WO2016157584A1 - インペラ、及び遠心圧縮機 - Google Patents

インペラ、及び遠心圧縮機 Download PDF

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low
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伸 ▲柳▼沢
信頼 八木
穣 枡谷
和貴 千葉
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三菱重工業株式会社
三菱重工コンプレッサ株式会社
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    • F05D2250/00—Geometry
    • F05D2250/70—Shape

Definitions

  • the present invention relates to an impeller and a centrifugal compressor including the same.
  • This application claims priority based on Japanese Patent Application No. 2015-070236 for which it applied on March 30, 2015, and uses the description.
  • a centrifugal compressor includes an impeller having a plurality of blades extending radially about a rotation axis, and a casing that defines a flow path between the impeller and the impeller by covering the impeller from the outside. .
  • the flow path sucks an external fluid into the casing by the rotation of the impeller, applies pressure to the fluid while flowing through the flow path, and discharges the fluid from the casing outlet in a high pressure state.
  • Patent Document 1 As an example of such a technique, one described in Patent Document 1 below is known.
  • the thickness of at least one of the inlet side and the outlet side of the impeller is formed thick.
  • the present invention has been made in consideration of the above circumstances, and an object thereof is to provide an impeller and a centrifugal compressor having sufficient rigidity and compression performance.
  • the impeller includes a disk having a disk shape centered on the axis, and a plurality of impellers are provided on one side of the disk in the axial direction with a circumferential interval.
  • a blade defining a flow path extending radially outward from the side, and the blade includes at least one of an inlet and an outlet of an extension region of the flow path, and has a relatively small plate thickness,
  • a low-rigidity region having a relatively small tilt angle with respect to the disk, and a high-rigidity region adjacent to the low-rigidity region and having a relatively large plate thickness and a relatively large tilt angle with respect to the disk.
  • the plate thickness is relatively large and the tilt angle with respect to the disk is set relatively large. That is, the plate thickness and the tilt angle change over the entire extension region of the flow path.
  • the rigidity can be further increased in a state where the plate thickness is relatively thin as compared with the configuration in which only the plate thickness is increased.
  • a rigidity difference is generated between the high rigidity region and the low rigidity region. Due to this difference in rigidity, even if a bending stress is applied to the blade, most of the bending stress can be received in the high rigidity region.
  • the high-rigidity region may be a central portion between the inlet and the outlet in the extension region of the flow path.
  • the rigidity of the central portion in the extending region of the flow path can be increased. Thereby, most of the bending stress applied to the blade can be received at the central portion.
  • the curvature in the radial direction of the axis in the low rigidity region, is relatively small, and in the high rigidity region, The curvature in the radial direction of the axis may be configured to be relatively large.
  • the rigidity of the blade against bending stress decreases as the curvature decreases, and increases as the curvature increases. Therefore, according to the above configuration, the high rigidity region and the low rigidity region can be formed based on the magnitude of the curvature. Thereby, the rigidity can be increased without increasing the plate thickness of the blade.
  • the impeller according to any one of the first to third aspects may have a cover that covers the plurality of blades from one side in the axial direction.
  • the blade is supported from both sides in the axial direction by the disk and the cover. Thereby, the rigidity of the blade can be further increased.
  • the centrifugal compressor covers the rotating shaft that rotates around the axis, the impeller according to any one of the above-described aspects, attached to the rotating shaft, and covers the impeller from the outside.
  • a casing A casing.
  • the impeller includes a disk having a disk shape centered on the axis, and a plurality of the impellers are provided on one side in the axial direction of the disk at intervals in the circumferential direction. And a blade defining a flow path extending radially outward from the first low rigidity including an inlet of an extension region of the flow path and having a relatively small tilt angle with respect to the disk An area, a high-rigidity area adjacent to the first low-rigidity area and having a relatively large tilt angle with respect to the disk, an outlet of the extension area of the flow path, adjacent to the high-rigidity area, A second low-rigidity region having a relatively small tilt angle with respect to the disk.
  • a rigidity difference is generated between the high rigidity region, the first low rigidity region, and the second low rigidity region. Due to this difference in rigidity, even if a bending stress is applied to the blade, most of the bending stress can be received in the high rigidity region.
  • the impeller according to the sixth aspect may have a cover that covers the plurality of blades from one side in the axial direction.
  • the blade is supported from both sides in the axial direction by the disk and the cover. Thereby, the rigidity of the blade can be further increased.
  • the centrifugal compressor according to the sixth or seventh aspect according to any one of the aspects attached to the rotary shaft and the rotary shaft rotating around the axis.
  • the impeller which concerns, and the casing which covers the said impeller from the outer side are provided.
  • an impeller having sufficient rigidity and compression performance, and a centrifugal compressor can be provided.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the impeller according to the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the impeller according to the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line BB of FIG.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the impeller according to the first embodiment of the present invention, and is a cross-sectional view taken along the line CC of FIG.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of an impeller according to a second embodiment of the present invention, which is a cross-sectional view taken along line AA of FIG.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of an impeller according to a second embodiment of the present invention, which is a cross-sectional view taken along line BB of FIG.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of an impeller according to a second embodiment of the present invention, which is a cross-sectional view taken along the line CC of FIG.
  • the centrifugal compressor 1 is a so-called geared compressor including a speed increasing mechanism 2.
  • the speed increasing mechanism 2 includes a gear 4 that is rotationally driven by a driving source (not shown) and covered with an exterior portion 3.
  • the gear 4 is meshed with a pinion 5 that is a sufficiently smaller gear than the gear 4.
  • the pinion 5 is fixed to the central portion in the longitudinal direction of the pinion shaft 6 rotatably supported by the bearing 7.
