WO2017094287A1 - 遠心圧縮機 - Google Patents

遠心圧縮機 Download PDF

Info

Publication number
WO2017094287A1
WO2017094287A1 PCT/JP2016/072880 JP2016072880W WO2017094287A1 WO 2017094287 A1 WO2017094287 A1 WO 2017094287A1 JP 2016072880 W JP2016072880 W JP 2016072880W WO 2017094287 A1 WO2017094287 A1 WO 2017094287A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
fluid
impeller
centrifugal compressor
stage
impellers
Prior art date
Application number
PCT/JP2016/072880
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
山下　修一
Original Assignee
三菱重工業株式会社
三菱重工コンプレッサ株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 三菱重工業株式会社, 三菱重工コンプレッサ株式会社 filed Critical 三菱重工業株式会社
Priority to US15/781,430 priority Critical patent/US10670025B2/en
Publication of WO2017094287A1 publication Critical patent/WO2017094287A1/ja

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D17/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
    • F04D17/08—Centrifugal pumps
    • F04D17/10—Centrifugal pumps for compressing or evacuating
    • F04D17/12—Multi-stage pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D17/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
    • F04D17/08—Centrifugal pumps
    • F04D17/10—Centrifugal pumps for compressing or evacuating
    • F04D17/12—Multi-stage pumps
    • F04D17/122—Multi-stage pumps the individual rotor discs being, one for each stage, on a common shaft and axially spaced, e.g. conventional centrifugal multi- stage compressors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/284—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for compressors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/284—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for compressors
    • F04D29/286—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps for compressors multi-stage rotors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/30—Vanes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/44—Fluid-guiding means, e.g. diffusers
    • F04D29/441—Fluid-guiding means, e.g. diffusers especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/444—Bladed diffusers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05B—INDEXING SCHEME RELATING TO WIND, SPRING, WEIGHT, INERTIA OR LIKE MOTORS, TO MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS COVERED BY SUBCLASSES F03B, F03D AND F03G
    • F05B2240/00—Components
    • F05B2240/20—Rotors
    • F05B2240/30—Characteristics of rotor blades, i.e. of any element transforming dynamic fluid energy to or from rotational energy and being attached to a rotor
    • F05B2240/301—Cross-section characteristics
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2240/00—Components
    • F05D2240/20—Rotors
    • F05D2240/30—Characteristics of rotor blades, i.e. of any element transforming dynamic fluid energy to or from rotational energy and being attached to a rotor
    • F05D2240/304—Characteristics of rotor blades, i.e. of any element transforming dynamic fluid energy to or from rotational energy and being attached to a rotor related to the trailing edge of a rotor blade

Definitions

  • the present invention relates to a centrifugal compressor in which an impeller that compresses a fluid using centrifugal force is provided in multiple stages along the axial direction of a rotating shaft.
  • the centrifugal compressor uses the centrifugal force of the impeller that rotates with the rotating shaft to pump the sucked fluid.
  • a single-shaft multi-stage centrifugal compressor that compresses fluid in stages by providing a plurality of impellers in multiple stages along the axial direction is well known. By adopting such a configuration, a large compression ratio can be easily given to the fluid.
  • Patent Document 1 discloses a conventional centrifugal compressor as described above.
  • the impeller is provided with a plurality of blades arranged in the circumferential direction, and a closed impeller and an open impeller are distinguished depending on the presence or absence of a shroud that covers these blades from the outside in the radial direction.
  • all impellers are open impellers.
  • an object of the present invention is to provide a centrifugal compressor that can be reduced in size and cost while increasing the rotational speed.
  • the centrifugal compressor according to the first invention for solving the above-mentioned problems is A centrifugal compressor that compresses the fluid sucked from the suction port in stages by providing a plurality of impellers that pump the fluid using centrifugal force in multiple stages along the axial direction by rotating together with the rotating shaft.
  • a closed impeller having a plurality of blades arranged radially around the rotation axis, and a shroud covering the plurality of blades from the radially outer side;
  • An open impeller having the plurality of blades and not having the shroud The closed impeller is disposed at least in the last stage, The open impeller is arranged at least in a stage located immediately below the suction port in the fluid flow direction.
