ブレード１２は、チップ１２ａの羽根角度βとハブ１２ｂの羽根角度βとが異なる角度分布を有するように形成されている。そのため、入口から出口に向かうブレード１２の先端部の輪郭ａ１～ａ２と、入口から出口に向かうブレード１２の根元端部の輪郭ｂ１～ｂ２とが異なっている。なお、図３では、カバー１３を省略している。
　羽根角度βとは、ブレード１２の流体Ｆが流入してくる入口（軸線Ｏ方向の一方側）から流体Ｆが流出する出口（軸線Ｏ方向の径方向外側）にかけて、ブレード１２の曲面形状を決定する角度である。具体的には、羽根角度βは、図３及び図４に示すように、チップ１２ａとハブ１２ｂにおいて、ブレード１２の厚み方向の中間を結ぶことで描かれる仮想曲線である中心曲線ＣＬを、軸線Ｏ方向の一方側からディスク１１に投影して投影曲線ＰＬを描くことで導かれる。即ち、この投影曲線ＰＬにおける接線ＴＬと、投影曲線ＰＬと接線ＴＬとの接点Ｔｐと軸線Ｏとを結ぶ直線に対して直交する想像直線ＩＬと、が形成する角度のうち、ディスク１１の回転方向Ｒの後側かつディスク１１の外周側に形成される角度を羽根角度βと定義している。ブレード１２のチップ１２ａの羽根角度βを第一の羽根角度β１と定義し、ブレード１２のハブ１２ｂの羽根角度βを第二の羽根角度β２と定義する。
　この第一の羽根角度β１及び第二の羽根角度β２の分布を示したものが図５である。
　チップ１２ａは、流体Ｆが流入する入口から出口側に向かって第一の羽根角度β１が一定とされたチップ角度一定領域Ａと、チップ角度一定領域Ａの出口側に連続して出口に向かうにしたがって第一の羽根角度β１が漸次大きくなるチップ角度増大領域Ｂとが形成されている。
　チップ角度一定領域Ａは、ブレード１２のチップ１２ａにおける入口からの第一の羽根角度β１の分布領域である。チップ角度一定領域Ａでは、第一の羽根角度β１が所定の角度から変化しない。チップ角度一定領域Ａは、出口側の端点として、第一の羽根角度β１が変化し始めるチップ角度増大領域Ｂとの接続点Ｘを有している。
　チップ角度増大領域Ｂは、ブレード１２のチップ１２ａにおけるチップ角度一定領域Ａから連続する出口までの第一の羽根角度β１の分布領域である。チップ角度増大領域Ｂは、チップ角度一定領域Ａとは異なり、出口側に向かうにしたがって第一の羽根角度β１が徐々に大きくなっている。チップ角度増大領域Ｂは、羽根角度βの変化率である平均勾配が変化する変化点Ｙと、チップ角度一定領域Ａの出口側に連続する第一角度領域Ｂ１と、第一角度領域Ｂ１と変曲点を介して連続する第二角度領域Ｂ２とが形成されている。
　変化点Ｙは、チップ角度増大領域Ｂにおいて、第一の羽根角度β１が出口側に向かって増加していく角度の変化率が変化する点である。変化点Ｙは、第一角度領域Ｂ１の出口側の端点である。
　第一角度領域Ｂ１は、チップ角度一定領域Ａと接続点Ｘを介して連続している。第一の角度領域Ｂ１では、徐々に第一の羽根角度β１が大きくなっている。
　第二角度領域Ｂ２は、第一角度領域Ｂ１と変曲点を介して連続している。第二角度領域Ｂ２では、平均勾配が第一角度領域Ｂ１よりも小さい値となっており、第一角度領域Ｂ１よりも緩やかに第一の羽根角度β１が大きくなっている。
　ハブ１２ｂは、入口から出口側に向かって第二の羽根角度β２が漸次大きくなるハブ角度増大領域Ｃと、第二の羽根角度β２が最大となる極大点Ｚと、ハブ角度増大領域Ｃと極大点Ｚを介して連続し、出口に向かって第二の羽根角度β２が漸次小さくなるハブ角度減少領域Ｄと、が形成されている。
　ハブ角度増大領域Ｃは、ブレード１２のハブ１２ｂにおける入口からの第二の羽根角度β２の分布領域である。ハブ角度増大領域Ｃは、チップ角度一定領域Ａよりも大きく形成されている。即ち、ブレード１２の入口において、第二の羽根角度β２が第一の羽根角度β１よりも大きく形成されている。ハブ角度増大領域Ｃでは、入口から出口側に向かうにしたがって徐々に第二の羽根角度β２が大きくなっている。ハブ角度増大領域Ｃにおける平均勾配は、チップ角度増大領域Ｂよりも大きくなっている。即ち、ハブ角度増大領域Ｃにおける平均勾配は、第一角度領域Ｂ１及び第二角度領域Ｂ２よりも大きく形成されている。