  • the pinion shaft 6 in this embodiment has impellers 8 and 9 attached to both ends thereof. These impellers 8 and 9 have a cantilever structure with respect to the bearing 7. The impellers 8 and 9 compress and flow the fluid supplied from the upstream flow path (not shown) using the centrifugal force generated by the rotation of the pinion shaft 6.
  • the casing 10 is formed with a suction passage 12 for allowing a fluid to flow in from an upstream flow path and a discharge passage 13 for allowing the fluid to flow to the outside. Further, on the outer side of the impellers 8 and 9 in the direction of the axis O, a lid portion 11 is disposed at the center of the internal space of the suction passage 12.
  • the impellers 8 and 9, the pinion shaft 6, the lid 11, and the pinion 5 constitute the rotor R of this embodiment.
  • the alternate long and short dash line indicates the axis O.
  • FIG. 2 shows the meridian surface of the impeller 8.
  • the meridian surface of the impeller 8 means a longitudinal section passing through the meridian of the impeller 8 having a circular shape when viewed from the front and the axis of the pinion shaft 6.
  • the impeller 8 of the centrifugal compressor 1 includes a disk 30 formed in a disc shape with an axis O as a center, a plurality of blades 40, and a cover 50.
  • the centrifugal compressor 1 is a so-called closed type impeller.
  • the disk 30 is fixed to the pinion shaft 6 by shrink fitting or the like.
  • the plurality of blades 40 are provided so as to protrude from the front side surface (surface on one side in the axis O direction) 31 of the disk 30. Furthermore, these blades 40 are gradually curved from one side in the circumferential direction toward the other side as viewed from the direction of the axis O.
  • the cover 50 has an annular shape in front view formed at the front end of the blade 40. Thus, the cover 50 covers the plurality of blades 40 from one side in the axis O direction.
  • the disk 30 includes a substantially cylindrical tube portion 32 fitted to the pinion shaft 6.
  • the disc 30 includes a disc-shaped disc main body portion 35 extending from the cylindrical portion 32 toward the radially outer side on the rear side in the axial direction.
  • the disc main body 35 is formed to be thicker toward the inner side in the radial direction.
  • the disc main body portion 35 includes a concave curved surface 31 a that smoothly connects the front side surface 31 and the outer peripheral surface 32 a of the cylindrical portion 32.
  • the above-described lid portion 11 covers the end surface 32b of the cylindrical portion 32 and the end surface 6a of the pinion shaft 6 from the outside in the axial direction.
  • a plurality of blades 40 are arranged at equal intervals in the circumferential direction of the disk main body 35.
  • the blade 40 is gradually tapered from the radially inner side to the radially outer side in a side view.
  • the extension dimension (blade height) of the blade 40 based on the front side surface 31 and the curved surface 31a gradually decreases from the radially inner side of the axis O toward the radially outer side.
  • the flow path of the impeller 8 includes a front side surface 31, a curved surface 31a, an outer peripheral surface 32a, a surface 40a of the blade 40 facing each other in the circumferential direction, and a wall surface 50a of the cover 50 facing the front side surface 31 and the curved surface 31a. Defined.
  • FIGS. 3A to 3C show a cross section of the blade 40 as viewed from its extending direction (fluid flow direction).
  • 3A shows a cross section of the blade 40 taken along the line AA in FIG. 2
  • FIG. 3B shows a cross section of the blade 40 taken along the line BB in FIG.
  • FIG. 3C shows a cross section of the blade 40 taken along the line CC in FIG.
  • the blade 40 is inclined toward one side in the circumferential direction with respect to the front side surface 31 and the curved surface 31a. ing.
  • the blade 40 is generally perpendicular to the front side surface 31 and the curved surface 31 a at the center of the impeller 8.
  • the inferior angle (the smaller angle) is referred to as a tilt angle ⁇ of the blade 40.
  • the tilt angle ⁇ in the region including the inlet 41 and the outlet 42 is set to be relatively smaller than the tilt angle ⁇ of the blade 40 in other regions.
  • the plate thickness t is also relatively small compared to the plate thickness t in other regions.
  • the rigidity with respect to the bending stress applied from the height direction relative to the blade 40 is relative. It is getting smaller. More specifically, the region on the inlet 41 side of the blade 40 is a first low-rigidity region S11, and the region on the outlet 42 side is a second low-rigidity region S12.
  • the tilt angle ⁇ and the plate thickness t are set to be relatively larger than the respective values in the low-rigidity region S1, so The rigidity is relatively large.
  • This region is referred to as a high rigidity region S2.
  • the low-rigidity region S1 includes a region of approximately 5 to 45% in the fluid flow direction from the inlet 41 or the outlet 42 in the extension region of the flow path of the impeller 8.
  • the high-rigidity region S2 is a region from 5 to 100% at the maximum when viewed from the inlet 41 or the outlet 42, and a region from 45 to 55% as the minimum. That is, in the present embodiment, the central region in the extending direction of the blade 40 (fluid flow direction) is the high-rigidity region S2.
  • the plate thickness t is relatively large and the tilt angle ⁇ with respect to the disk 30 is set to be relatively large. That is, the plate thickness t and the tilt angle ⁇ change over the entire extension region of the flow path of the impeller 8.
  • rigidity can be further increased in a state where the plate thickness t is relatively thin.
  • the rigidity of the blade 40 is increased, it is possible to suppress a decrease in compression performance caused by excessively increasing the plate thickness t.
  • a relatively low-pressure fluid before being compressed flows through the flow path of the impeller 8.
  • the already compressed high-pressure fluid flows on the outside of the cover 50 and the disk 30, the already compressed high-pressure fluid flows. Due to the pressure difference between the high-pressure fluid and the low-pressure fluid, a compressive force may be generated on both sides of the impeller 8 in the direction of the axis O. This compressive force is applied as a bending stress to the blade 40 via the cover 50 and the disk 30.
  • the plate thickness t can be made relatively thin, so that the compression performance as the centrifugal compressor 1 can be enhanced.
