WO2015107718A1 - インペラ及びそれを備えた回転機械 - Google Patents

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亮祐 齋藤
真治 岩本
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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 an impeller and a rotary machine equipped with the same, and more particularly to a method for achieving both high lift and high efficiency.
  • Priority is claimed on Japanese Patent Application No. 2014-004489, filed January 14, 2014, the content of which is incorporated herein by reference.
  • a rotary machine such as a centrifugal compressor includes an impeller provided inside a casing so as to be rotatable relative to the casing. Then, the fluid taken in from the outside of the casing is rotated by the impeller and pressurized outward of the flow path in the impeller and discharged.
  • a centrifugal compressor or the like in order to improve the performance, optimization of the shape of the blade provided on the impeller is achieved.
  • the present invention provides an impeller capable of achieving both high lift and high efficiency and a rotary machine equipped with the same.
  • the impeller according to the first aspect of the present invention includes a disk and a plurality of blades, and a flow path is formed between the blades, and the rotation of the disk causes the blade to move radially outward from the center of rotation.
  • a fluid is delivered, and a tangent of a projection curve obtained by projecting a central curve of the thickness of the blade onto the disk from the axial direction of the rotation axis is an imaginary straight line orthogonal to a straight line connecting the contact point of the projection curve and the tangent and the axis
  • the blade angle of the blade is a predetermined gradual increase region and a gradual decrease region outward from the center.
  • a partial tapering region smaller than the blade angle increment of the tapering region is provided on the center side of the inflection region between the tapering region and the tapering region.
  • the disc is supported by the rotation axis and rotates around the axis of the rotation axis.
  • the plurality of blades are provided substantially radially on the disk.
  • a partial gradual increase area may be provided between the partial gradual decrease area and the gradual decrease area.
  • the partial decreasing region may be formed in a range of 20% or more and 50% or less.
  • the blade angle of the blade may be the blade angle on the hub side of the blade.
  • a rotary machine is supported by a rotation axis extending along an axis and the rotation axis, rotates around the axis with the rotation axis, and rotates from the center of rotation by rotation.
  • the above-described impeller for delivering the fluid outward.
  • the rotary machine according to 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 arranged to penetrate the casing 2, and a rotary shaft 3 via a key.
  • a plurality of impellers 1 rotatably fixed are mainly provided.
  • the casing 2 is formed to have a substantially cylindrical outer shell.
  • a rotating shaft 3 is disposed so as to penetrate the center of the casing 2.
  • 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 rotation shaft 3 extends, and thrust bearings 22 are provided at one end.
  • a suction port 23 is provided to allow the fluid F such as gas to flow from the outside.
  • a discharge port 24 for discharging the fluid F to the outside is provided at an end of the other side of the casing 2 (right side in the drawing of FIG. 1).
  • the casing 2 is provided with an internal space that is in communication with the suction port 23 and the discharge port 24 to repeat the diameter reduction and the diameter expansion.
  • the impeller 1 is accommodated in this internal space.
  • a casing flow passage 4 is formed at a position between the impellers 1 when the impellers 1 are accommodated, for flowing the fluid F flowing through the impellers 1 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 and 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.
  • a gap is defined between the cover 13 and the casing 2 so that the impeller 1 and the casing 2 do not contact with each other.
  • a flow path 14 is defined which is a space defined to allow the fluid F to flow in the radial direction.
  • the flow path 14 is defined 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.
  • the flow path 14 takes in the fluid F as an inlet into which the fluid F flowing in the inside flows in one side of the blade 12 in the direction of the axis O, that is, the radially inner side.
  • the fluid F is discharged by guiding the fluid F radially outward as an outlet from which the fluid F flows out.
  • 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 direction of the axis O. 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 is formed which penetrates the disk 11 in the direction of the axis O.
  • 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 can rotate integrally with the rotary shaft 3.
  • 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 disk 11 side and connected to the disk 11 is referred to as a hub 12 b
  • the tip on the cover 13 side (shroud side) of the blade 12 is referred to as a tip 12 a.
