WO2016043090A1 - 回転機械 - Google Patents

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WO2016043090A1
WO2016043090A1 PCT/JP2015/075430 JP2015075430W WO2016043090A1 WO 2016043090 A1 WO2016043090 A1 WO 2016043090A1 JP 2015075430 W JP2015075430 W JP 2015075430W WO 2016043090 A1 WO2016043090 A1 WO 2016043090A1
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impeller
casing
hole
rotating shaft
holes
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PCT/JP2015/075430
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Inventor
直之 長井
佐藤　隆
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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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    • F05D2250/28—Three-dimensional patterned
    • F05D2250/283—Three-dimensional patterned honeycomb

Definitions

  • the present invention relates to a rotary machine such as a centrifugal compressor.
  • a centrifugal compressor that compresses gas is widely known as one of rotating machines.
  • This centrifugal compressor is provided with an impeller inside the casing.
  • the working fluid such as gas flowing in from the suction port is compressed by the rotation of the impeller and discharged from the discharge port.
  • Rotating machines such as centrifugal compressors generally have a gap between a rotating body such as a rotating shaft and a stationary body such as a casing around the rotating body. Therefore, in many cases, a seal device that suppresses the inflow of the working fluid is provided in the gap between the rotating body and the stationary body.
  • a base seal is provided at the base of the inlet of the impeller
  • an intermediate stage seal is provided between the stages of the multistage impeller
  • a balance piston is provided at the final stage.
  • a damper seal or a labyrinth seal is used for such various types of seals.
  • the labyrinth seal is provided with a plurality of projecting portions that project toward the rotating shaft from an annular stationary side member facing the rotating rotating shaft with a gap.
  • fluid leakage can be reduced by causing pressure loss in the fluid flowing near the tip of the protrusion.
  • Known damper seals include honeycomb seals and hole pattern seals.
  • the hole pattern seal a plurality of holes are formed on the facing surface facing the rotation shaft in an annular stationary side member arranged with a gap from the rotation shaft.
  • the hole pattern seal can reduce fluid leakage due to pressure loss generated in the hole (see, for example, Patent Document 1).
  • the hole pattern seal has a greater damping effect than the labyrinth seal and is advantageous in terms of stabilizing the vibration of the rotating shaft.
  • the labyrinth seal is advantageous in that the amount of fluid leakage can be further reduced as compared with the damper seal.
  • the rotating shaft of the rotating machine is supported by a bearing provided in the casing.
  • the destabilizing force of the working fluid generated by the above-described sealing device or impeller increases with respect to the damping force obtained by the bearing, unstable vibration occurs and the rotating shaft swings.
  • the aforementioned unstable vibration is excited by the fluid destabilizing force acting in the circumferential direction.
  • the labyrinth seal, the damper seal and the like as described above are used to attenuate the rotating shaft and reduce the vibration of the rotating shaft.
  • the fluid destabilizing force increases as the fluid flowing through the rotating machine increases in pressure and density.
  • sufficient dampening cannot be imparted to the rotating shaft only with the labyrinth seal or damper seal used as the conventional base seal or intermediate seal as described above.
  • This invention provides a rotating machine that can sufficiently attenuate the rotating shaft and effectively suppress vibrations of the rotating shaft and the impeller.
  • a rotating machine includes a rotating shaft, an impeller fixed to the rotating shaft, and a casing that covers the rotating shaft and the impeller, and the impeller is a disk-shaped disk.
  • a plurality of blades, a plurality of blades provided on the surface of one side of the disk portion in the axial direction of the disk portion with a space in the circumferential direction, and a plurality of blades facing the disk portion with a space therebetween A cover portion that covers from one side in the axial direction, and the casing is opposed to the cover portion with a space therebetween and is located on an inner peripheral side with respect to a position corresponding to an outer peripheral side end portion of the cover portion. It has a hole forming surface provided in the region and formed with a plurality of holes.
  • the cover portion of the impeller is formed by a plurality of holes on the hole forming surface formed in the region on the inner peripheral side with respect to the outer peripheral side end portion of the cover portion facing the cover portion of the impeller. The energy of the flow of the working fluid flowing between the casing and the casing is reduced.
  • the hole forming surface may be an inclined surface inclined with respect to a surface orthogonal to the axial direction.
  • the damping force applied to the rotating shaft by the working fluid on the hole forming surface acts in the axial direction of the rotating shaft and in the direction orthogonal to the axial direction. Therefore, the vibration of the shaft and the vibration of the impeller can be effectively suppressed.
  • the plurality of holes in the rotary machine, in the first aspect or the second aspect, have a circular cross section and may be formed adjacent to each other.
  • the plurality of holes in the rotary machine, in the first aspect or the second aspect, have a hexagonal cross section and may be formed adjacent to each other.
  • the hole formed on the hole forming surface has a circular cross section or a hexagonal cross section, it can be easily formed by a drill or the like.
  • the depth of the hole may be different in a circumferential direction around the rotation axis.
  • This configuration allows the rotating shaft and the impeller to exhibit different damping forces in the circumferential direction.
  • the depth of the hole is different in a radial direction around the rotation axis. It may be.
  • the working fluid flowing between the impeller cover portion and the casing can sufficiently attenuate the rotating shaft and effectively suppress vibrations of the rotating shaft and the impeller.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view illustrating a configuration of a centrifugal compressor as an example of a rotating machine in the present embodiment.
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of the centrifugal compressor.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view showing a hole forming surface provided in a region facing the cover portion of the impeller in the casing.
  • FIG. 4 is a diagram showing a plurality of holes formed on the hole forming surface.
  • a centrifugal compressor (rotary machine) 10 that is a rotating machine of the present embodiment mainly includes a casing 20, a rotating shaft 30, and an impeller 40.
  • the rotating shaft 30 is supported in the casing 20 so as to be rotatable around the central axis O.
  • the impeller 40 is attached to the rotating shaft 30 and compresses the gas G, which is a working fluid, using centrifugal force.
  • the casing 20 has a configuration in which a plurality of ring members 22 are arranged in the direction of the central axis O that is the axial direction of the rotating shaft 30.
  • the casing 20 is provided with an internal space 21 in which the diameter is reduced and the diameter is increased.
  • An impeller 40 is accommodated in the internal space 21.
  • a casing-side flow path 50 that circulates the gas G flowing through the impeller 40 from the upstream side to the downstream side is formed at a position between the impellers 40 when the impeller 40 is accommodated.
  • a suction port 23 for allowing the gas G to flow into the casing-side flow channel 50 from the outside is provided at one end portion 20a which is one end portion of the casing 20 in the central axis O direction.
  • the other end portion 20 b that is the other end portion of the casing 20 in the direction of the central axis O is provided with a discharge port 24 through which the gas G flows out to the outside, continuously from the casing side flow path 50.
  • the support hole 25 and the support hole 26 which support the both ends of the rotating shaft 30 are formed in the one end part 20a side and the other end part 20b side of the casing 20, respectively.
  • the rotary shaft 30 is supported by the support hole 25 and the support hole 26 via a journal bearing 27 so as to be rotatable around the central axis O.
  • a thrust bearing 28 is provided at one end 20 a of the casing 20.
  • the rotary shaft 30 is supported at one end side 30 a, which is one end portion in the direction of the central axis O, so as to be rotatable around the central axis O via a thrust bearing 28.
  • the plurality of impellers 40 are accommodated in the ring members 22 of the casing 20 with a space in the direction of the central axis O. 1 shows an example in which six impellers 40 are provided, it is sufficient that at least one impeller 40 is provided.