  • the high-rigidity region S2 and the low-rigidity region S1 are formed by changing the tilt angle ⁇ and the plate thickness t of the blade 40 in each part of the blade 40.
  • region S1 is not limited to this.
  • the high-rigidity region S2 and the low-rigidity region S1 may be formed by changing the curvature in the extending direction of the blade 40 in each part.
  • the curvature of the blade 40 when viewed from the direction of the axis O is relatively larger than that in other regions.
  • it is set as the low rigidity area
  • blade 40 is made into the highly rigid area
  • the rigidity of the blade 40 decreases as the curvature when viewed from the direction of the axis O decreases, and increases as the curvature increases. Therefore, according to the above configuration, the high-rigidity region S2 and the low-rigidity region S1 can be formed based on the magnitude of the curvature. Thereby, the rigidity can be increased without increasing the plate thickness t of the blade. In addition, in the low rigidity region S1 corresponding to the inlet 41 and the outlet 42 of the impeller 8, the plate thickness t can be made relatively thin, so that the compression performance as the centrifugal compressor 1 can be enhanced.
  • the impeller 8 has been described as having the cover 50. That is, the impeller 8 is a so-called closed type. However, the impeller 8 does not necessarily include the cover 50, and may be configured as a so-called open type.
  • the blade 40 is supported in a cantilevered state with respect to the disk 30, so that more aggressive measures against the bending stress based on the pressure difference of the fluid are required. Accordingly, by providing the high-rigidity region S2 and the low-rigidity region S1 as described above on the blade 40, it is possible to obtain a great contribution to the improvement of durability.
  • the first low-rigidity region S11, the high-rigidity region S2, and the second low-rigidity region S12 are provided from the inlet 41 side to the outlet 42 side in the extending direction of the blade 40.
  • the configuration has been described. However, it is also possible to set only one of the inlet 41 side and the outlet 42 side as the low-rigidity region S1 and all the remaining regions as the high-rigidity region S2.
  • FIGS. 5A to 5C show a cross section of the blade 40 as viewed from its extending direction (fluid flow direction).
  • 5A shows a cross section of the blade 40 taken along the line AA in FIG. 2
  • FIG. 5B shows a cross section of the blade 40 taken along the line BB in FIG.
  • FIG. 5C shows a cross section of the blade 40 taken along the line CC in FIG.
  • symbol is attached
  • the end edge 43 on the disk 30 side is opposite to the front side surface 31 and the curved surface 31a. Inclined with a tilt angle ⁇ .
  • the edge 44 on the side in contact with the cover 50 is also inclined with respect to the cover 50.