  • a centrifugal compressor according to the second invention for solving the above-mentioned problems is
  • the trailing edge of the blade in the open impeller is gradually inclined inward in the radial direction toward the rear end side in the axial direction.
  • a centrifugal compressor according to a third invention for solving the above-described problem is The inclination angle of the rear edge with respect to the axis of the rotary shaft is smaller as the open impeller is arranged at the rear stage.
  • the centrifugal compressor according to the present invention since the total weight of the impeller can be reduced by providing the open impeller that does not have the shroud, the speed of rotation can be increased. In addition, since the speed of rotation can be increased, the compression efficiency per impeller stage can be improved, so that the total number of impeller stages can be reduced. Thereby, size reduction and cost reduction can be achieved.
  • the centrifugal compressor according to the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
  • the upper half is a longitudinal section of the entire centrifugal compressor with the rotation axis as a boundary, while the lower half is a longitudinal section of only the impeller, and the flow direction of the fluid is indicated by a dashed arrow. Is shown.
  • symbol of the member shown in the FIG. 1 is attached
  • a centrifugal compressor 1 that pumps a fluid (air or gas) G mainly includes a cylindrical casing 11, a rotary shaft 12 that is rotatably supported in the casing 11,
  • the rotary shaft 12 includes a plurality of impellers 13 and 14 provided in multiple stages along the axial direction. That is, the centrifugal compressor 1 is a single-shaft multi-stage centrifugal compressor in which a plurality of impellers 13 and 14 are provided in multiple stages on a single rotary shaft 12 and each has one inlet / outlet for the fluid G. Yes.
  • the open impeller 13 is disposed on the front stage side (front three stages) where the volume flow rate of the fluid G is relatively large, while the volume flow rate of the fluid G is relatively high.
  • the closed impeller 14 is arranged on the rear stage side (rear side three stages) that decreases.
  • the rotating shaft 12 is supported through the central portion of the casing 11.
  • Bearings 15 are respectively provided at both axial ends of the casing 11, and these bearings 15 rotatably support the front end (one end) and the rear end (the other end) of the rotary shaft 12, respectively. ing. That is, the rotating shaft 12 is rotatably supported in the casing 11 via the bearing 15.
  • a flow path 20 is formed in the casing 11.
  • the flow path 20 allows the fluid G to flow from the axial front end side toward the axial rear end side.
  • a suction port 21 for sucking the fluid G from the outside of the machine is formed on the axial front end side of the casing 11, while the fluid G is discharged to the outside of the casing 11 on the axial rear end side.
  • a discharge port 22 is formed. That is, although details will be described later, the fluid G is stepped up in stages in the process of flowing from the suction port 21 toward the discharge port 22.
  • the flow path 20 functions not only as a flow path for flowing the fluid G but also as a storage space for storing the open impeller 13 and the closed impeller 14.
  • the flow path 20 communicates between the impellers by moving from the axial front end side toward the axial rear end side while meandering in the radial direction.
  • the open impeller 13 includes a hub 31 and a plurality of blades 32.
  • the hub 31 is formed in an annular shape whose outer diameter gradually increases from the axial front end side (fluid flow direction upstream side) toward the axial rear end side (fluid flow direction downstream side).
  • the rotation shaft 12 is fitted in the center hole.
  • the blades 32 are arranged on the outer peripheral surface of the hub 31 at equal intervals in the circumferential direction and radially about the rotation shaft 12. That is, the blade 32 is formed so as to be gradually curved outward in the radial direction from the front end side in the axial direction toward the rear end side in the axial direction. It is formed along 20 wall surfaces 23.
  • the wall surface 23 has no step and is a smooth curved surface.
  • the trailing edge 32a of the blade 32 is formed so as to be inclined with respect to the axis of the rotating shaft 12, and more specifically, radially inward from the axial front end side toward the axial rear end side. It is gradually inclined toward.