　極大点Ｚは、第二の羽根角度β２が最大となる点である。極大点Ｚは、ハブ１２ｂ角度増大両機の出口側の端点である。極大点Ｚは、変曲点よりもブレード１２において入口側に形成されている。
　ハブ角度減少領域Ｄは、ハブ角度増大領域Ｃと極大点Ｚを介して連続している。ハブ角度減少領域Ｄは、ブレード１２の出口において第一の羽根角度β１と第二の羽根角度β２とが同一となるよう第二の羽根角度β２を極大点Ｚから極大点Ｚから出口に向かうにしたがって徐々に小さくしている。即ち、ブレード１２では、ブレード１２の入口から出口にわたって第一の羽根角度β１が第二の羽根角度β２に対して一致することがあっても上回ることがなく、第一の羽根角度β１が第二の羽根角度β２以下に形成されている。
　各々のインペラ１の間を繋いで流体Ｆが段階的に昇圧されるように上述したケーシング流路４は形成されている。吸込口２３が軸線Ｏ方向の一方側の端部に設けられた最前段のインペラ１の入口に接続されている。各々のインペラ１の出口は、隣接するインペラ１の入口にケーシング流路４を介して接続されている。軸線Ｏ方向の他方側の端部に設けられた最後段のインペラ１の出口は吐出口２４に接続されている。
　ケーシング流路４は、流路１４から流体Ｆが導入されるディフューザ流路４１と、ディフューザ流路４１から流体Ｆが導入されるリターン流路４２とを有している。
　ディフューザ流路４１は、径方向内側が流路１４に連通している。ディフューザ流路４１は、インペラ１によって昇圧された流体Ｆを径方向外側に向かって流通させる。
　リターン流路４２は、一端側がディフューザ流路４１に連通し、他端側がインペラ１の入口に連通するようになっている。このリターン流路４２は、ディフューザ流路４１を通って径方向外側に向かって流れてきた流体Ｆの向きを径方向内側に向くように反転させるコーナ部４３と、径方向外側から径方向内側に向かって延出するストレート部４４とを有している。
　ストレート部４４は、ケーシング２に一体的に取り付けられた隔壁部材の下流側側壁と、ケーシング２に一体的に取り付けられて径方向内側に延伸した延伸部の上流側側壁とで囲まれた流路１４である。ストレート部４４には、回転軸３の軸線Ｏを中心として周方向に等間隔に配置された複数のリターンベーン５２が設けられている。
　次に、上記構成のインペラ１を備えた回転機械である遠心圧縮機１０の作用について説明する。
　上記のような遠心圧縮機１０では、吸込口２３から流入した流体Ｆは、一段目のインペラ１の流路１４、ディフューザ流路４１、リターン流路４２の順に流れた後、二段目のインペラ１の流路１４、ディフューザ流路４１、リターン流路４２という順に流れていく。最後段のインペラ１のディフューザ通路まで流れた流体Ｆは、吐出口２４から外部に流出するようになっている。
　流体Ｆは、前述した順で流れる途中、各インペラ１によって圧縮される。つまり、本実施形態の遠心圧縮機１０では、流体Ｆを複数のインペラ１によって段階的に圧縮し、これによって大きな圧縮比を得るようになっている。
　上記のようなインペラ１によれば、ブレード１２のチップ１２ａにおいて入口にチップ角度一定領域Ａが形成されていることで、ブレード１２のチップ１２ａの入口における第一の羽根角度β１が一定となる。そのため、インペラ１に流入した流体Ｆはチップ１２ａの入口において羽根角度βの変化に伴う不連続な変化を起こさずに、連続的に滑らかに流通させることができる。これにより、入口からインペラ１の流路１４に流入してきた流体Ｆがブレード１２に衝突するときに生じる衝撃波や剥離の発生を低減し、圧力損失を軽減することができる。また、入口にチップ角度一定領域Ａが形成された後に接続点Ｘを介して、チップ角度増大領域Ｂが連続して形成されている。そのため、インペラ１に流入した流体Ｆのうちブレード１２のチップ１２ａ側を流通する流体Ｆを連続的に安定して圧縮することができる。したがって、入口において流体Ｆがインペラ１に流入する際の圧力損失を低減しつつ、効率的に流体Ｆを圧縮することができる。これにより、流体Ｆを効率的に流通させ、インペラ１による圧縮効率を向上させることができる。