  • the blades 40 are smoothly curved from the disk 30 side toward the cover 50 side. More specifically, in the low-rigidity region S1, the blade 40 protrudes in a curved shape from the front side to the rear side in the rotation direction of the pinion shaft 6. Note that the protruding direction of the blade 40 is not limited to the above, and the blade 40 may protrude in a curved shape from the direction opposite to the above, that is, from the rear side to the front side in the rotation direction.
  • the blade 40 is generally perpendicular to the disk 30 and the cover 50 as shown in FIG. 5B. Further, in the high rigidity region S2, the plate thickness t of the blade 40 is set relatively thick compared to the plate thickness t in the low rigidity region S1.
  • the plate thickness t can be made relatively thin, so that the compression performance as the centrifugal compressor 1 can be enhanced.
  • centrifugal compressor 1 the aspect of the centrifugal compressor 1 is not limited to a geared compressor.
  • an impeller having sufficient durability and compression performance and a centrifugal compressor can be provided.

Abstract

軸線Ｏを中心とした円盤状をなすディスク３０と、ディスク３０の軸線Ｏ方向一方側に、周方向に間隔をあけて複数設けられて軸線Ｏ方向一方側から径方向外側に向かって延びる流路を画成するブレード４０と、を備え、ブレード４０は、前記流路の延在領域の入口及び出口の少なくとも一方を含み、板厚が相対的に小さく、かつディスク３０に対する倒れ角度が相対的に小さい低剛性領域と、該低剛性領域に隣接し、板厚が相対的に大きく、かつ、ディスク３０に対する倒れ角度が相対的に大きい高剛性領域と、を有するインペラ。

Description

インペラ、及び遠心圧縮機
　本発明は、インペラ、及びこれを備える遠心圧縮機に関する。
　本願は、２０１５年３月３０日に出願された特願２０１５－０７０２３６に基づいて優先権を主張し、その記載を援用する。
　一般的に遠心圧縮機は、回転軸を中心として放射状に延びる複数のブレードを有するインペラと、このインペラを外側から覆うことでインペラとの間で流路を画成するケーシングと、を備えている。この流路は、インペラの回転によってケーシング内に外部の流体を吸引するとともに、流路中を流通する間に流体に圧力を加えてケーシング出口から高圧状態で吐出する。
　上記のような遠心圧縮機では、特にインペラの前後で高圧の流体と低圧の流体とが混在している。これら流体の圧力差に起因して、インペラ上のブレードに曲げ応力が付加されることが知られている。
　そこで、上記の曲げ応力に対する剛性を高めることを目的として、これまでに種々の技術が提唱されている。このような技術の一例として、下記特許文献１に記載されたものが知られている。特許文献１に記載された遠心圧縮機では、インペラの入口側、及び出口側の少なくとも一方における肉厚が厚く形成されている。
特開２００９－２４３３９４号公報
　ところで、遠心圧縮機では、ブレードの肉厚を増してしまうと、圧縮性能に影響が及ぶことが知られている。特に、インペラの出口側におけるブレードの肉厚を増加した場合には、圧縮性能に顕著な影響が及んでしまう。また，インペラの重量増加に起因して，振動特性にも影響が及ぶ。したがって、上記特許文献１の遠心圧縮機、及びインペラには改善の余地がある。
　本発明は、上記の事情を考慮してなされたものであり、十分な剛性と圧縮性能とを備えるインペラ、及び遠心圧縮機を提供することを目的とする。
　本発明の第一の態様によれば、インペラは、軸線を中心とした円盤状をなすディスクと、該ディスクの前記軸線方向一方側に、周方向に間隔をあけて複数設けられて軸線方向一方側から径方向外側に向かって延びる流路を画成するブレードと、を備え、前記ブレードは、前記流路の延在領域の入口及び出口の少なくとも一方を含み、板厚が相対的に小さく、かつ前記ディスクに対する倒れ角度が相対的に小さい低剛性領域と、該低剛性領域に隣接し、板厚が相対的に大きく、かつ、前記ディスクに対する倒れ角度が相対的に大きい高剛性領域と、を有する。
　上述のような構成によれば、ブレードの高剛性領域では、板厚が相対的に大きく、かつ、ディスクに対する倒れ角度が相対的に大きく設定されている。すなわち、板厚と倒れ角度とが、流路の延在領域全体にわたって変化している。これにより、例えば板厚のみを増加させる構成に比べて、板厚を比較的に薄くした状態で、剛性をさらに高めることができる。さらに、上記のような構成によれば、高剛性領域と、低剛性領域との間に剛性差が生じる。この剛性差により、ブレードに対して曲げ応力が付加された場合であっても、曲げ応力の大部分を高剛性領域で受け止めることができる。
　本発明の第二の態様によれば、上記第一の態様に係るインペラでは、前記高剛性領域は、前記流路の延在領域における前記入口及び前記出口の間の中央部であってもよい。
　上述のような構成によれば、流路の延在領域における中央部の剛性を高めることができる。これにより、ブレードに付加される曲げ応力の大部分を該中央部で受け止めることができる。
　本発明の第三の態様によれば、上記第一又は第二の態様に係るインペラでは、前記低剛性領域では、前記軸線の径方向における曲率が相対的に小さく、前記高剛性領域では、前記軸線の径方向における曲率が相対的に大きく構成されていてもよい。
　ここで、ブレードの曲げ応力に対する剛性は、曲率が小さいほど低下し、曲率が大きいほど増加する。したがって、上記のような構成によれば、曲率の大小に基づいて高剛性領域と低剛性領域とを形成することができる。これにより、ブレードの板厚を増加させることなく、剛性を高めることができる。
　本発明の第四の態様によれば、上記第一から第三のいずれか一態様に係るインペラは、複数の前記ブレードを、軸線方向一方側から覆うカバーを有してもよい。
　上述のような構成によれば、ブレードがディスクとカバーとによって軸線方向の両側から支持される。これにより、ブレードの剛性をさらに高めることができる。
　本発明の第五の態様によれば、遠心圧縮機は、前記軸線回りに回転する回転軸と、前記回転軸に取り付けられた、上記いずれか一態様に係るインペラと、前記インペラを外側から覆うケーシングと、を備える。
　上述のような構成によれば、十分な耐久性と圧縮性能とを備える遠心圧縮機を提供することができる。