  • a concave portion 29 a and a concave portion 29 b for accommodating the impeller 40 are formed in the internal space 21 of the casing 20.
  • the recess 29a and the recess 29b are recessed on one end 20a side (left side in FIG. 2) of the casing 20 and on the other end 20b side (right side in FIG. 2) of the casing 20, respectively. Due to the recesses 29a and 29b, the casing 20 is formed with an impeller accommodating portion 29 that accommodates the impeller 40 having a circular cross-sectional shape perpendicular to the central axis O.
  • the impeller 40 of the centrifugal compressor 10 is a so-called closed impeller provided with a disk part 41, a blade part 42, and a cover part 43.
  • the disk unit 41 has a disk shape. Specifically, the disc portion 41 of the present embodiment has a central portion that is a substantially cylindrical tubular portion 41a having a certain length in the direction of the central axis O.
  • the rotary shaft 30 is inserted and fixed in the through hole 41b of the cylindrical portion 41a.
  • a disc-shaped disc main body 41c is integrally formed on the outer peripheral side of the cylindrical portion 41a.
  • the disk body 41c has an outer diameter that gradually increases from one side in the direction of the central axis O toward the other side, so that the surface facing the one side in the direction of the central axis O is a concave curved surface 41d.
  • the other side of the disc body 41c in the direction of the central axis O is formed by a flat surface 41e that is spaced apart from the recess 29b by a predetermined distance.
  • a plurality of blade portions 42 are formed on the concave curved surface 41d at intervals in the circumferential direction. Each blade portion 42 is integrally formed so as to protrude from the concave curved surface 41d to one side in the central axis O direction.
  • the cover portion 43 is formed so as to cover the plurality of blade portions 42 from one side in the central axis O direction.
  • the cover portion 43 has a disk shape corresponding to the disk portion 41.
  • the cover portion 43 is formed by a convex surface 43a so that the side facing the concave curved surface 41d faces the concave curved surface 41d with a certain interval.
  • One side of the cover portion 43 in the direction of the central axis O is formed by a concave portion 29a formed with a surface facing the other side of the impeller accommodating portion 29 in the direction of the central axis O and a concave surface 43b spaced by a predetermined distance. .
  • the concave surface 43b of the cover portion 43 is a cover tapered surface 43t whose outer diameter gradually increases linearly in the radial direction from one side in the central axis O direction toward the other side.
  • a casing taper surface 29t is formed in the recess 29a on the casing 20 side facing the cover portion 43 with a space therebetween so as to be substantially parallel to the cover taper surface 43t.
  • the casing taper surface 29t is a region facing the cover taper surface 43t.
  • the casing taper surface 29t is formed such that the inner diameter gradually increases in the radial direction from one side of the central axis O direction toward the other side.
  • the casing-side flow path 50 is formed of a diffuser part 51, a return bend part 52, and a return flow path 53.
  • the diffuser portion 51 is formed so as to extend from the outer peripheral side of the impeller 40 toward the outer peripheral side.
  • the return bend portion 52 is continuously formed on the outer peripheral portion of the diffuser portion 51.
  • the return bend portion 52 is formed from the outer peripheral portion of the diffuser portion 51 toward the other end portion 20b of the casing 20 toward the inner peripheral side so as to wrap around in a U shape in a sectional view.
  • the return flow path 53 is formed from the return bend portion 52 toward the inner peripheral side. As shown in FIG. 2, the return flow path 53 has a curved portion 53 w that is curved toward the central portion of the impeller 40 at the next stage at the inner peripheral side end.
  • an impeller-side flow path 55 is formed between the concave curved surface 41 d of the disk portion 41 and the convex surface 43 a of the cover portion 43.
  • the impeller side channel 55 has an end portion 55 a facing one side in the direction of the central axis O facing the curved portion 53 w of the return channel 53.
  • the other end 55b in the direction of the central axis O, which is the opposite side of the impeller side channel 55, faces the outer peripheral side.
  • the end portion 55 b is formed so as to face the diffuser portion 51 of the casing side flow path 50.
  • the gas G introduced into the casing-side flow path 50 from the suction port 23 is in the radial direction of the blade portion 42 in each impeller 40 that rotates about the central axis O together with the rotation shaft 30. It flows into the impeller side channel 55 from the end 55a close to the inside.
  • the gas G that has flowed into the impeller side flow channel 55 flows out from the end portion 55b close to the radially outer side of the blade portion 42 toward the outer peripheral side.
  • a space between the blade portions 42 adjacent to each other in the circumferential direction is a compression channel through which the gas G flows in the radial direction. By flowing through the impeller side channel 55, the gas G is compressed.
  • the gas G flowing out from each stage of the impeller 40 flows to the outer peripheral side through the diffuser portion 51 of the casing-side flow path 50. Thereafter, the gas G turns back in the flow direction at the return bend portion 52 and is sent to the impeller 40 on the rear stage side through the return flow path 53. In this manner, the impeller side flow passage 55 and the casing side flow passage 50 of the impeller 40 provided in multiple stages are repeatedly circulated from the one end portion 20a side to the other end portion 20b side of the casing 20. Thereby, the gas G is compressed in multiple stages and sent out from the discharge port 24.
  • the gas G flowing into the impeller side flow channel 55 flows into the diffuser portion 51 from the end portion 55 b on the radially outer side.
  • a part of the gas G leaks out from the cap portion K which is a gap between the outer peripheral side end portion 43 c of the cover portion 43 of the impeller 40 and the radial end portion 29 c of the concave portion 29 a of the impeller accommodating portion 29.
  • the leaked leak gas Gr flows into the gap 56 between the convex surface 43a of the cover portion 43 and the casing taper surface 29t of the impeller accommodating portion 29.
  • the leaked gas Gr flowing into the gap 56 flows into the seal 80 on the inner peripheral side end portion 43d side of the cover portion 43 of the impeller 40. That is, the flow rate of the gas G compressed by the impeller 40 flowing into the casing-side flow path 50 is reduced by the leaked gas Gr flowing back through the gap 56, and the efficiency of the centrifugal compressor 10 is reduced.
  • a hole forming surface 60 ⁇ / b> A is formed in the concave portion 29 a of the impeller accommodating portion 29 formed in the casing 20.
  • the hole forming surface 60A is formed on a casing taper surface 29t facing the cover taper surface 43t of the cover portion 43 of the impeller 40 with a space therebetween.
  • the hole forming surface 60A is a part of the casing taper surface 29t. 60 A of hole formation surfaces are provided in the area
  • a plurality of holes 61 are formed in the hole forming surface 60A so as to open toward the side facing the cover taper surface 43t of the impeller 40. As shown in FIG. 4, these holes 61 are arranged in a staggered manner adjacent to each other. The plurality of holes 61 constitute a so-called hole pattern seal.
  • these holes 61 are formed in a circular cross section having substantially the same hole diameter.
  • Each hole 61 is formed with a certain depth in a direction orthogonal to the cover taper surface 43t of the impeller 40.
  • a plurality of holes 61 are formed in a region on the inner peripheral side from a position facing the outer peripheral side end portion 43 c of the cover portion 43 of the impeller 40.
  • a hole forming surface 60A is provided.
  • hole formation surfaces can reduce the amount of leakage gas Gr leaking from the cap K to the gap 56 between the convex surface 43a of the cover 43 and the casing taper surface 29t of the impeller accommodating portion 29.
  • the hole forming surface 60A it is possible to reduce the circumferential speed of the flow of the leakage gas Gr flowing into the base portion K and to suppress the occurrence of swirl.
  • the hole forming surface 60 ⁇ / b> A is formed on a casing taper surface 29 t that is inclined with respect to a surface orthogonal to the axial direction of the rotating shaft 30.
  • the hole 61 has a substantially circular cross section, the hole 61 can be easily formed by a drill or the like.
  • FIG. 5 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of a centrifugal compressor in the second embodiment of the rotary machine.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating a plurality of holes formed in the hole forming surface.