  • the blades 12 are formed so as to curve in three dimensions toward the rear side in the rotational direction R, respectively, from the radially inner side to the outer side of the disk 11.
  • the cover 13 is omitted.
  • 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 FIGS. 3 and 4, the blade angle ⁇ is a central 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 on the shroud side and the hub 12 b. Is projected onto the disk 11 from one side in the direction of the axis O and is drawn by 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 hub 12 b of the blade 12 is defined as a blade angle ⁇ .
  • the distribution of the blade angle ⁇ of the hub 12b of the blade 12 is shown in FIG.
  • the hub 12b of the blade 12 has a gradual increase region A in which the blade angle ⁇ gradually increases from the inlet side (the front edge of the blade 12) to the outlet side (the rear edge of the blade 12) A gradually decreasing region B in which the angle ⁇ gradually decreases is formed.
  • a partial gradual decrease area C with a decrease smaller than the blade angle increase of the gradual increase area A is formed.
  • a partial gradual increase region D in which the blade angle ⁇ gradually increases toward the outlet side is formed between the partial gradual decrease region C and the gradual decrease region B.
  • Hub 12b of the blade 12 has a first maximum point position P 1 where the blade angle ⁇ is maximum, and the minimum point position P 2 where the blade angle ⁇ is minimum, the position P 3 where the blade angle ⁇ is maximum A second maximum point is provided in order from the inlet side to the outlet side.
  • the flow direction position of the front edge portion which is the inlet side into which fluid flows in, is 0%
  • the flow direction position of the trailing edge portion which is the outlet side in which fluid flows out, 100%.
  • the partial decreasing region C is formed in a range of 20% or more and 50% or less.
  • the casing flow path 4 described above is formed so as to connect the respective impellers 1 and to pressure the fluid F stepwise.
  • the suction port 23 is connected to the inlet of the frontmost impeller 1 provided at the end on one side in the direction of the axis O, and the outlet of each impeller 1 is connected to the inlet of the adjacent impeller 1 via the casing channel 4 It is done. Further, the outlet of the last stage impeller 1 provided at the other end of the direction of the axis O is connected to the discharge port 24.
  • the casing flow channel 4 has a diffuser flow channel 41 into which the fluid F is introduced from the flow channel 14 and a return flow channel 42 into which the fluid F is introduced from the diffuser flow channel 41.
  • the diffuser flow passage 41 communicates with the flow passage 14 on the radially inner side, and circulates the fluid F pressurized by the impeller 1 outward in the radial direction.
  • the return passage 42 has a corner portion 43 that reverses the direction of the fluid F that has flowed radially outward through the diffuser passage 41 so as to point radially inward, and radially inward from radially outward And a straight portion 44 extending toward the end.
  • the straight portion 44 is a flow surrounded by the downstream side wall of the partition member integrally attached to the casing 2 and the upstream side wall of the extension portion integrally attached to the casing 2 and extended radially inward. It is the road 14.
  • the straight portion 44 is also provided with a plurality of return vanes 52 arranged at equal intervals in the circumferential direction around the axis O of the rotation 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 blade angle from the inlet to the outlet of the impeller is formed focusing on the flow passage area between the blades. For this reason, there was a limit to the compression of the fluid, and it was difficult to obtain a higher lift. That is, in the case of using a conventional impeller, secondary flow is likely to occur if the compression of the fluid is increased to increase the lift. Interference between the secondary flow and the main flow results in energy loss, which adversely affects the efficiency and pressure rise. In the case of the conventional impeller, although it is conceivable to lower the pressure applied to the fluid in order to increase the efficiency, it is not possible to obtain a high lift. Thus, in the case of using a conventional impeller, it is difficult to achieve high lift and high efficiency at a sufficiently high level.
  • the hub 12b of the blade 12 of the present embodiment has a blade angle ⁇ having a predetermined gradual increase area A and a gradual decrease area B from the center outward, and the variation between the gradual increase area A and the gradual reduction area B A partial taper region C smaller than the blade angle increment of the taper region A is provided on the center side of the curved region.