　本発明の第六の態様によれば、インペラは、軸線を中心として円盤状をなすディスクと、該ディスクの前記軸線方向一方側に、周方向に間隔をあけて複数設けられて軸線方向一方側から径方向外側に向かって延びる流路を画成するブレードと、を備え、前記ブレードは、前記流路の延在領域の入口を含み、前記ディスクに対する倒れ角度が相対的に小さい第一低剛性領域と、該第一低剛性領域に隣接するとともに、前記ディスクに対する倒れ角度が相対的に大きい高剛性領域と、該高剛性領域に隣接し、かつ前記流路の延在領域の出口を含み、前記ディスクに対する倒れ角度が相対的に小さい第二低剛性領域と、を有する。
　上述のような構成によれば、高剛性領域と、第一低剛性領域、及び第二低剛性領域との間に剛性差が生じる。この剛性差により、ブレードに対して曲げ応力が付加された場合であっても、曲げ応力の大部分を高剛性領域で受け止めることができる。
　本発明の第七の態様によれば、上記第六の態様に係るインペラは、複数の前記ブレードを、軸線方向一方側から覆うカバーを有してもよい。
　上述のような構成によれば、ブレードがディスクとカバーとによって軸線方向の両側から支持される。これにより、ブレードの剛性をさらに高めることができる。
　本発明の第八の態様によれば、上記第六又は第七の態様に係る遠心圧縮機は、前記軸線回りに回転する回転軸と、前記回転軸に取り付けられた上記いずれか１つの態様に係るインペラと、前記インペラを外側から覆うケーシングと、を備える。
　上述のような構成によれば、十分な耐久性と圧縮性能とを備える遠心圧縮機を提供することができる。
　上述の構成によれば、十分な剛性と圧縮性能とを備えるインペラ、及び遠心圧縮機を提供することができる。
本発明の実施形態に係る遠心圧縮機（ギアド遠心圧縮機）の構成を示す図である。 本発明の実施形態に係るインペラを示す要部拡大図である。 本発明の第一実施形態に係るインペラの断面図であって、図２のＡ－Ａ線における断面図である。 本発明の第一実施形態に係るインペラの断面図であって、図２のＢ－Ｂ線における断面図である。 本発明の第一実施形態に係るインペラの断面図であって、図２のＣ－Ｃ線における断面図である。 本発明の第一実施形態の変形例に係るブレードを軸線方向から見た図である。 本発明の第二実施形態に係るインペラの断面図であって、図２のＡ－Ａ線における断面図である。 本発明の第二実施形態に係るインペラの断面図であって、図２のＢ－Ｂ線における断面図である。 本発明の第二実施形態に係るインペラの断面図であって、図２のＣ－Ｃ線における断面図である。
［第一実施形態］
　以下、本発明の第一実施形態について図面を参照して説明する。
　図１に示すように、遠心圧縮機１は、増速機構２を内蔵したいわゆるギアド圧縮機である。増速機構２は、駆動源（図示せず）により回転駆動され外装部３によって覆われた歯車４を備えている。歯車４には、歯車４よりも十分に小さい歯車であるピニオン５が噛み合わされている。このピニオン５は、軸受７により回転可能に支持されたピニオンシャフト６の長手方向の中央部に固定されている。
　この実施形態におけるピニオンシャフト６は、その両端部に、インペラ８，９がそれぞれ取り付けられている。これらインペラ８，９は、軸受７に対して片持ち構造となっている。インペラ８，９は、それぞれピニオンシャフト６の回転による遠心力を利用して上流側流路（図示せず）から供給される流体を圧縮して流す。
　ケーシング１０には、上流側流路から流体を流入させる吸込通路１２と、外部へ流体を流出させるための排出通路１３とが形成されている。また、インペラ８，９の軸線Ｏ方向外側には、吸込通路１２の内部空間の中央部に蓋部１１が配置されている。ここで、インペラ８，９、ピニオンシャフト６、蓋部１１、および、ピニオン５によりこの実施形態のロータＲが構成されている。図２中、一点鎖線は軸線Ｏを示す。
　上記遠心圧縮機１の構成により、増速機構２を介してピニオンシャフト６が回転すると、吸込通路１２に流入した流体がインペラ８，９によって圧縮される。その後、圧縮された流体が、インペラ８，９の径方向外側の排出通路１３を介してケーシング１０の外部に排出される。インペラ８，９は同様な形状であるため、以下の説明では、インペラ８についてのみ詳述する。以下のインペラ８の説明において、ピニオンシャフト６の軸線Ｏに対して、流体が流入する側を入口４１（入口側）、その反対側を出口４２（出口側）と称する。さらに、以下の説明において特に記載が無い場合、「径方向」とはインペラ８，９の径方向を指し、「軸線Ｏ方向」とはロータＲの軸線Ｏ方向を指している。
　図２はインペラ８の子午面を示している。インペラ８の子午面とは、正面視円形のインペラ８の子午線およびピニオンシャフト６の軸線を通る縦断面を意味する。同図に示すように、上記遠心圧縮機１のインペラ８は、軸線Ｏを中心として円盤状に形成されたディスク３０と、複数のブレード４０と、カバー５０とを備えている。この遠心圧縮機１は、いわゆるクローズドタイプのインペラである。ディスク３０は、ピニオンシャフト６に対して焼き嵌め等により固定される。
　複数のブレード４０は、ディスク３０の前側面（軸線Ｏ方向一方側となる表面）３１から突出して設けられている。さらに、これらブレード４０は、軸線Ｏ方向から見て、周方向の一方側から他方側に向かって次第に湾曲している。
　カバー５０は、ブレード４０の前端に形成された正面視で円環状をなしている。これにより、カバー５０は、複数のブレード４０を軸線Ｏ方向の一方側から覆っている。
　ディスク３０は、ピニオンシャフト６に対してはめ込まれた略円筒状の筒部３２を備えている。ディスク３０は、その軸線方向後側で、筒部３２から径方向外側に向かって延びる円板状のディスク本体部３５を備えている。ディスク本体部３５は、径方向内側ほど厚くなるように形成されている。ディスク本体部３５は、前側面３１と、筒部３２の外周面３２ａとを滑らかに繋ぐ凹状の曲面３１ａを備えている。上述した蓋部１１（図１参照）は、上記筒部３２の端面３２ｂとピニオンシャフト６の端面６ａとを軸方向外側から覆っている。
　ブレード４０は、ディスク本体部３５の周方向に等間隔で複数配列されている。ブレード４０は、側面視で径方向内側から径方向外側に向かうに従って、次第に先細りに形成されている。言い換えると、前側面３１および曲面３１ａを基準とするブレード４０の延在寸法（ブレード高さ）は、軸線Ｏの径方向内側から径方向外側に向かうに従って次第に減少している。
　インペラ８の流路は、前側面３１と、曲面３１ａと、外周面３２ａと、周方向に互いに対向するブレード４０の面４０ａと、前側面３１および曲面３１ａに対向するカバー５０の壁面５０ａとにより画成される。
　続いて、本実施形態におけるブレード４０の詳細な形状について、図３Ａから図３Ｃを参照して説明する。これら図は、ブレード４０を、その延在方向（流体の流れ方向）から見た断面を示している。このうち、図３Ａは、図２中のＡ－Ａ線におけるブレード４０の断面を示し、図３Ｂは、図２中のＢ－Ｂ線におけるブレード４０の断面を示している。さらに、図３Ｃは、図２中のＣ－Ｃ線におけるブレード４０の断面を示している。