  • the centrifugal compressor 10 in this embodiment includes a casing 20, a rotating shaft 30, and an impeller 40.
  • a hole forming surface 60 ⁇ / b> B is formed in a concave portion 29 a of an impeller accommodating portion 29 formed in the casing 20.
  • the hole forming surface 60B is formed on the casing taper surface 29t facing the cover taper surface 43t of the cover portion 43 of the impeller 40.
  • the hole forming surface 60B is formed with a plurality of holes 62 that open toward the side of the impeller 40 facing the cover taper surface 43t.
  • Each hole 62 has a hexagonal cross section. These holes 62 are arranged in a staggered manner adjacent to each other on the inner peripheral surface 60f.
  • the plurality of holes 62 constitute a so-called honeycomb seal.
  • each hole 62 is formed at a certain depth in a direction perpendicular to the cover taper surface 43 t of the impeller 40.
  • the leakage gas Gr leaked from the mouthpiece K of the gap between the outer peripheral side end 43c of the cover portion 43 of the impeller 40 and the radial end 29c of the impeller accommodating portion 29 is separated by the gap 56. Flow into. A part of the leaked gas Gr flows into the plurality of holes 62 constituting the hole forming surface 60B.
  • a so-called honeycomb seal is formed on the hole forming surface 60B by the holes 62 having a hexagonal cross section.
  • the hole forming surface 60B Due to the hole forming surface 60B, the amount of leaked gas Gr leaking from the base K to the gap 56 between the convex surface 43a of the cover 43 and the casing taper surface 29t of the impeller accommodating portion 29 can be reduced.
  • the hole forming surface 60B can reduce the circumferential speed of the flow of the leaking gas Gr flowing into the base part K and suppress the occurrence of swirl.
  • the hole 61 has a substantially hexagonal cross section, the hole 61 can be easily formed by a drill or the like.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view showing an example of holes formed in the hole forming surface in the centrifugal compressor in the third embodiment of the rotary machine.
  • the centrifugal compressor 10 in this embodiment includes a casing 20, a rotating shaft 30, and an impeller 40, as in the first embodiment shown in FIGS.
  • a hole forming surface 60 ⁇ / b> C is formed in the recess 29 a of the impeller accommodating portion 29 formed in the casing 20.
  • the hole forming surface 60C is formed on the casing taper surface 29t facing the cover taper surface 43t of the cover portion 43 of the impeller 40.
  • the hole forming surface 60 ⁇ / b> C has a plurality of holes 63 that open toward the side facing the cover taper surface 43 t of the impeller 40.
  • Each hole 63 has a circular cross section with substantially the same hole diameter, and is formed in a direction perpendicular to the cover taper surface 43 t of the impeller 40.
  • These holes 63 are arranged in a substantially staggered manner adjacent to each other as in the first embodiment shown in FIG.
  • the plurality of holes 63 constitute a so-called hole pattern seal.
  • each hole 63 is formed so that its hole depth differs in the circumferential direction around the rotation shaft 30.
  • the leakage gas Gr leaked from the mouthpiece K of the gap between the outer peripheral side end 43c of the cover portion 43 of the impeller 40 and the radial end 29c of the impeller accommodating portion 29 is separated by the gap 56. Flow into. A part of the leaked gas Gr enters the plurality of holes 63 constituting the hole forming surface 60C.
  • the leakage gas Gr flowing between the cover portion 43 of the impeller 40 and the casing 20 flows into the hole forming surface 60C, as in the first embodiment.
  • damping can be provided to the rotating shaft 30, and the vibration of the rotating shaft 30 can be suppressed effectively.
  • the hole forming surface 60C of hole formation surfaces can reduce the amount of leaked gas Gr leaking from the cap K to the gap 56 between the convex surface 43a of the cover 43 and the casing taper surface 29t of the impeller accommodating portion 29.
  • the hole forming surface 60C can reduce the circumferential speed of the flow of the leakage gas Gr flowing into the base part K, and suppress the occurrence of swirl.
  • the hole forming surface 60 ⁇ / b> C is formed so that the hole depth differs in the circumferential direction around the rotation shaft 30. Therefore, it is possible to cause the rotating shaft 30 and the impeller 40 to exhibit different damping forces in the circumferential direction.
  • the depth distribution of the holes 63 shown in FIG. 7 is merely an example. Of course, it may be set according to actual operating conditions.
  • the hole 63 may have a hexagonal cross section as in the second embodiment.
  • FIG. 8 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of a centrifugal compressor in the fourth embodiment of the rotary machine.
  • the centrifugal compressor 10 in this embodiment includes a casing 20, a rotating shaft 30, and an impeller 40.
  • a hole forming surface 60 ⁇ / b> D is formed in the recess 29 a of the impeller accommodating portion 29 formed in the casing 20.
  • the hole forming surface 60D is formed on the casing taper surface 29t facing the cover taper surface 43t of the cover portion 43 of the impeller 40.
  • the hole forming surface 60D is formed with a plurality of holes 64 that open toward the side facing the cover taper surface 43t of the impeller 40.
  • Each hole 64 has a circular cross section with substantially the same diameter, and is formed in a direction perpendicular to the cover taper surface 43 t of the impeller 40. These holes 64 are arranged in a staggered manner adjacent to each other.
  • the plurality of holes 64 constitutes a so-called hole pattern seal.
  • each hole 64 is formed so that its hole depth differs in the radial direction around the rotation shaft 30. Specifically, in the gap 56, the pressure distribution of the leakage gas Gr leaked from the base part K is examined, and the hole depth of each hole 64 in the radial direction is set according to the pressure distribution. In this embodiment, for example, the hole depth of the hole 64 is gradually decreased from the radially inner periphery side toward the radially outer periphery side.
  • the leakage gas Gr leaked from the mouthpiece portion K in the gap between the outer peripheral side end portion 43c of the cover portion 43 of the impeller 40 and the radial end portion 29c of the impeller accommodating portion 29 has a gap 56. Flow into. A part of the leaked gas Gr enters the plurality of holes 64 constituting the hole forming surface 60C.
  • the leakage gas Gr flowing between the cover portion 43 of the impeller 40 and the casing 20 flows into the plurality of holes 64 as in the first embodiment. Therefore, sufficient attenuation
  • damping can be provided to the rotating shaft 30, and the vibration of the rotating shaft 30 can be suppressed effectively.
  • the hole forming surface 60D Due to the hole forming surface 60D, the amount of leaked gas Gr leaking from the base K to the gap 56 between the convex surface 43a of the cover 43 and the casing taper surface 29t of the impeller accommodating portion 29 can be reduced.
  • the hole forming surface 60D can reduce the circumferential speed of the flow of the leakage gas Gr flowing into the base part K, and suppress the occurrence of swirl.
  • the hole forming surface 60 ⁇ / b> C is formed such that the hole depth of the hole 64 is different in the radial direction around the rotation shaft 30. Therefore, the damping force that varies in the radial direction can be exerted on the rotating shaft 30 and the impeller 40. Therefore, for example, a damping force can be obtained according to the pressure distribution and the hole depth of the leaked gas Gr leaked from the base portion K in the gap 56, and the damping force according to the generated vibration can be exhibited.
  • the depth distribution of the holes 64 shown in FIG. 8 is merely an example. Of course, it may be set according to the actual pressure distribution.
  • the hole 64 may have a hexagonal cross section as in the second embodiment.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiment, and includes various modifications made to the above-described embodiment without departing from the spirit of the present invention. That is, the specific shapes, configurations, and the like given in the embodiment are merely examples, and can be changed as appropriate.
  • the hole forming surfaces 60A, 60B, 60C, 60D are formed by an annular member separate from the casing 20, and this member is provided on the casing taper surface 29t of the impeller accommodating portion 29 formed in the casing 20. Also good.
  • the hole forming surfaces 60A, 60B, 60C, and 60D are formed on the casing taper surface 29t, the hole 20 may be provided on a surface of the casing 20 that is orthogonal to the central axis of the rotating shaft 30.
  • the overall configuration of the centrifugal compressor 10 may be any configuration.
  • the working fluid flowing between the impeller cover portion and the casing can sufficiently attenuate the rotating shaft and effectively suppress vibrations of the rotating shaft and the impeller.