  • the blade angle reduction amount of the partial gradual reduction region C is made smaller than the blade angle increase amount of the gradual increase region A. For this reason, it is possible to reduce the change in angle between the partial gradual reduction area C and the subsequent area.
  • a partial gradual increase region D is formed between the partial gradual decrease region C and the gradual decrease region B. Therefore, it is possible to connect the partial gradual reduction area C and the gradual reduction area B more smoothly. This makes it possible to reduce the winding up of the secondary flow more significantly. Therefore, energy loss due to interference between the secondary flow and the main flow can be reduced more significantly.
  • the hub 12b of the blade 12 is a partial where the flow direction position of the inlet edge on the inlet side where the fluid flows is 0% and the flow direction position of the outlet edge on the outlet side where the fluid flows out is 100%.
  • the gradual decrease area C is formed in the range of 20% or more and 50% or less. Therefore, the partial taper region C can be more appropriately arranged at a position where the secondary flow starts to roll up. As a result, compared to the case where the position of the partial gradual decrease area C is not considered, it is possible to more reliably suppress the winding-up tendency of the secondary flow.
  • the blade 12 can increase the load given to the fluid even on the side of the hub 12b in consideration of the blade angle ⁇ of the hub 12b, so that it is possible to gain a further high lift. That is, when the partial gradual reduction region C is not taken into consideration, when a high load is applied to the fluid on the hub side of the blade, the secondary flow from the hub side to the shroud side of the blade is more likely to wind up. Because it is difficult to increase the load on the fluid, it is difficult to gain an even higher lift.
  • the blade 12 is provided with the partial gradual reduction region C in consideration of the blade angle ⁇ of the hub 12b, so high load is given to the fluid even on the hub 12b side of the blade 12
  • the winding up tendency of the secondary flow can be significantly suppressed in the partial decreasing region C. For this reason, since a higher load can be applied to the fluid also on the hub 12 b side of the blade 12, a higher lift can be achieved.
  • the impeller 1 relieves the secondary flow from the hub 12 b side to the shroud side of the blade 12 while giving high load to the fluid on the hub 12 b side of the blade 12 and raising the head.
  • the load distribution is given. That is, while the distribution of blade angles ⁇ on the hub side of the blade as shown in FIG. 5 is approximately the same as the blade angles on the shroud side at the front edge, two maximum points and one minimum point are provided. ing. More specifically, in FIG. 5, at position P 0 , the inlet load is reduced to reduce the loss. In FIG. 5, the position P 1, by providing the first local maximum point, thereby increasing the load in the forward flow direction. In FIG. 5, at the position P 2, usually considered to begin occurs curling of secondary flow.
  • the minimum point is provided at a position P 2 where the winding up of the secondary flow begins to occur. That is, the position P 2 is set to a low load, it is effectively prevented from occurring that curling of the secondary flow.
  • Position P 2 of the minimum point is from the inlet (leading edge of the blade) in the range of 20% to 50%. Further, between a position P 1 and the position P 2, the flow channel area is maximized.
  • the position P 3 remembering the second maximum point, even in the middle of the flow direction, and remembering load fluid.
  • the position P 4 which reduces the load so outlet satisfies the structural constraints.
  • the shroud side of the blade 12 an aft load, that is, by gradually reducing the blade angle and raising the load in order to give the load aft in the flow direction, the secondary flow from the shroud pressure surface to the suction surface It is also possible to ease the movement. It is also possible to smooth the flow change on the shroud side of the blade 12.
  • maximum points are provided at the positions P 1 and P 3 and a minimum point is provided at the position P 2 to make the flow change steep. It can be made smaller.
  • this embodiment can realize an impeller 1 with high lift and high efficiency.
  • the impeller 1 capable of achieving both high efficiency and high lift is provided, it is possible to further enhance the efficiency as a rotary machine and to increase the lift. It is possible to gain more money.
  • the blade 12 used for the impeller 1 of the centrifugal compressor 10 has been described as a rotary machine, the present invention is not limited thereto.