　まず、図３Ａと図３Ｃとに示すように、インペラ８の入口４１、および出口４２を含む領域では、ブレード４０は前側面３１および曲面３１ａに対して、周方向の一方側に向かって傾斜している。一方で、図３Ｂに示すように、インペラ８の中央部では、ブレード４０は前側面３１および曲面３１ａに対しておおむね直角をなしている。なお、ブレード４０が前側面３１および曲面３１ａに対してなす角度のうち、劣角（小さい方の角度）を、ブレード４０の倒れ角度θと呼ぶ。
　すなわち、本実施形態に係るブレード４０では、入口４１、および出口４２を含む領域における倒れ角度θが、他の領域におけるブレード４０の倒れ角度θに比べて相対的に小さくなるように設定されている。さらに、上記の領域では、倒れ角度θが相対的に小さく設定されていることに加えて、板厚ｔも、他の領域における板厚ｔに比べて相対的に小さい。
　このように、倒れ角度θ、および板厚ｔが相対的に小さく設定された領域（低剛性領域Ｓ１）は、ブレード４０に対して、その高さ方向から付加される曲げ応力に対する剛性が相対的に小さくなっている。より詳細には、ブレード４０の入口４１側における領域は、第一低剛性領域Ｓ１１とされ、出口４２側における領域は、第二低剛性領域Ｓ１２とされている。
　一方で、上記の低剛性領域Ｓ１を除く領域では、倒れ角度θ、および板厚ｔが、低剛性領域Ｓ１における各値に比べて相対的に大きく設定されていることから、上記の曲げ応力に対する剛性が相対的に大きくなっている。この領域を高剛性領域Ｓ２と呼ぶ。
　より具体的には、本実施形態では、低剛性領域Ｓ１は、インペラ８の流路の延在領域中において、入口４１又は出口４２から流体の流れ方向における、おおむね５～４５％の領域を含む。言い換えると、高剛性領域Ｓ２は、入口４１又は出口４２から見て最大で５～１００％にかけての領域とされ、最小で４５～５５％にかけての領域とされる。すなわち、本実施形態では、ブレード４０の延在方向（流体の流れ方向）における、中央部の領域が高剛性領域Ｓ２とされている。
　上述の構成によれば、ブレード４０の高剛性領域Ｓ２では、板厚ｔが相対的に大きく、かつ、ディスク３０に対する倒れ角度θが相対的に大きく設定されている。すなわち、板厚ｔと倒れ角度θとが、インペラ８の流路の延在領域全体にわたって変化している。これにより、例えば板厚ｔのみを増加させた場合に比べて、板厚ｔを比較的に薄くした状態で、剛性をさらに高めることができる。言い換えると、ブレード４０の剛性を高めるに当たって、板厚ｔを過剰に大きくすることによる、圧縮性能の低下等を抑制することができる。
　さらに、上記のような構成によれば、高剛性領域Ｓ２と、低剛性領域Ｓ１との間に剛性差が生じる。この剛性差により、ブレード４０に対して曲げ応力が付加された場合であっても、曲げ応力の大部分を高剛性領域Ｓ２に集中させることができる。
　ここで、遠心圧縮機１の運転中、インペラ８の流路内には、圧縮される前の比較的に低圧状態の流体が流通する。一方で、カバー５０とディスク３０の外側では、すでに圧縮された高圧状態の流体が流通する。これら高圧流体と低圧流体との圧力差によって、インペラ８に対して軸線Ｏ方向の両側から圧縮力が生じる場合がある。この圧縮力は、カバー５０とディスク３０とを介して、ブレード４０に対する曲げ応力として付加される。
　しかしながら、上述のような構成によれば、上記の曲げ応力の大部分を高剛性領域Ｓ２で選択的に受け止めることができるため、曲げ応力がブレード４０の耐久性に及ぼす影響を低減することができる。加えて、インペラ８の入口４１、および出口４２に相当する低剛性領域Ｓ１では、板厚ｔを相対的に薄くできることから、遠心圧縮機１としての圧縮性能をも高めることができる。
　以上、本発明の第一実施形態について図面を参照して説明した。しかしながら、本発明の要旨を逸脱しない限りにおいて、上記で説明した構成に対して種々の変更を施すことが可能である。
［第一変形例］
　例えば、上記の実施形態では、ブレード４０の倒れ角度θ、および板厚ｔを、ブレード４０の各部で変化させることによって、高剛性領域Ｓ２と、低剛性領域Ｓ１とを形成した。しかしながら、これら高剛性領域Ｓ２、低剛性領域Ｓ１の態様はこれに限定されない。一例として、図４に示すように、ブレード４０の延在方向における曲率を各部で変えることによって、高剛性領域Ｓ２と、低剛性領域Ｓ１とを形成してもよい。
　より具体的には、図４に示すように、ブレード４０の入口４１、および出口４２を含む領域では、軸線Ｏ方向から見た場合のブレード４０の曲率が、他の領域に比べて相対的に小さく設定されることで、低剛性領域Ｓ１とされている。一方で、ブレード４０の入口４１、および出口４２を含まない領域は、ブレード４０の曲率が、相対的に大きく設定されることで、高剛性領域Ｓ２とされている。
　ブレード４０の剛性は、軸線Ｏ方向から見た場合の曲率が小さいほど低下し、曲率が大きいほど増加することが知られている。したがって、上記のような構成によれば、曲率の大小に基づいて高剛性領域Ｓ２と低剛性領域Ｓ１とを形成することができる。これにより、ブレードの板厚ｔを増加させることなく、剛性を高めることができる。加えて、インペラ８の入口４１、および出口４２に相当する低剛性領域Ｓ１では、板厚ｔを相対的に薄くできることから、遠心圧縮機１としての圧縮性能をも高めることができる。
　さらに、上記の実施形態では、インペラ８は、カバー５０を有するものとして説明した。すなわち、インペラ８は、いわゆるクローズドタイプとされている。しかしながら、インペラ８は、必ずしもカバー５０を備えている必要はなく、いわゆるオープンタイプとして構成されていてもよい。
　オープンタイプのインペラ８では、ブレード４０がディスク３０に対して片持ちはりの状態で支持されることから、流体の圧力差に基づく曲げ応力に対してはさらに積極的な対策が必要となる。したがって、ブレード４０上に、上記のような高剛性領域Ｓ２、及び低剛性領域Ｓ１を設けることで、耐久性の向上に対する大きな寄与を得ることができる。
　また、上記の実施形態では、ブレード４０の延在方向において、入口４１側から出口４２側にかけて、第一低剛性領域Ｓ１１と、高剛性領域Ｓ２と、第二低剛性領域Ｓ１２と、が設けられる構成について説明した。しかしながら、入口４１側、又は出口４２側のいずれか一方のみを低剛性領域Ｓ１として、残余の領域を全て高剛性領域Ｓ２とすることも可能である。
［第二実施形態］
　次に、本発明の第二実施形態について、図５Ａから図５Ｃを参照して説明する。これら図は、ブレード４０を、その延在方向（流体の流れ方向）から見た断面を示している。このうち、図５Ａは、図２中のＡ－Ａ線におけるブレード４０の断面を示し、図５Ｂは、図２中のＢ－Ｂ線におけるブレード４０の断面を示している。さらに、図５Ｃは、図２中のＣ－Ｃ線におけるブレード４０の断面を示している。なお、上述の第一実施形態と同様の構成については同一の符号を付し、詳細な説明を省略する。
　図５Ａ、及び図５Ｃに示すように、本実施形態におけるブレード４０の低剛性領域Ｓ１では、高さ方向における両端縁のうち、ディスク３０側の端縁４３が前側面３１および曲面３１ａに対して、倒れ角度θを伴って傾斜している。