  • a plurality of spaces surrounded by the wall surface 23 of the flow path 20, the outer peripheral surface of the hub 31, and the side surfaces of the blades 32 are formed in the open impeller 13 at equal intervals in the circumferential direction. That is, these spaces serve as compression flow paths 34 for compressing the fluid G taken in, and are arranged radially about the rotary shaft 12 and from the axial front end side toward the axial rear end side. Accordingly, it is formed so as to be gradually curved outward in the radial direction.
  • the trailing edge 32 a of the blade 32 described above constitutes the outlet of the compression flow path 34.
  • the open impeller 13 can discharge the fluid G taken into the compression flow path 34 from the outlet toward the radially outer side by utilizing the centrifugal force generated by rotating together with the rotary shaft 12. Yes. At this time, the fluid G taken into the open impeller 13 is pressurized in the process of passing through the compression flow path 34.
  • the closed impeller 14 includes a hub 41, a plurality of blades 42, and a shroud 43.
  • the hub 41 is formed in an annular shape such that the outer diameter gradually increases from the axial front end side (fluid flow direction upstream side) toward the axial rear end side (fluid flow direction downstream side).
  • the rotation shaft 12 is fitted in the center hole.
  • the blades 42 are arranged on the outer peripheral surface of the hub 41 at equal intervals in the circumferential direction and radially with the rotary shaft 12 as the center. That is, the blades 42 are formed so as to be gradually curved outward in the radial direction from the axial front end side toward the axial rear end side.
  • the trailing edge 42 a of the blade 42 extends in the axial direction, in other words, is formed so as to be parallel to the axis of the rotating shaft 12.
  • the shroud 43 is formed in an annular shape such that the inner diameter gradually increases from the axial front end side toward the axial rear end side, and the rotary shaft 12 is fitted in the center hole thereof. .
  • the tip of the blade 42 is joined to the inner peripheral surface of the shroud 43. That is, the shroud 43 covers the blades 42 from the radially outer side so as to connect the tips of the blades 42 in the circumferential direction.
  • a plurality of spaces surrounded by the outer peripheral surface of the hub 41, the side surfaces of the blades 42, and the inner peripheral surface of the shroud 43 are formed at equal intervals in the circumferential direction. That is, these spaces serve as compression flow paths 44 for compressing the fluid G taken in, and are arranged radially about the rotary shaft 12 and from the axial front end side toward the axial rear end side. Accordingly, it is formed so as to be gradually curved outward in the radial direction.
  • the rear edge 42 a of the blade 42 described above constitutes the outlet of the compression flow path 44.
  • the closed impeller 14 can discharge the fluid G taken into the compression flow path 44 from the outlet toward the radially outer side by utilizing the centrifugal force generated by rotating together with the rotary shaft 12. Yes. At this time, the fluid G taken into the closed impeller 14 is pressurized in the process of passing through the compression flow path 44.
  • the open impeller 13 is lighter than the closed impeller 14 because the shroud 43 is not provided.
  • the centrifugal compressor 1 since the open impeller 13 and the closed impeller 14 are used together, the impeller gross weight is reduced compared with the centrifugal compressor which made all the impellers the closed impeller 14, and it is lightweight. It is planned.
  • a diffuser flow path 24 and a return flow path 25 constituting the flow path 20 are sequentially formed in the middle of the flow path 20 along the fluid flow direction.
  • the diffuser channel 24 is disposed on the radially outer side (downstream side in the fluid flow direction) of the impellers 13 and 14, and is an annular channel extending in the radial direction. That is, the annular inlet of the diffuser channel 24 faces the outlets of the compression channels 34 and 44 in the impellers 13 and 14 in the radial direction. Thereby, the diffuser flow path 24 can flow the fluid G compressed by the compression flow paths 34 and 44 of the impellers 13 and 14 toward the radially outer side after taking in the fluid G. At this time, the fluid G taken into the diffuser channel 24 is pressurized while being decelerated in the process of passing through the diffuser channel 24.