  • an impeller of a mixed flow compressor, an impeller of a water turbine or a gas turbine the blade 12 may be used.
  • 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.

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Abstract

 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たブレード(12)と、を備え、ブレード(12)の厚さの中心曲線を軸線(O)方向からディスク(11)に投影した投影曲線(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)を結ぶ直線に対して直交する想像直線(IL)とがなす角度のうち、ディスク(11)の回転方向の後側かつ外周側に形成される角度を羽根角度(β)と定義した場合に、ブレード(12)の羽根角度(β)は、中心から外方へ向かって所定の漸増領域と漸減領域とを有し、かつ漸増領域と漸減領域との変曲領域の中心側に、前記漸増領域の羽根角度増加量よりも小さな部分漸減領域が設けられているインペラ(1)。

Description

インペラ及びそれを備えた回転機械
 本発明はインペラ及びそれを備えた回転機械、特にその高揚程化と高効率化との両立手法に関する。
 本願は、2014年1月14日に出願された特願2014-004489号に基づき優先権を主張し、その内容をここに援用する。
 遠心圧縮機などの回転機械は、ケーシングの内部にケーシングとの間で相対回転自在に設けられたインペラを備えている。そして、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に開示されている。特許文献1の遠心圧縮機では、ブレード間の流路面積に着目して、ブレードの羽根角度の分布が規定されている。
特開2009-57959号公報
 ところで、遠心圧縮機などの回転機械には、高揚程化と共に高効率化が求められている。
 特許文献1の回転機械でも、高揚程化と高効率化とを満足のゆくレベルで両立するのは困難である。従来は、これを解決することのできる適切な技術も存在しなかった。
 本発明は、高揚程化と高効率化とを両立することのできるインペラ及びそれを備えた回転機械を提供する。
 本発明者がインペラの高性能化について鋭意検討した結果、従来、特許文献1のようにブレード間の流路面積に着目して羽根角度を形成していたが、高揚程化と高効率化とを両立するためには、二次流れの抑制に着目して羽根角度を形成することが有効であることを見出し、本発明を完成するに至った。
 即ち、本発明の第一の態様に係るインペラは、ディスクと、複数のブレードと、を備え、ブレード間に流路が形成され、ディスクの回転によってブレードに沿って回転中心から径方向外方へ流体を送り出し、ブレードの厚さの中心曲線を回転軸の軸線方向からディスクに投影した投影曲線における接線と、投影曲線と接線との接点と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、ディスクの回転方向の後側かつ外周側に形成される角度をブレードの羽根角度と定義した場合、ブレードの羽根角度は、中心から外方へ向かって所定の漸増領域と漸減領域とを有し、かつ漸増領域と漸減領域との変曲領域の中心側に、漸増領域の羽根角度増加量よりも小さな部分漸減領域を設けられている。
 ディスクは、回転軸に支持され、回転軸の軸線を中心に回転する。
 複数のブレードは、ディスク上に略放射状に設けられたものとする。
 このようなインペラでは、高揚程を得るために漸増領域で流体に高負荷を段階的に与えても、その途中の部分漸減領域で負荷を一旦緩和することが可能となる。これにより、負荷を高めながら、二次流れの巻き上がり傾向を大幅に抑制することができる。このため、二次流れと主流とが干渉することによるエネルギー損失を、大幅に低減することが可能となる。
 しかも、部分漸減領域の羽根角度減少量を、漸増領域の羽根角度増加量よりも小さくすることにより、部分漸減領域と後続の領域との角度変化を小さくすることができる。これにより、部分漸減領域の減少量を漸増領域の羽根角度増加量よりも大きくした場合に比較し、二次流れの巻き上がり傾向を大幅に抑制することが可能となる。このため、二次流れと主流とが干渉することによるエネルギー損失を、より大幅に低減することが可能となる。
 上記のインペラにおいて、部分漸減領域と漸減領域との間に、部分漸増領域を設けてもよい。
 このようなインペラでは、前述したように部分漸減領域と漸減領域との間に、部分漸増領域を設けることにより、部分漸減領域と漸減領域とをより滑らかに接続することが可能となる。これにより、二次流れの巻き上がりを、より大幅に低減することが可能となる。このため、二次流れと主流とが干渉することによるエネルギー損失を、より大幅に低減することが可能となる。
 上記のインペラにおいて、前記ブレードは、流体が流入する入口側である前縁部の流れ方向位置を0%とし且つ流体が流出する出口側である後縁部の流れ方向位置を100%とした場合、前記部分漸減領域が、20%以上、50%以下の範囲内に形成されていてもよい。