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Abstract

　遠心圧縮機は、回転軸（３０）に固定されたインペラ（４０）と、インペラ（４０）を収容するケーシングと、を備える。インペラ（４０）は、円盤状のディスク部（４１）と、周方向に間隔をあけて複数設けられたブレード部（４２）と、ディスク部（４１）と間隔をあけて対向し、複数のブレード部（４２）を前記軸方向の一方側から覆うカバー部（４３）と、を有する。ケーシングは、カバー部（４３）と間隔をあけて対向してカバー部（４３）の外周側端部（４３ｃ）よりも内周側の領域に設けられ、複数の穴（６１）が形成された穴形成面（６０Ａ）を有する。

Description

回転機械
　この発明は、遠心圧縮機等の回転機械に関する。
　本願は、２０１４年９月１９日に出願された特願２０１４－１９１０１５号について優先権を主張し、その内容をここに援用する。
　回転機械の一つとして気体を圧縮する遠心圧縮機が広く知られている。この遠心圧縮機は、ケーシング内部にインペラが設けられている。遠心圧縮機は、このインペラの回転によって吸込口から流入した気体等の作動流体が圧縮され、排出口から排出される。
　遠心圧縮機などの回転機械は、一般に、回転軸などの回転体と、その周囲のケーシングなどの静止体との間に隙間がある。そのため、回転体と静止体との隙間には、作動流体が流入することを抑制するシール装置が設けられている場合が多い。遠心圧縮機の場合、インペラの入口の口金部には口金シールが、多段インペラの各段間には中間段シールが、最終段にはバランスピストンがそれぞれ設けられている。これらにより、インペラで圧縮された気体の漏れ量の低減が図られている。このような各種シールには、例えば、ダンパーシールやラビリンスシール等が用いられている。
　ラビリンスシールは、回転する回転軸と間隙を有して対向する環状の静止側部材から、回転軸に向かって突出する突出部を複数配設したものである。このラビリンスシールでは、突出部の先端近傍を流れる流体に圧力損失を生じさせることにより流体の漏れを低減することができる。
　ダンパーシールは、ハニカムシールやホールパターンシール等が知られている。例えばホールパターンシールでは、回転軸と間隙を有して配される環状の静止側部材において、回転軸に対向する対向面に複数の穴が形成されている。ホールパターンシールは、この穴で生じる圧力損失により流体の漏れを低減可能である（例えば特許文献１参照）。
　ホールパターンシールはラビリンスシールと比較して減衰効果が大きく、回転軸の振動の安定化の点で優位である。一方、ラビリンスシールはダンパーシールと比較して流体の漏れ量をより低減できる点で優位である。
　ところで、回転機械の回転軸はケーシングに設けられた軸受によって支持されている。しかしながら、軸受で得られる減衰力に対し、上述したシール装置やインペラで発生する作動流体の不安定化力が大きくなると、不安定振動が生じて、回転軸が振れ回ることとなる。前述の不安定振動は、周方向に作用する流体不安定化力によって、励振される。
　これに対し、従来より、回転機械では、上記したようなラビリンスシール、ダンパーシールなどによって、回転軸に減衰を付与し、回転軸の振動を低減している。
特開２０１０－３８１１４号公報
　しかし、回転機械を流れる流体の高圧化、高密度化にともない、流体の不安定化力は増大する。その結果、上記したような従来の口金シールや中間段シールとして用いられるラビリンスシールやダンパーシールだけでは、回転軸に十分な減衰を付与することができない。その結果、回転軸および回転軸に設けられたインペラの振動を抑えられないおそれがある。
　そこで、減衰力を向上させるために、ラビリンスシールやダンパーシールを形成する領域を、回転軸の軸方向に延長する構造が考えられる。しかし、ラビリンスシールやダンパーシールを軸方向に長くすると、回転機械が軸方向に長くなり、回転機械としての性能が低下するおそれがある。
　この発明は、回転軸に十分な減衰を付与し、回転軸およびインペラの振動を有効に抑えることができる回転機械を提供する。
　この発明の第一態様によれば、回転機械は、回転軸と、前記回転軸に固定されたインペラと、前記回転軸及び前記インペラを覆うケーシングと、を備え、前記インペラは、円盤状のディスク部と、前記ディスク部の前記回転軸の延びる軸方向の一方側の面に、周方向に間隔をあけて複数設けられたブレードと、前記ディスク部と間隔をあけて対向し、複数の前記ブレードを前記軸方向の一方側から覆うカバー部と、を有し、前記ケーシングは、前記カバー部と間隔をあけて対向して前記カバー部の外周側端部に対応する位置よりも内周側の領域に設けられて複数の穴が形成された穴形成面を有する。
　このように、ケーシングにおいて、インペラのカバー部に対向してカバー部の外周側端部に対応する位置よりも内周側の領域に形成された穴形成面の複数の穴によって、インペラのカバー部とケーシングとの間に流れ込んだ作動流体の流れのエネルギーが減少する。
　この発明の第二態様によれば、回転機械では、第一態様において、前記穴形成面は、前記軸方向に直交する面に対して傾斜した傾斜面であってもよい。
　このように構成することで、穴形成面で作動流体が回転軸に付与する減衰力は、回転軸の軸方向と、軸方向と直交する方向とに作用する。したがって、軸の振動とインペラの振動を有効に抑えることができる。
　　この発明の第三態様によれば、回転機械では、第一態様または第二態様において、複数の前記穴は、断面円形状をなしており、互いに隣接して形成されていてもよい。
　この発明の第四態様によれば、回転機械では、第一態様または第二態様において、複数の前記穴は、断面六角形状をなしており、互いに隣接して形成されていてもよい。
　このように構成することで、穴形成面に形成する穴が、断面円形状や断面六角形状であるために、ドリル等によって容易に形成することができる。
　この発明の第五態様によれば、回転機械では、第一態様から第四態様のいずれかひとつにおいて、前記穴は、その深さが、前記回転軸周りの周方向で異なっていてもよい。
　このように構成することで、周方向で異なる減衰力を回転軸やインペラに発揮させることができる。
　この発明の第六態様によれば、回転機械では、第一態様から第五態様のいずれかひとつにおいて、前記穴は、その深さが、前記回転軸を中心とした径方向で異なっているようにしてもよい。
　このように構成することで、回転機械を流れる作動流体の圧力分布が径方向で異なる場合にも、発生する振動に応じた減衰力を回転軸やインペラに発揮させることができる。
　この発明に係る回転機械によれば、インペラのカバー部とケーシングとの間に流れ込んだ作動流体が、回転軸に十分な減衰を付与し、回転軸およびインペラの振動を有効に抑えることができる。
本実施形態における回転機械の一例としての遠心圧縮機の構成を示す断面図である。 上記回転機械の第一実施形態における遠心圧縮機の要部を示す拡大断面図である。 ケーシングにおいてインペラのカバー部と対向する領域に設けた穴形成面を示す断面図である。 第一実施形態における穴形成面に形成された複数の穴を示す図である。 上記回転機械の第二実施形態における遠心圧縮機の要部を示す拡大断面図である。 第二実施形態における穴形成面に形成された複数の穴を示す図である。 上記回転機械の第三実施形態における遠心圧縮機において、穴形成面に形成された穴の例を示す断面図である。 上記回転機械の第四実施形態における遠心圧縮機の要部を示す拡大断面図である。