　さらに、本実施形態では、カバー５０と接する側の端縁４４も、カバー５０に対して傾斜している。加えて、これらディスク３０側からカバー５０側に向かうにしたがって、ブレード４０は滑らかに湾曲している。より詳細には、低剛性領域Ｓ１では、ブレード４０はピニオンシャフト６の回転方向の前方側から後方側に向かって曲面状に突出している。なお、ブレード４０の突出方向は上記に限定されず、上記とは反対の方向、すなわち、回転方向の後方側から前方側に向かって曲面状に突出していてもよい。
　一方で、この低剛性領域Ｓ１と隣接する高剛性領域Ｓ２では、図５Ｂに示すように、ブレード４０はディスク３０、およびカバー５０に対しておおむね直角をなしている。さらに、高剛性領域Ｓ２では、ブレード４０の板厚ｔは、低剛性領域Ｓ１における板厚ｔに比べて相対的に厚く設定されている。
　上述のような構成によれば、上記第一実施形態と同様に、ブレード４０に付加される曲げ応力の大部分を高剛性領域Ｓ２で選択的に受け止めることができるため、曲げ応力がブレード４０の耐久性に及ぼす影響を低減することができる。加えて、インペラ８の入口４１、および出口４２に相当する低剛性領域Ｓ１では、板厚ｔを相対的に薄くできることから、遠心圧縮機１としての圧縮性能をも高めることができる。
　以上、本発明の各実施形態に係るインペラ８（９）を、遠心圧縮機１としてのギアド圧縮機に適用した例について説明した。しかしながら、遠心圧縮機１の態様は、ギアド圧縮機には限定されない。例えば、多段圧縮機を遠心圧縮機１として適用することも勿論可能である。
　上述の構成によれば、十分な耐久性と圧縮性能とを備えるインペラ、及び遠心圧縮機を提供することができる。
１…遠心圧縮機
２…増速機構
３…外装部
４…歯車
５…ピニオン
６…ピニオンシャフト
７…軸受
８，９…インペラ
１０…ケーシング
１１…蓋部
１２…吸込通路
１３…排出通路
３０…ディスク
３１…前側面
３２…筒部
３５…ディスク本体部
４０…ブレード
４１…入口
４２…出口
４３…ディスク３０側の端縁
４４…カバー５０と接する側の端縁
５０…カバー
３１ａ…曲面
３２ａ…外周面
４０ａ…面
５０ａ…壁面
Ｏ…軸線
Ｒ…ロータ
Ｓ１…低剛性領域
Ｓ１１…第一低剛性領域
Ｓ１２…第二低剛性領域
Ｓ２…高剛性領域
ｔ…板厚
θ…倒れ角度

Claims (8)

  1. 　軸線を中心とした円盤状をなすディスクと、
    　該ディスクの前記軸線方向一方側に、周方向に間隔をあけて複数設けられて軸線方向一方側から径方向外側に向かって延びる流路を画成するブレードと、
    を備え、
    　前記ブレードは、
    　前記流路の延在領域の入口及び出口の少なくとも一方を含み、板厚が相対的に小さく、かつ前記ディスクに対する倒れ角度が相対的に小さい低剛性領域と、
    　該低剛性領域に隣接し、板厚が相対的に大きく、かつ、前記ディスクに対する倒れ角度が相対的に大きい高剛性領域と、
    を有するインペラ。
  2. 　前記高剛性領域は、前記流路の延在領域における前記入口及び前記出口の間の中央部である請求項１に記載のインペラ。
  3. 　前記低剛性領域では、前記軸線の径方向における曲率が相対的に小さく、
    　前記高剛性領域では、前記軸線の径方向における曲率が相対的に大きい請求項１又は２に記載のインペラ。
  4. 　複数の前記ブレードを、軸線方向一方側から覆うカバーを有する請求項１から３のいずれか一項に記載のインペラ。
  5. 　前記軸線回りに回転する回転軸と、
    　前記回転軸に取り付けられた請求項１から４のいずれか一項に記載のインペラと、
    　前記インペラを外側から覆うケーシングと、
    を備える遠心圧縮機。
  6. 　軸線を中心として円盤状をなすディスクと、
    　該ディスクの前記軸線方向一方側に、周方向に間隔をあけて複数設けられて軸線方向一方側から径方向外側に向かって延びる流路を画成するブレードと、
    を備え、
    　前記ブレードは、
    　前記流路の延在領域の入口を含み、前記ディスクに対する倒れ角度が相対的に小さい第一低剛性領域と、
    　該第一低剛性領域に隣接するとともに、前記ディスクに対する倒れ角度が相対的に大きい高剛性領域と、
    　該高剛性領域に隣接し、かつ前記流路の延在領域の出口を含み、前記ディスクに対する倒れ角度が相対的に小さい第二低剛性領域と、
    を有するインペラ。
  7. 　複数の前記ブレードを、軸線方向一方側から覆うカバーを有する請求項６に記載のインペラ。
  8. 　前記軸線回りに回転する回転軸と、
    　前記回転軸に取り付けられた請求項６又は７に記載のインペラと、
    　前記インペラを外側から覆うケーシングと、
    を備える遠心圧縮機。
     
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Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP7221727B2 (ja) 2019-02-22 2023-02-14 三菱重工コンプレッサ株式会社 ギアド圧縮機の位相調整システム、ギアド圧縮機の位相調整治具、及びギアド圧縮機の位相調整方法
CN115335608A (zh) * 2020-03-30 2022-11-11 日本电产株式会社 叶轮和离心风扇
US11835058B2 (en) * 2020-04-23 2023-12-05 Mitsubishi Heavy Industries Marine Machinery & Equipment Co., Ltd. Impeller and centrifugal compressor
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 (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6385296A (ja) * 1986-09-26 1988-04-15 Matsushita Electric Ind Co Ltd 電動送風機
WO1999036701A1 (fr) * 1998-01-14 1999-07-22 Ebara Corporation Turbomachines centrifuges
DE10200951A1 (de) * 2002-01-08 2003-08-14 Kern Gmbh Dr Staubsaugergebläse
JP2009243394A (ja) * 2008-03-31 2009-10-22 Ihi Corp 遠心圧縮機のインペラ及び過給機
US20110173975A1 (en) * 2010-01-19 2011-07-21 Ford Global Technologies, Llc Turbocharger
JP2012520412A (ja) * 2009-03-13 2012-09-06 ターボメカ スケーラブルなすくい角を有する軸流遠心圧縮機
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
JP2013104417A (ja) * 2011-11-17 2013-05-30 Hitachi Plant Technologies Ltd 遠心式流体機械
JP2014092138A (ja) * 2012-11-06 2014-05-19 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心回転機械のインペラ、遠心回転機械