 このようなインペラでは、二次流れの巻き上がりが起き始める位置に、部分漸減領域を、より適切に配置することが可能となる。このため、部分漸減領域の配置位置が考慮されていない場合に比較し、より確実に、二次流れの巻き上がり傾向を抑制することが可能となる。
 上記のインペラにおいては、ブレードの羽根角度が、ブレードのハブ側の羽根角度であってもよい。
 このようなインペラでは、前述したようにブレードの羽根角度をブレードのハブ側の羽根角度とすることにより、ブレードのハブ側でも流体に高負荷を与えることが可能となるので、更なる高揚程をかせぐことができる。
 即ち、部分漸減領域が考慮されていない場合、ブレードのハブ側で流体に高負荷を与えると、ブレードのハブ側からシュラウド側に向かう二次流れの巻き上がり傾向が強くなるので、更なる高揚程化は困難であった。
 これに対し、上記のインペラには部分漸減領域を設けたので、ブレードのハブ側でも流体に高負荷を与えながら、部分漸減領域で二次流れの巻き上がり傾向を大幅に抑制することができる。これにより、より高い揚程をかせぐことが可能となる。
 また、本発明の第二の態様に係る回転機械は、軸線に沿って延びる回転軸と、前記回転軸に支持され、該回転軸とともに前記軸線を中心に回転し、回転によって回転中心から径方向外方へ流体を送り出す上記のインペラと、を備えている。
 上記の回転機械は、上記のインペラを備えるので、回転機械として効率を高めると共に、揚程を高めることが可能となる。
 上記のインペラ及びそれを備えた回転装置によれば、極めて困難であった、高揚程化と高効率化との両立を図ることができる。
本発明の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。 本発明の実施形態におけるインペラのブレードの羽根角度を定義する模式図である。 本発明の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。
 本発明において特徴的なことは、高揚程化と高効率化とを両立することのできるインペラを備えたことにある。
 以下、本発明の一実施形態に係る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。
 本実施形態にかか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、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、を主に備えている。
 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ある。ケーシング2の中心を貫くようにして回転軸3が配置されている。ケーシング2における回転軸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、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の軸線O方向の一方側(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の他方側(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には、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。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。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。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おり、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。このカバー13とケーシング2との間には、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画成されている。
 インペラ1には、径方向に流体Fが流通するように画成された空間である流路14が画成されている。この流路14は、互いに隣り合う一対のブレード12の二つの面と共に、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の面によって画成されている。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、そして、流路14は、径方向外側を流体Fが流出する出口として流体Fを案内して流体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。そして、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。