　以下、図面を参照して、本発明による回転機械を実施するための形態を説明する。
（第一実施形態）
　図１は、本実施形態における回転機械の一例としての遠心圧縮機の構成を示す断面図である。図２は、遠心圧縮機の要部を示す拡大断面図である。図３は、ケーシングにおいてインペラのカバー部と対向する領域に設けた穴形成面を示す断面図である。図４は、穴形成面に形成された複数の穴を示す図である。
　図１に示すように、本実施形態の回転機械である遠心圧縮機（回転機械）１０は、主として、ケーシング２０と、回転軸３０と、インペラ４０と、を備えている。回転軸３０は、ケーシング２０内で中心軸Ｏ回りに回転自在に支持されている。インペラ４０は、回転軸３０に取り付けられて遠心力を利用して作動流体であるガスＧを圧縮する。
　ケーシング２０は、複数のリング部材２２を回転軸３０延びる軸方向である中心軸Ｏ方向に配列した構成をなしている。このケーシング２０には、縮径及び拡径を繰り返す内部空間２１が設けられている。この内部空間２１にはインペラ４０が収容される。インペラ４０を収容した際にインペラ４０同士の間となる位置にインペラ４０を流通するガスＧを上流側から下流側に流通させるケーシング側流路５０が形成されている。
　ケーシング２０の中心軸Ｏ方向の一方側の端部である一端部２０ａには、ガスＧを外部からケーシング側流路５０に流入させる吸込口２３が設けられている。ケーシング２０の中心軸Ｏ方向の他方側の端部である他端部２０ｂには、ケーシング側流路５０に連続して、ガスＧを外部に流出させる排出口２４が設けられている。
　ケーシング２０の一端部２０ａ側と他端部２０ｂ側とには、それぞれ回転軸３０の両端部を支持する支持孔２５及び支持孔２６が形成されている。回転軸３０は、これら支持孔２５及び支持孔２６に、ジャーナル軸受２７を介して中心軸Ｏ回りに回転可能に支持されている。ケーシング２０の一端部２０ａには、スラスト軸受２８が設けられている。回転軸３０は、中心軸Ｏ方向の一方側の端部である一端側３０ａが、スラスト軸受２８を介して中心軸Ｏ回りに回転自在に支持されている。
　複数のインペラ４０は、ケーシング２０における各々のリング部材２２の内部に、中心軸Ｏ方向に間隔を空けて収容されている。なお、図１において、インペラ４０が６つ設けられている場合の一例を示しているが、インペラ４０は、少なくとも１つ以上設けられていればよい。
　図２に示すように、ケーシング２０の内部空間２１には、インペラ４０を収容するための凹部２９ａ及び凹部２９ｂが形成されている。凹部２９ａ及び凹部２９ｂは、それぞれケーシング２０の一端部２０ａ側（図２において左方）と、ケーシング２０の他端部２０ｂ側（図２において右方）とで凹んでいる。この凹部２９ａ及び凹部２９ｂにより、ケーシング２０には、中心軸Ｏに直交する断面形状が円形の、インペラ４０を収容するインペラ収容部２９が形成されている。
　遠心圧縮機１０のインペラ４０は、本実施形態において、ディスク部４１とブレード部４２とカバー部４３とを備えているインペラ４０は、いわゆるクローズドインペラである。
　ディスク部４１は、円盤状をなしている。具体的には、本実施形態のディスク部４１は、その中央部が、中心軸Ｏ方向に一定長を有した略円筒状の筒状部４１ａとされている。この筒状部４１ａの貫通孔４１ｂに、回転軸３０が挿通されて固定されている。筒状部４１ａの外周側に、円板状のディスク本体部４１ｃが一体的に形成されている。このディスク本体部４１ｃは、中心軸Ｏ方向の一方側から他方側に向けて外径が漸次拡大することで、中心軸Ｏ方向の一方側を向く面が凹状湾曲面４１ｄとされている。ディスク本体部４１ｃは、中心軸Ｏ方向の他方側が、上記凹部２９ｂと所定の間隔を隔てた平面４１ｅにより形成されている。
　凹状湾曲面４１ｄには、複数のブレード部４２が、周方向に間隔を隔てて形成されている。それぞれのブレード部４２は、凹状湾曲面４１ｄから中心軸Ｏ方向の一方側に突出するようにして一体的に形成されている。
　カバー部４３は、複数のブレード部４２を中心軸Ｏ方向の一方側から覆うように形成されている。このカバー部４３は、ディスク部４１に対応する円盤状をなしている。カバー部４３は、凹状湾曲面４１ｄに対向する側が、凹状湾曲面４１ｄと一定の間隔を隔てて対向するよう凸状面４３ａにより形成されている。カバー部４３において中心軸Ｏ方向の一方側は、インペラ収容部２９の中心軸Ｏ方向の他方側を向く面が形成された凹部２９ａと所定の間隔を隔てた凹状面４３ｂとにより形成されている。
　ここで、カバー部４３の凹状面４３ｂは、中心軸Ｏ方向の一方側から他方側に向かうにしたがって、外径が漸次直線的に径方向に拡大するカバーテーパ面４３ｔとされている。
　カバー部４３に間隔をあけて対向するケーシング２０側の凹部２９ａには、カバーテーパ面４３ｔとほぼ平行となるようにケーシングテーパ面２９ｔが形成されている。
　ケーシングテーパ面２９ｔは、カバーテーパ面４３ｔと対向する領域である。ケーシングテーパ面２９ｔは、中心軸Ｏ方向の一方側から他方側に向かって内径が漸次直線的に径方向に拡大するように形成されている。
　図１に示すように、ケーシング側流路５０は、ディフューザ部５１と、リターンベンド部５２と、戻り流路５３と、から形成されている。
　ディフューザ部５１は、インペラ４０の外周側から、外周側に向けて延びるよう形成されている。
　リターンベンド部５２は、ディフューザ部５１の外周部に連続して形成されている。リターンベンド部５２は、ディフューザ部５１の外周部からケーシング２０の他端部２０ｂ側に、断面視Ｕ字状をなして回り込むように内周側に向けて形成されている。
　戻り流路５３は、リターンベンド部５２から内周側に向けて形成されている。図２に示すように、戻り流路５３は、その内周側端部に、次の段のインペラ４０の中央部に向けて湾曲した湾曲部５３ｗを有している。
　各インペラ４０においては、ディスク部４１の凹状湾曲面４１ｄとカバー部４３の凸状面４３ａとの間に、インペラ側流路５５が形成されている。このインペラ側流路５５は、各インペラ４０において、中心軸Ｏ方向の一方側を向く端部５５ａが、戻り流路５３の湾曲部５３ｗに対向している。インペラ側流路５５の反対側である中心軸Ｏ方向の他方側の端部５５ｂは、外周側を向いている。端部５５ｂは、ケーシング側流路５０のディフューザ部５１に対向するよう形成されている。
　このような遠心圧縮機１０においては、吸込口２３からケーシング側流路５０に導入されたガスＧは、回転軸３０とともに中心軸Ｏ回りに回転するインペラ４０のそれぞれにおいて、ブレード部４２の径方向内側に近接する端部５５ａからインペラ側流路５５に流入する。インペラ側流路５５に流入したガスＧは、ブレード部４２の径方向外側に近接する端部５５ｂから外周側に向かって流出する。周方向において互いに隣接するブレード部４２間は、径方向にガスＧが流通する圧縮流路とされている。インペラ側流路５５を流通することで、ガスＧは圧縮される。