　ブレード１２のチップ１２ａに第一角度領域Ｂ１とチップ角度増大領域Ｂが変曲点を介して、出口に第一角度領域Ｂ１よりも平均勾配の小さい第二角度領域Ｂ２が形成されている。そのため、第一の羽根角度β１を徐々に大きくしながらも、出口において第一の羽根角度β１が大きくなりすぎてしまうことを防止できる。即ち、出口側の第一の羽根角度β１が大きくなって、周方向に隣接するブレード１２に向かって流れる低エネルギー流体の流れである二次流れが強くなり、出口に向かって流れる流体Ｆの流れが乱されることを防止できる。これにより、流路１４のブレード１２のチップ１２ａ側に沿って流通する流体Ｆに生じる損失を低減して、圧縮効率が低下することを防止できる。
　ブレード１２のハブ１２ｂに第二の羽根角度β２が徐々に大きくなるハブ角度増大領域Ｃが形成されている。そのため、インペラ１に流入した流体Ｆのうちブレード１２のハブ１２ｂ側に沿って流通する流体Ｆを連続的に安定して圧縮することができる。第二の羽根角度β２が最大となる極大点Ｚを介してハブ角度増大領域Ｃと連続して第二の羽根角度β２が徐々に小さくなるハブ角度減少領域Ｄが形成されている。そのため、出口において第二の羽根角度β２が大きくなりすぎてしまうことを防止できる。即ち、出口側の第二の羽根角度β２が大きくなって、周方向に隣接するブレード１２に向かって流れる低エネルギー流体の流れである二次流れが強くなり、出口に向かって流れる流体Ｆの流れが乱されることを防止できる。これにより、流路１４のブレード１２のハブ１２ｂ側を流通する流体Ｆに生じる損失を低減して、圧縮効率が低下することを防止できる。
　ブレード１２は、ハブ角度増大領域Ｃにおける平均勾配が、チップ角度増大領域Ｂよりも大きく形成されている。そのため、ブレード１２においてチップ１２ａの方がハブ１２ｂよりも形状の変化を緩やかに形成することができる。したがって、ブレード１２におけるチップ１２ａ側に沿って流通する流体Ｆがブレード１２に衝突する際に生じる損失を低減して、チップ１２ａ側とハブ１２ｂ側とにおける流体Ｆの損失の差を低減できる。これにより、チップ１２ａ側とハブ１２ｂ側とで流体Ｆの圧力バランスが崩れて二次流れがハブ１２ｂからチップ１２ａに向かって生じて、流体Ｆの流れが乱されることを防止できる。これにより、インペラ１の流路１４を流通する流体Ｆに生じる損失を低減して、圧縮効率が低下することを防止できる。
　ブレード１２は、極大点Ｚが変曲点よりもブレード１２において入口側に形成されている。そのため、隣接するブレード１２によって形成される流路１４が一度狭められてしまうことを防止できる。即ち、羽根角度βが大きくなると、ブレード１２の形状が流路１４を広げる方向に変化するため、流体Ｆが流通する流路１４が大きくなる。したがって、極大点Ｚが変曲点よりも出口側に形成されると、変曲点を過ぎても極大点Ｚまでは十分に流路１４を狭めることができず、極大点Ｚを過ぎてから急速に流路１４を狭めることになってしまう。一方、極大点Ｚが変曲点よりも入口側に形成されると、出口に向かって連続して滑らかに流路１４を狭めることができなくなる。これにより、流体Ｆを円滑に流通させて効率的に圧縮することができる。これにより、流体Ｆを効率的に流通させ、インペラ１による圧縮効率を向上させることができる。
　ここで、ブレード１２のハブ１２ｂの厚みを大きくすればブレード１２の強度を向上させることができる。ところが、ハブ１２ｂの厚みが大きくなればその分だけ流路１４の面積を減少させてしまう。これに対して、インペラ１のブレード１２は、入口において第一の羽根角度β１よりも第二の羽根角度β２が大きく形成されている。そのため、入口における流路１４の面積を大きくすることができる。したがって、ハブ１２ｂの厚みを比較的大きく設計して強度を確保しながら、流路１４の入口側の面積を確保することができる。