 また、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、回転軸3と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、ブレード12のカバー13側(シュラウド側)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、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。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、シュラウド側のチップ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。本実施形態においては、ブレード12のハブ12bの羽根角度を羽根角度βと定義する。
 そして、このブレード12のハブ12bの羽根角度βの分布を示したものが図5である。
 ブレード12のハブ12bには、入口側(ブレード12の前縁部)から出口側(ブレード12の後縁部)に向かって羽根角度βが漸次大きくなる漸増領域Aと、出口側に向かって羽根角度βが漸次小さくなる漸減領域Bと、が形成されている。
 ブレードのハブ12bは、漸増領域Aと漸減領域Bとの変曲領域の中心側に、漸増領域Aの羽根角度増加量よりも小さな減少量の部分漸減領域Cが形成されている。
 ブレード12のハブ12bには、部分漸減領域Cと漸減領域Bとの間に、出口側に向かって羽根角度βが漸次大きくなる部分漸増領域Dが形成されている。
 ブレード12のハブ12bは、羽根角度βが最大となる位置Pの第一極大点と、羽根角度βが最小となる位置Pの極小点と、羽根角度βが最大となる位置Pの第二極大点と、を入口側から出口側へ順に有している。
 ブレード12のハブ12bには、流体が流入する入口側である前縁部の流れ方向位置を0%とし、且つ流体が流出する出口側である後縁部の流れ方向位置を100%とした場合、部分漸減領域Cが、20%以上、50%以下の範囲内に形成されている。
 また、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、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。また、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。
 そして、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、径方向内方側で流路14に連通しており、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。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、径方向外方から径方向内方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方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。また、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、大きな圧縮比を得るようになっている。
 ここで、従来のインペラでは、ブレード間の流路面積に着目してインペラの入口から出口までの羽根角度を形成していた。このため、流体の圧縮には限界があり、より高い揚程をかせぐのは困難であった。即ち、従来のインペラを用いた場合では、揚程をかせぐために流体の圧縮を高めると、二次流れが発生しやすくなる。二次流れと主流れとが干渉すると、エネルギー損失となり、効率、圧力上昇に悪影響を及ぼす。
 従来のインペラでは、効率を上げるために流体に与える圧力を下げることも考えられるが、高い揚程をかせぐことができない。
 このように従来のインペラを用いた場合では、高揚程化と高効率化とを満足のゆく高いレベルで実現するのは困難である。
 これに対し、本実施形態においては、高揚程化と高効率化とをより高いレベルで実現するため、二次流れの抑制に着目し、ブレードのハブ側でも流体に高負荷を与えて揚程をかせぎつつ、ハブ側からシュラウド側に向かう二次流れを緩和するような負荷分布を与えている。
 このため本実施形態のブレード12のハブ12bは、羽根角度βが、中心から外方へ向かって所定の漸増領域Aと漸減領域Bとを有し、かつ漸増領域Aと漸減領域Bとの変曲領域の中心側に、漸増領域Aの羽根角度増加量よりも小さな部分漸減領域Cを設けている。このため高い揚程を得るために漸増領域Aで次第に負荷を高めても、その途中である部分漸減領域Cで負荷を一旦緩和することが可能となる。これにより、流体に与える負荷を高めながら、二次流れの巻き上がり傾向を良好に抑制することができる。このため、二次流れと主流とが干渉することによるエネルギー損失を、大幅に低減することができる。
 しかも、部分漸減領域Cの羽根角度減少量を、漸増領域Aの羽根角度増加量よりも小さくしている。このため、部分漸減領域Cと後続の領域との角度変化を小さくすることができる。これにより、部分漸減領域Cの減少量を漸増領域の羽根角度増加量よりも大きくした場合に比較し、二次流れの巻き上がり傾向を大幅に抑制することが可能となる。このため、二次流れと主流とが干渉することによるエネルギー損失を、より大幅に低減することができる。