　各段のインペラ４０から流出したガスＧは、ケーシング側流路５０のディフューザ部５１を通して外周側に流れる。その後、ガスＧは、リターンベンド部５２において流れ方向を折り返し、戻り流路５３を通して後段側のインペラ４０に送り込まれる。このようにして、ケーシング２０の一端部２０ａ側から他端部２０ｂ側に向けて多段に設けられたインペラ４０のインペラ側流路５５とケーシング側流路５０を繰り返し流通する。これにより、ガスＧが多段に圧縮され、排出口２４から送り出される。
　ところで、図２及び図３に示すように、遠心圧縮機１０においては、インペラ側流路５５に流入したガスＧが、径方向外側の端部５５ｂからディフューザ部５１に流れ込む。この際に、ガスＧの一部がインペラ４０のカバー部４３の外周側端部４３ｃと、インペラ収容部２９の凹部２９ａの径方向端部２９ｃとの隙間である口金部Ｋから漏出する。漏出した漏れガスＧｒは、カバー部４３の凸状面４３ａとインペラ収容部２９のケーシングテーパ面２９ｔとの間の隙間５６に流れ込む。隙間５６に流れ込んだ漏れガスＧｒは、インペラ４０のカバー部４３の内周側端部４３ｄ側のシール８０まで流れ込んでしまう。つまり、ケーシング側流路５０に流れ込むインペラ４０よって圧縮されたガスＧの流量が隙間５６を流れて戻る漏れガスＧｒによって減少し、遠心圧縮機１０の効率が低下してしまう。
　そこで、上記遠心圧縮機１０では、ケーシング２０に形成されたインペラ収容部２９の凹部２９ａにおいて、穴形成面６０Ａが形成されている。穴形成面６０Ａは、インペラ４０のカバー部４３のカバーテーパ面４３ｔと間隔をあけて対向するケーシングテーパ面２９ｔに形成されている。
　穴形成面６０Ａは、ケーシングテーパ面２９ｔの一部である。穴形成面６０Ａは、カバー部４３の外周側端部４３ｃに対応する位置よりも内周側の領域に設けられている。つまり、穴形成面６０ａは、中心軸Ｏ方向に直交する径方向に延びる面に対して傾斜した傾斜面として形成されている。
　穴形成面６０Ａには、インペラ４０のカバーテーパ面４３ｔに対向する側に向かって開口する複数の穴６１が形成されている。図４に示すように、これらの穴６１は、互いに隣接して略千鳥状に配置されている。複数の穴６１は、いわゆるホールパターンシールを構成している。
　この実施形態において、これらの穴６１は、穴径がほぼ等しい断面円形状に形成されている。各穴６１は、インペラ４０のカバーテーパ面４３ｔに直交する方向に向かって一定の深さで形成されている。
　図３に示すように、このような穴形成面６０Ａにおいては、インペラ４０のカバー部４３の外周側端部４３ｃとインペラ収容部２９の径方向端部２９ｃとの隙間の口金部Ｋから漏出した漏れガスＧｒは、隙間５６に流れ込む、流れ込んだ漏れガスＧｒの一部が穴形成面６０Ａに形成された複数の穴６１に入り込む。
　上述した第一実施形態の遠心圧縮機１０によれば、ケーシング２０において、インペラ４０のカバー部４３の外周側端部４３ｃに対向する位置から内周側の領域に、複数の穴６１が形成された穴形成面６０Ａを備えている。これにより、インペラ４０のカバー部４３とケーシング２０との間に流れ込んだ漏れガスＧｒが複数の穴６１に流れ込む。そのため、回転軸３０に十分な減衰を付与し、回転軸３０およびインペラ４０の振動を有効に抑えることができる。
　穴形成面６０Ａにより、口金部Ｋからカバー部４３の凸状面４３ａとインペラ収容部２９のケーシングテーパ面２９ｔとの間の隙間５６に漏れ出る漏れガスＧｒの量を低減することができる。
　穴形成面６０Ａにより、口金部Ｋに流入する漏れガスＧｒの流れの周方向速度を低減し、スワールが生じるのを抑えることができる。
　穴形成面６０Ａは、回転軸３０の軸方向に直交する面に対して傾斜したケーシングテーパ面２９ｔに形成されている。これにより、穴形成面６０Ａで漏れガスＧｒが回転軸に付与する減衰力は、回転軸３０の軸方向と、径方向とに作用する。したがって、回転軸３０の振動とインペラ４０の振動を有効に抑えることができる。
　穴６１は断面略円形状としたので、穴６１を、ドリル等によって容易に形成することができる。
（第二実施形態）
　次に、この発明にかかる回転機械の一例としての遠心圧縮機の第二実施形態について説明する。以下に説明する第二実施形態においては、第一実施形態と穴形成面の構成のみが異なるので、第一実施形態と同一部分に同一符号を付して説明するとともに、重複説明を省略する。
　図５は、上記回転機械の第二実施形態における遠心圧縮機の要部を示す拡大断面図である。図６は、穴形成面に形成された複数の穴を示す図である。
　図５に示すように、この実施形態における遠心圧縮機１０は、ケーシング２０と、回転軸３０と、インペラ４０と、を備えている。
　遠心圧縮機１０は、ケーシング２０に形成されたインペラ収容部２９の凹部２９ａにおいて、穴形成面６０Ｂが形成されている。穴形成面６０Ｂは、インペラ４０のカバー部４３のカバーテーパ面４３ｔに対向するケーシングテーパ面２９ｔに形成されている。
　穴形成面６０Ｂは、インペラ４０のカバーテーパ面４３ｔに対向する側に向かって開口する複数の穴６２が形成されている。各穴６２は、断面六角形状をなしている。これらの穴６２は、内周面６０ｆに互いに隣接して略千鳥状に配置されている。複数の穴６２は、いわゆるハニカムシールを構成している。
　この実施形態において、各穴６２は、インペラ４０のカバーテーパ面４３ｔに直交する方向に向かって一定の深さで形成されている。
　このような穴形成面６０Ｂにおいては、インペラ４０のカバー部４３の外周側端部４３ｃとインペラ収容部２９の径方向端部２９ｃとの隙間の口金部Ｋから漏出した漏れガスＧｒは、隙間５６に流れ込む。流れ込んだ漏れガスＧｒの一部が穴形成面６０Ｂを構成する複数の穴６２に入り込む。
　したがって、上述した第二実施形態の構成によれば、断面六角形状の穴６２によって穴形成面６０Ｂにいわゆるハニカムシールが構成されている。これにより、上記第一実施形態と同様、インペラ４０のカバー部４３とケーシング２０との間に流れ込んだ漏れガスＧｒが複数の穴６２に流れ込む。これにより、回転軸３０に十分な減衰を付与し、回転軸３０の振動を有効に抑えることができる。
　穴形成面６０Ｂにより、口金部Ｋからカバー部４３の凸状面４３ａとインペラ収容部２９のケーシングテーパ面２９ｔとの間の隙間５６に漏れ出る漏れガスＧｒの量を低減することができる。
　穴形成面６０Ｂにより、口金部Ｋに流入する漏れガスＧｒの流れの周方向速度を低減し、スワールが生じるのを抑えることができる。
　穴６１は断面略六角形状としたので、穴６１を、ドリル等によって容易に形成することができる。
（第三実施形態）
　次に、この発明にかかる回転機械の一例としての遠心圧縮機の第三実施形態について説明する。以下に説明する第三実施形態においては、第一実施形態と穴形成面の構成のみが異なるので、第一実施形態と同一部分に同一符号を付して説明するとともに、重複説明を省略する。
　図７は、上記回転機械の第三実施形態における遠心圧縮機において、穴形成面に形成された穴の例を示す断面図である。
　この実施形態における遠心圧縮機１０は、図１、図２に示した上記第一実施形態と同様、ケーシング２０と、回転軸３０と、インペラ４０と、を備えている。
　遠心圧縮機１０は、ケーシング２０に形成されたインペラ収容部２９の凹部２９ａにおいて、穴形成面６０Ｃが形成されている。穴形成面６０Ｃは、インペラ４０のカバー部４３のカバーテーパ面４３ｔに対向するケーシングテーパ面２９ｔに形成されている。