Family Cites Families (23)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2484554A (en) * 1945-12-20 1949-10-11 Gen Electric Centrifugal impeller
FR2230229A5 (ja) * 1973-05-16 1974-12-13 Onera (Off Nat Aerospatiale)
US4093401A (en) * 1976-04-12 1978-06-06 Sundstrand Corporation Compressor impeller and method of manufacture
US4275988A (en) * 1978-12-18 1981-06-30 Kalashnikov L F Axial or worm-type centrifugal impeller pump
US4502837A (en) * 1982-09-30 1985-03-05 General Electric Company Multi stage centrifugal impeller
US4653976A (en) * 1982-09-30 1987-03-31 General Electric Company Method of compressing a fluid flow in a multi stage centrifugal impeller
GB2224083A (en) * 1988-10-19 1990-04-25 Rolls Royce Plc Radial or mixed flow bladed rotors
DE69420745T2 (de) * 1994-06-10 2000-04-27 Ebara Corp Zentrifugal-oder halbaxialturbomaschinen
JPH09112286A (ja) 1995-10-24 1997-04-28 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心型流体機械の羽根車
US5730582A (en) * 1997-01-15 1998-03-24 Essex Turbine Ltd. Impeller for radial flow devices
CN1112519C (zh) 1998-01-14 2003-06-25 株式会社荏原制作所 叶轮和离心式透平机械
ES2160389T3 (es) * 1998-12-18 2001-11-01 Lothar Reckert Rodete para sopladores radiales.
US6419450B1 (en) * 2001-05-21 2002-07-16 Grundfos Pumps Manufacturing Corporation Variable width pump impeller
JP3861008B2 (ja) * 2002-01-10 2006-12-20 三菱重工業株式会社 ターボファン及びそれを備えた空気調和装置
JP4545009B2 (ja) * 2004-03-23 2010-09-15 三菱重工業株式会社 遠心圧縮機
WO2007033274A2 (en) * 2005-09-13 2007-03-22 Ingersoll-Rand Company Impeller for a centrifugal compressor
US8308420B2 (en) * 2007-08-03 2012-11-13 Hitachi Plant Technologies, Ltd. Centrifugal compressor, impeller and operating method of the same
US8475131B2 (en) * 2008-11-21 2013-07-02 Hitachi Plant Technologies, Ltd. Centrifugal compressor
US8668446B2 (en) * 2010-08-31 2014-03-11 General Electric Company Supersonic compressor rotor and method of assembling same
US8864454B2 (en) * 2010-10-28 2014-10-21 General Electric Company System and method of assembling a supersonic compressor system including a supersonic compressor rotor and a compressor assembly
JP5803305B2 (ja) * 2011-06-10 2015-11-04 株式会社Ihi 遠心圧縮機
JP2013040587A (ja) * 2011-08-18 2013-02-28 Ihi Corp 遠心圧縮機
CN203770209U (zh) 2014-02-13 2014-08-13 沈阳斯特机械制造有限公司 一种离心压缩机的闭式叶轮

Patent Citations (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6385296A (ja) * 1986-09-26 1988-04-15 Matsushita Electric Ind Co Ltd 電動送風機
WO1999036701A1 (fr) * 1998-01-14 1999-07-22 Ebara Corporation Turbomachines centrifuges
DE10200951A1 (de) * 2002-01-08 2003-08-14 Kern Gmbh Dr Staubsaugergebläse
JP2009243394A (ja) * 2008-03-31 2009-10-22 Ihi Corp 遠心圧縮機のインペラ及び過給機
JP2012520412A (ja) * 2009-03-13 2012-09-06 ターボメカ スケーラブルなすくい角を有する軸流遠心圧縮機
US20110173975A1 (en) * 2010-01-19 2011-07-21 Ford Global Technologies, Llc Turbocharger
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
JP2013104417A (ja) * 2011-11-17 2013-05-30 Hitachi Plant Technologies Ltd 遠心式流体機械
JP2014092138A (ja) * 2012-11-06 2014-05-19 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心回転機械のインペラ、遠心回転機械

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