 また、ブレード12のハブ12bには、部分漸減領域Cと漸減領域Bとの間に、部分漸増領域Dが形成されている。そのため部分漸減領域Cと漸減領域Bとを、より滑らかに接続することが可能となる。これにより、二次流れの巻き上がりを、より大幅に低減することが可能となる。このため、二次流れと主流とが干渉することによるエネルギー損失を、より大幅に低減することができる。
 また、ブレード12のハブ12bは、流体が流入する入口側の前縁部の流れ方向位置を0%とし且つ流体が流出する出口側の後縁部の流れ方向位置を100%とした場合、部分漸減領域Cが、20%以上、50%以下の範囲内に形成されている。そのため二次流れの巻き上がりが生じ始める位置に、部分漸減領域Cをより適切に配置することができる。この結果、部分漸減領域Cの位置が考慮されていない場合に比較し、より確実に、二次流れの巻き上がり傾向を抑制することが可能となる。
 ブレード12ではハブ12bの羽根角度βを考慮し、ハブ12b側でも流体に与える負荷を高めることができるので、更なる高揚程をかせぐことができる。
 即ち、部分漸減領域Cが考慮されていない場合、ブレードのハブ側で流体に高負荷を与えると、ブレードのハブ側からシュラウド側に向かう二次流れの巻き上がり傾向が強くなり、ブレードのハブ側で流体に対する負荷を高めるのは困難になるので、更なる高揚程をかせぐことが難しい。
 これに対し、本実施形態にかかるインペラ1では、ブレード12には、ハブ12bの羽根角度βを考慮して部分漸減領域Cを設けたので、ブレード12のハブ12b側でも流体に高負荷を与えながら、部分漸減領域Cで二次流れの巻き上がり傾向を大幅に抑制することができる。このため、ブレード12のハブ12b側でも流体に対しより高負荷を与えることができるので、より高い揚程をかせぐことができる。
 以上のように本実施形態のインペラ1は、ブレード12のハブ12b側でも流体に高負荷を与えて揚程をかせぎつつ、ブレード12のハブ12b側からシュラウド側に向かう二次流れを緩和するような負荷分布を与えている。即ち、図5に示されるようなブレードのハブ側の羽根角度βの分布を、前縁部でシュラウド側の羽根角度と同程度としつつ、極大点を2か所、極小点を1か所設けている。
 より具体的には、図5中、位置Pでは、入口負荷を小さくして損失を低減している。
 図5中、位置Pでは、第一極大点を設けることで、流れ方向の前方でも負荷を高めている。
 図5中、位置Pにおいて、通常は二次流れの巻き上がりが起き始まると考えられる。
 そこで、本実施形態においては、この二次流れの巻き上がりが起き始まる位置Pに極小点を設けている。つまり位置Pを低負荷とし、二次流れの巻き上がりが起きるのを効率的に抑制している。
 極小点の位置Pは、入口(ブレードの前縁部)から20%~50%の範囲内にある。
 また、位置Pと位置Pとの間で、流路面積が最大となる。
 図5中、位置Pでは、第二極大点をもたせ、流れ方向の中央でも、流体に負荷をもたせている。
 図5中、位置Pでは、出口が構造的制約を満足するように負荷を小さくしている。
 また、ブレード12のシュラウド側をアフトロードとすることにより、つまり流れ方向の後方に負荷をもたせるために羽根角度を次第に小さくして負荷を上げることにより、二次流れのシュラウド圧力面から負圧面への移動を緩和することも可能となる。
 ブレード12のシュラウド側の流れ変化をスムーズにすることも可能となる。
 ブレード12のハブ側の羽根角度βの分布において位置P、Pに極大点を設け、位置Pに極小点を設けることにより、流れ変化が急となる部分があるものの、その影響を極力小さくするようにすることができる。
 したがって、本実施形態は、高揚程かつ高効率なインペラ1を実現することができる。
 さらに、本実施形態にかかるインペラ1を備えた回転機械によれば、高効率化と高揚程化とを両立することができるインペラ1を備えるので、回転機械として、効率をより高めるとともに、揚程をよりかせぐことが可能となる。
 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。
 本実施形態では、回転機械として遠心圧縮機10のインペラ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、斜流圧縮機のインペラ、水車やガスタービンのインペラ等にブレード12を用いてもよい。
 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。
 上記のインペラ及び回転機械によると、高揚程化と高効率化との両立を図ることができる。
 O  軸線
 F  流体
 R  回転方向
 1  インペラ
 3  回転軸
 10  遠心圧縮機
 11  ディスク
 12  ブレード
 12b  ハブ
 A  漸増領域
 B  漸減領域
 C  部分漸減領域
 D  部分漸増領域
 P  第一極大点の位置
 P  極小点の位置
 P  第二極大点の位置
 CL  中心曲線
 PL  投影曲線
 TL  接線
 Tp  接点
 IL  想像直線
 β  ハブ側の羽根角度

Claims (5)

  1.  回転軸に支持され、前記回転軸の軸線を中心に回転するディスクと、
     前記ディスクに略放射状に設けられた複数のブレードと、
     を備え、
     前記ブレード間に流路が形成され、前記ディスクの回転によって前記ブレードに沿って回転中心から径方向外方へ流体を送り出し、