　図７に示すように、穴形成面６０Ｃは、インペラ４０のカバーテーパ面４３ｔに対向する側に向かって開口する複数の穴６３が形成されている。各穴６３は、穴径がほぼ等しい断面円形で、インペラ４０のカバーテーパ面４３ｔに直交する方向に向かって形成されている。これらの穴６３は、図４に示した上記第一実施形態と同様、互いに隣接して略千鳥状に配置されている。複数の穴６３は、いわゆるホールパターンシールを構成している。
　この実施形態において、各穴６３は、その穴深さが、回転軸３０周りの周方向において異なるよう形成されている。
　このような穴形成面６０Ｃにおいては、インペラ４０のカバー部４３の外周側端部４３ｃとインペラ収容部２９の径方向端部２９ｃとの隙間の口金部Ｋから漏出した漏れガスＧｒは、隙間５６に流れ込む。流れ込んだ漏れガスＧｒの一部が穴形成面６０Ｃを構成する複数の穴６３に入り込む。
　したがって、上述した第三実施形態の構成によれば、上記第一実施形態と同様、インペラ４０のカバー部４３とケーシング２０との間に流れ込んだ漏れガスＧｒが穴形成面６０Ｃに流れ込む。これにより、回転軸３０に十分な減衰を付与し、回転軸３０の振動を有効に抑えることができる。
　穴形成面６０Ｃにより、口金部Ｋからカバー部４３の凸状面４３ａとインペラ収容部２９のケーシングテーパ面２９ｔとの間の隙間５６に漏れ出る漏れガスＧｒの量を低減することができる。
　穴形成面６０Ｃにより、口金部Ｋに流入する漏れガスＧｒの流れの周方向速度を低減し、スワールが生じるのを抑えることができる。
　穴形成面６０Ｃは、その穴深さが、回転軸３０周りの周方向において異なるよう形成されている。そのため、周方向で異なる減衰力を回転軸３０やインペラ４０に発揮させることができる。
　なお、上記第三実施形態において、図７に示した穴６３の深さの分布は、一例に過ぎない。当然ながら、実際の運転条件に応じて設定すればよい。
　穴６３は、上記第二実施形態のように、断面六角形状とすることも可能である。
（第四実施形態）
　次に、この発明にかかる回転機械の一例としての遠心圧縮機の第四実施形態について説明する。以下に説明する第四実施形態においては、第一実施形態と穴形成面の構成のみが異なるので、第一実施形態と同一部分に同一符号を付して説明するとともに、重複説明を省略する。
　図８は、上記回転機械の第四実施形態における遠心圧縮機の要部を示す拡大断面図である。
　図８に示すように、この実施形態における遠心圧縮機１０は、ケーシング２０と、回転軸３０と、インペラ４０と、を備えている。
　遠心圧縮機１０は、ケーシング２０に形成されたインペラ収容部２９の凹部２９ａにおいて、穴形成面６０Ｄが形成されている。穴形成面６０Ｄは、インペラ４０のカバー部４３のカバーテーパ面４３ｔに対向するケーシングテーパ面２９ｔに形成されている。
　穴形成面６０Ｄは、インペラ４０のカバーテーパ面４３ｔに対向する側に向かって開口する複数の穴６４が形成されている。各穴６４は、穴径がほぼ等しい断面円形で、インペラ４０のカバーテーパ面４３ｔに直交する方向に向かって形成されている。これらの穴６４は、互いに隣接して略千鳥状に配置されている。複数の穴６４は、いわゆるホールパターンシールを構成している。
　この実施形態において、各穴６４は、その穴深さが、回転軸３０を中心とした径方向において異なるよう形成されている。具体的には、隙間５６において、口金部Ｋから漏出した漏れガスＧｒの圧力分布を調べ、その圧力分布に応じて、径方向における各穴６４の穴深さを設定する。この実施形態では、例えば、径方向内周側から径方向外周側に向かって、穴６４の穴深さが漸次小さくなるように形成されている。
　このような穴形成面６０Ｄにおいては、インペラ４０のカバー部４３の外周側端部４３ｃとインペラ収容部２９の径方向端部２９ｃとの隙間の口金部Ｋから漏出した漏れガスＧｒは、隙間５６に流れ込む。流れ込んだ漏れガスＧｒの一部が穴形成面６０Ｃを構成する複数の穴６４に入り込む。
　したがって、上述した第四実施形態の構成によれば、上記第一実施形態と同様、インペラ４０のカバー部４３とケーシング２０との間に流れ込んだ漏れガスＧｒが複数の穴６４に流れ込む。これにより、回転軸３０に十分な減衰を付与し、回転軸３０の振動を有効に抑えることができる。
　穴形成面６０Ｄにより、口金部Ｋからカバー部４３の凸状面４３ａとインペラ収容部２９のケーシングテーパ面２９ｔとの間の隙間５６に漏れ出る漏れガスＧｒの量を低減することができる。
　穴形成面６０Ｄにより、口金部Ｋに流入する漏れガスＧｒの流れの周方向速度を低減し、スワールが生じるのを抑えることができる。
　穴形成面６０Ｃは、穴６４の穴深さが、回転軸３０を中心とした径方向において異なるよう形成されている。そのため、径方向で異なる減衰力を回転軸３０やインペラ４０に発揮させることができる。したがって、例えば、隙間５６における口金部Ｋから漏出した漏れガスＧｒの圧力分布と穴深さに応じ減衰力を得て、発生する振動に応じた減衰力を発揮させることができる。
　なお、上記第第四施形態において、図８に示した穴６４の深さの分布は、一例に過ぎない。当然ながら、実際の圧力分布に応じて設定すればよい。
　穴６４は、上記第二実施形態のように、断面六角形状とすることも可能である。
（その他の変形例）
　なお、この発明は、上述した実施形態に限定されるものではなく、この発明の趣旨を逸脱しない範囲において、上述した実施形態に種々の変更を加えたものを含む。すなわち、実施形態で挙げた具体的な形状や構成等は一例にすぎず、適宜変更が可能である。
　例えば、穴形成面６０Ａ，６０Ｂ，６０Ｃ，６０Ｄは、ケーシング２０とは別体の環状の部材で形成し、この部材をケーシング２０に形成したインペラ収容部２９のケーシングテーパ面２９ｔに設けるようにしてもよい。
　穴形成面６０Ａ，６０Ｂ，６０Ｃ，６０Ｄは、ケーシングテーパ面２９ｔに形成したが、ケーシング２０において、回転軸３０の中心軸に直交する面に設けるようにしてもよい。
　これ以外にも、例えば遠心圧縮機１０の全体構成は、いかなる構成であってもよい。
　上記回転機械によれば、インペラのカバー部とケーシングとの間に流れ込んだ作動流体が、回転軸に十分な減衰を付与し、回転軸およびインペラの振動を有効に抑えることができる。
１０　遠心圧縮機（回転機械）
２０　ケーシング
２０ａ　一端部
２０ｂ　他端部
２１　内部空間
２２　リング部材
２３　吸込口
２４　排出口
２５，２６　支持孔
２７　ジャーナル軸受
２８　スラスト軸受
２９　インペラ収容部
２９ａ，２９ｂ　凹部
２９ｃ　径方向端部
２９ｔ　ケーシングテーパ面
３０　回転軸
３０ａ　一端側
４０　インペラ
４１　ディスク部
４１ｂ　貫通孔
４１ｃ　ディスク本体部
４１ｄ　凹状湾曲面
４１ｅ　平面
４２　ブレード部
４３　カバー部
４３ａ　凸状面
４３ｂ　凹状面
４３ｃ　外周側端部
４３ｄ　内周側端部
４３ｔ　カバーテーパ面
５０　ケーシング側流路
５１　ディフューザ部
５２　リターンベンド部
５３　戻り流路
５３ｗ　湾曲部
５５　インペラ側流路
５５ａ　端部
５５ｂ　端部
５６　隙間
６０Ａ～６０Ｄ　穴形成面
６０ｆ　内周面
６１～６４　穴
Ｇ　ガス
Ｇｒ　漏れガス
Ｋ　口金部