　ブレード１２は、ブレード１２の出口において第一の羽根角度β１と第二の羽根角度β２とが同一となるよう形成されている。そのため、出口においてブレード１２のチップ１２ａからハブ１２ｂにわたって流体Ｆに生じる負荷を一定にすることができる。即ち、出口におけるチップ１２ａ側とハブ１２ｂ側との流体Ｆの圧力バランスを同時にすることができ、二次流れが生じて、流体Ｆの流れが乱されることを防止できる。これにより、インペラ１の出口から流出する流体Ｆに生じる圧力損失を低減して、圧縮効率が低下することを防止できる。
　インペラ１のブレード１２では、ブレード１２の入口から出口にわたって第二の羽根角度β２が第一の羽根角度β１より大きく形成されている。そのため、入口から出口まで流路１４の全域にわたって流路１４の面積を大きくすることができる。したがって、ハブ１２ｂの厚みを比較的大きく設計して強度を確保しながら、流路１４の全域にわたって流路１４の面積を確保することができる。
　上記のようなインペラ１を備える回転機械によれば、流体Ｆを効率的に流通させ、圧縮効率を向上させたインペラ１を用いることができる。そのため、回転機械としての効率を高めて、性能を向上させることができる。
　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、各実施形態における各構成及びそれらの組み合わせ等は一例であり、本発明の趣旨から逸脱しない範囲内で、構成の付加、省略、置換、およびその他の変更が可能である。また、本発明は実施形態によって限定されることはなく、クレームの範囲によってのみ限定される。
　なお、本実施形態では、回転機械を遠心圧縮機１０としてインペラ１に使用されるブレード１２について説明したが、これに限定されるものではなく、例えば、水車やガスタービンのインペラ１等に用いてもよい。
　また、本実施形態では、カバー１３を備えるクローズインペラを例に説明したが、ブレード１２のチップ１２ａ側がケーシング２のシュラウド面により覆われる、いわゆるオープン型のインペラ１（オープンインペラ）に適用してもよい。
Ｆ            流体
Ｒ            回転方向
１０          遠心圧縮機
２            ケーシング
２１          ジャーナル軸受
２２          スラスト軸受
２３          吸込口
２４          吐出口
３            回転軸
１            インペラ
１１          ディスク
１２          ブレード
１２ａ        チップ
Ａ            チップ角度一定領域
Ｘ            接続点
Ｂ            チップ角度増大領域
Ｙ            変化点
Ｂ１          第一角度領域
Ｂ２          第二角度領域
１２ｂ        ハブ
Ｃ            ハブ角度増大領域
Ｚ            極大点
Ｄ            ハブ角度減少領域
ＣＬ          中心曲線
ＰＬ          投影曲線
ＴＬ          接線
Ｔｐ          接点
ＩＬ          想像直線
β            羽根角度
β１          第一の羽根角度
β２          第二の羽根角度
１３          カバー
１４          流路
４            ケーシング流路
５１          ディフューザベーン
５２          リターンベーン
４１          ディフューザ流路
４２          リターン流路
４３          コーナ部
４４          ストレート部