     前記ブレードの厚さの中心曲線を前記回転軸の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度をブレードの羽根角度と定義した場合、
     前記ブレードの羽根角度は、中心から外方へ向かって所定の漸増領域と漸減領域とを有し、かつ
     前記漸増領域と前記漸減領域との変曲領域の中心側に、前記漸増領域の羽根角度増加量よりも小さな減少量の部分漸減領域が設けられているインペラ。
  2.  前記ブレードの羽根角度が、前記ブレードのハブ側の羽根角度である請求項1に記載のインペラ。
  3.  前記部分漸減領域と前記漸減領域との間に、部分漸増領域が設けられている請求項1または2に記載のインペラ。
  4.  前記ブレードは、流体が流入する入口側である前縁部の流れ方向位置を0%とし且つ流体が流出する出口側である後縁部の流れ方向位置を100%とした場合、前記部分漸減領域が、20%以上、50%以下の範囲内に形成されている請求項1から3のいずれか一項に記載のインペラ。
  5.  軸線に沿って延びる回転軸と、
     前記回転軸に支持され、該回転軸とともに前記軸線を中心に回転し、回転によって回転中心から径方向外方へ流体を送り出す請求項1から4のいずれか一項に記載のインペラと、を備えた回転機械。
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Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN208587316U (zh) * 2018-07-27 2019-03-08 深圳市大疆创新科技有限公司 离心风扇及电子设备
JP7140030B2 (ja) * 2019-03-28 2022-09-21 株式会社豊田自動織機 燃料電池用遠心圧縮機
US11365740B2 (en) * 2019-07-10 2022-06-21 Daikin Industries, Ltd. Centrifugal compressor for use with low global warming potential (GWP) refrigerant
CN110725808B (zh) * 2019-10-31 2021-03-02 中国科学院工程热物理研究所 离心叶轮叶片及构型方法与离心压气机
JP7453896B2 (ja) * 2020-11-12 2024-03-21 三菱重工コンプレッサ株式会社 回転機械のインペラ及び回転機械

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH10504621A (ja) * 1994-06-10 1998-05-06 株式会社 荏原製作所 遠心または斜流ターボ機械
JP2007009831A (ja) * 2005-07-01 2007-01-18 Matsushita Electric Ind Co Ltd インペラ及びそれを備えた送風ファン
JP2009057959A (ja) 2007-08-03 2009-03-19 Hitachi Plant Technologies Ltd 遠心圧縮機とその羽根車およびその運転方法
JP2012219779A (ja) * 2011-04-13 2012-11-12 Hitachi Plant Technologies Ltd 羽根車及びそれを有するターボ機械

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1236196C (zh) 1994-06-10 2006-01-11 株式会社荏原制作所 离心或混流涡轮机械
EP2020509B1 (en) * 2007-08-03 2014-10-15 Hitachi, Ltd. Centrifugal compressor, impeller and operating method of the same
JP5422477B2 (ja) * 2010-04-21 2014-02-19 日立アプライアンス株式会社 電動送風機及びそれを搭載した電気掃除機

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH10504621A (ja) * 1994-06-10 1998-05-06 株式会社 荏原製作所 遠心または斜流ターボ機械
JP2007009831A (ja) * 2005-07-01 2007-01-18 Matsushita Electric Ind Co Ltd インペラ及びそれを備えた送風ファン
JP2009057959A (ja) 2007-08-03 2009-03-19 Hitachi Plant Technologies Ltd 遠心圧縮機とその羽根車およびその運転方法
JP2012219779A (ja) * 2011-04-13 2012-11-12 Hitachi Plant Technologies Ltd 羽根車及びそれを有するターボ機械

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
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