Claims (6)

  1. 　回転軸と、
    　前記回転軸に固定されたインペラと、
    　前記回転軸及び前記インペラを覆うケーシングと、を備え、
    　前記インペラは、
    　円盤状のディスク部と、
    　前記ディスク部の前記回転軸の延びる軸方向の一方側の面に、周方向に間隔をあけて複数設けられたブレードと、
    　前記ディスク部と間隔をあけて対向し、複数の前記ブレードを前記軸方向の一方側から覆うカバー部と、を有し、
    　前記ケーシングは、
    　前記カバー部と間隔をあけて対向して前記カバー部の外周側端部に対応する位置よりも内周側の領域に設けられて複数の穴が形成された穴形成面を有する回転機械。
  2. 　前記穴形成面は、前記軸方向に直交する面に対して傾斜した傾斜面である請求項１に記載の回転機械。
  3. 　複数の前記穴は、断面円形状をなしており、互いに隣接して形成されている請求項１又は２に記載の回転機械。
  4. 　複数の前記穴は、断面六角形状をなしており、互いに隣接して形成されている請求項１又は２に記載の回転機械。
  5. 　前記穴は、その深さが、前記回転軸周りの周方向で異なっている請求項１から４の何れか一項に記載の回転機械。
  6. 　前記穴は、その深さが、前記回転軸を中心とした径方向で異なっている請求項１から５の何れか一項に記載の回転機械。
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Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10513928B2 (en) * 2017-08-31 2019-12-24 Flowserve Management Company Axial thrust balancing device
CN112628161A (zh) * 2020-11-18 2021-04-09 靳普 一种风冷压气机
CN112503004A (zh) * 2020-11-18 2021-03-16 靳普 一种背靠背式压气机
CN112983847B (zh) * 2021-03-04 2022-07-29 清华大学 具有非均匀叶尖间隙的离心压气机及叶尖间隙获取方法

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2003083292A (ja) * 2001-09-06 2003-03-19 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 高速遠心ポンプ用羽根車
WO2013189943A2 (en) * 2012-06-19 2013-12-27 Nuovo Pignone Srl Centrifugal compressor impeller cooling
JP2014084803A (ja) * 2012-10-24 2014-05-12 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心式流体機械
WO2014087708A1 (ja) * 2012-12-04 2014-06-12 三菱重工業株式会社 シール装置及び回転機械

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE804394C (de) * 1949-02-11 1951-04-23 Siemens Schuckertwerke A G Labyrinthspaltdichtung
JPH0322559Y2 (ja) * 1985-06-20 1991-05-16
US6550574B2 (en) * 2000-12-21 2003-04-22 Dresser-Rand Company Acoustic liner and a fluid pressurizing device and method utilizing same
JP2006057487A (ja) * 2004-08-18 2006-03-02 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心圧縮機
JP4655123B2 (ja) * 2008-08-07 2011-03-23 株式会社日立プラントテクノロジー 遠心圧縮機
NO330015B1 (no) * 2009-06-22 2011-02-07 Statoil Asa Et aksialt gasskyvekraftlager for rotorer i roterende maskineri
US8596413B2 (en) * 2011-07-25 2013-12-03 Dresser-Rand Company Acoustic array of polymer material

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2003083292A (ja) * 2001-09-06 2003-03-19 Ishikawajima Harima Heavy Ind Co Ltd 高速遠心ポンプ用羽根車
WO2013189943A2 (en) * 2012-06-19 2013-12-27 Nuovo Pignone Srl Centrifugal compressor impeller cooling
JP2014084803A (ja) * 2012-10-24 2014-05-12 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心式流体機械
WO2014087708A1 (ja) * 2012-12-04 2014-06-12 三菱重工業株式会社 シール装置及び回転機械

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3147515A4 *

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JP2016061252A (ja) 2016-04-25
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US20170130737A1 (en) 2017-05-11

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