Claims (10)

  1. 　軸線を中心に回転するディスクと、
    　該ディスクに周方向に間隔をあけて複数設けられて、前記ディスクと一体に回転することで前記軸線の延びる軸線方向から流入する流体を前記軸線の径方向外側に案内するブレードとを備え、
    　前記ブレードの厚さの中心曲線を前記軸線方向から前記ディスクに投影した投影曲線における接線と、前記投影曲線と前記接線との接点と前記軸線を結ぶ直線に対して直交する想像直線とがなす角度のうち、前記ディスクの回転方向の後側かつ外周側に形成される角を羽根角度と定義し、
    　前記ブレードのチップの前記羽根角度を第一の羽根角度と定義した場合に、
    　前記チップが、
    　前記流体が流入する入口から前記流体が流出する出口側に向かって前記第一の羽根角度が一定とされたチップ角度一定領域と、
    　該チップ角度一定領域の前記出口側に連続し、前記出口に向かうにしたがって前記第一の羽根角度が漸次大きくなるチップ角度増大領域と、
    　を有することを特徴とするインペラ。
  2. 　前記チップ角度増大領域は、前記チップ角度一定領域の前記出口側に連続する第一角度領域と、
    　前記第一角度領域の前記出口側に変曲点を介して連続し、前記羽根角度の変化率である平均勾配が前記第一角度領域よりも小さい第二角度領域と、
    　が形成されていることを特徴とする請求項１に記載のインペラ。
  3. 　前記ブレードのハブの前記羽根角度を第二の羽根角度と定義した場合に、
    　前記ハブが、
    　前記入口から前記出口側に向かって前記第二の羽根角度が漸次大きくなるハブ角度増大領域と、
    　前記ハブ角度増大領域の前記出口側に前記第二の羽根角度が最大となる極大点を介して連続し、前記出口に向かって前記第二の羽根角度が漸次小さくなるハブ角度減少領域と、
    　を有することを特徴する請求項２に記載のインペラ。
  4. 　前記ハブ角度増大領域が、前記チップ角度増大領域よりも前記羽根角度の変化率である平均勾配が大きく形成されていることを特徴とする請求項３に記載のインペラ。
  5. 　前記極大点が、前記変曲点よりも前記入口側に形成されていることを特徴とする請求項４に記載のインペラ。
  6. 　前記ブレードのハブの前記羽根角度を第二の羽根角度と定義した場合に、
    　前記ハブが、
    　前記入口から前記出口側に向かって前記第二の羽根角度が漸次大きくなるハブ角度増大領域と、
    　前記ハブ角度増大領域の前記出口側に前記第二の羽根角度が最大となる極大点を介して連続し、前記出口に向かって前記第二の羽根角度が漸次小さくなるハブ角度減少領域と、
    　を有することを特徴する請求項１に記載のインペラ。
  7. 　前記ブレードのハブの前記羽根角度を第二の羽根角度と定義した場合に、
    　前記ブレードの前記入口における前記第二の羽根角度が、前記ブレードの前記入口における前記第一の羽根角度よりも大きく形成されていることを特徴とする請求項１から請求項６のいずれか一項に記載のインペラ。
  8. 　前記ブレードのハブの前記羽根角度を第二の羽根角度と定義した場合に、
    　前記ブレードの前記出口における前記第二の羽根角度と、前記ブレードの前記出口における前記第一の羽根角度とが同一に形成されていることを特徴とする請求項１から請求項７のいずれか一項に記載のインペラ。
  9. 　前記ブレードのハブの前記羽根角度を第二の羽根角度と定義した場合に、
    　前記入口から前記出口にわたって、前記第一の羽根角度が前記第二の羽根角度以下に形成されていることを特徴とする請求項１から請求項８のいずれか一項に記載のインペラ。
  10. 　請求項１から請求項９のいずれか一項に記載のインペラを備えることを特徴とする回転機械。
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