  • the return flow path 25 is an annular flow path extending in the radial direction so that the vertical cross section has a U-shape, and the annular outlet of the diffuser flow path 24 positioned immediately above the fluid flow direction and directly below the fluid flow direction.
  • the inlets of the compression flow paths 34 and 44 in the impellers 13 and 14 located in the position are communicated with each other.
  • the return flow path 25 allows the fluid G, which has been flowed radially outward by the diffuser flow path 24, to be reversed toward the radially inner side, and then flows toward the subsequent impellers 13,14. It is possible.
  • the rotating shaft 12 rotates, and the impellers 13 and 14 also rotate together with the rotating shaft 12. Accordingly, the fluid G sucked from the suction port 21 is compressed by being taken into the compression flow path 34 of the first-stage open impeller 13 and then discharged from the compression flow path 34.
  • the fluid G discharged from the compression flow path 34 is taken into the diffuser flow path 24, decelerated and rectified, and then discharged from the diffuser flow path 24. Then, the fluid G discharged from the diffuser flow path 24 is sent into the compression flow path 34 of the second stage open impeller 13 through the return flow path 25.
  • the compression action on the fluid G as described above is repeatedly performed from the second-stage open impeller 13 to the sixth-stage closed impeller 14, and finally, the sixth-stage closed impeller 14.
  • the fluid G discharged from the compression flow path 44 is discharged to the outside through the discharge port 22.
  • the fluid G can be compressed stepwise by the plurality of impellers 13 and 14, so that a large compression ratio is given to the fluid G. be able to.
  • the fluid G is staged from the first stage (frontmost stage) open impeller 13 to the sixth stage (last stage) closed impeller 14.
  • the compression ratio of the fluid G at the time of discharge is made large.
  • the volume flow rate of the fluid G gradually decreases for each of the impellers 13 and 14 in each stage.
  • the impeller shape (blade shape) is changed for each stage, and in detail, the more the impellers 13 and 14 are arranged in the subsequent stage, the more The flow coefficient ⁇ is gradually reduced.
  • Q is a volume flow rate [m 3 / s]
  • D is an impeller diameter [m]
  • U is an impeller peripheral speed (peripheral speed of an impeller outermost peripheral part) [m / s].
  • the impeller circumferential speed U can be expressed by [ ⁇ ⁇ D ⁇ N / 60] where N is the number of rotations of the impeller (the number of rotations of the rotation shaft).
  • the flow path cross-sectional area at a predetermined position in the fluid flow direction in the compression flow path 34 of the impeller 13 (for example, the flow path cross-sectional area of the inlet and the outlet), and the compression of the impeller 14
  • the channel cross-sectional area for example, the channel cross-sectional area of the inlet and outlet
  • the flow coefficient ⁇ is gradually decreased from the foremost stage toward the last stage.
  • the impellers 13 and 14 are formed such that the compression flow passages 34 and 44 are gradually narrowed as they are arranged in the subsequent stage.
  • the volume flow rate of the fluid G is relatively large, so that the compression flow path is increased so that the flow coefficient ⁇ is increased.
  • the size of the channel cross-sectional area at 34 is set.
  • the volume flow rate of the fluid G decreases as it is disposed in the subsequent stage, and the speed of the fluid G discharged from them toward the rear end side in the axial direction decreases. Therefore, the discharge angle ⁇ of the fluid G with respect to the axis of the rotary shaft 12 gradually increases.
  • the trailing edge 32a of the blade 32 constituting the outlet of the compression flow path 34 is gradually inclined radially inward from the axial front end side toward the axial rear end side.
  • the inclination angle ⁇ with respect to the axis of the rotary shaft 12 at the rear edge 32a is gradually reduced as the rear stage is disposed. That is, the inclination angle ⁇ of the trailing edge 32a is set according to the discharge angle ⁇ of the fluid G, and gradually decreases as the discharge angle ⁇ increases.
  • the extending direction of the trailing edge 32a and the discharge direction of the fluid G discharged from the compression flow path 34 can be orthogonal to each other, it is possible to prevent the flow of the fluid G from being disturbed. Therefore, the fluid G can be compressed efficiently.
  • the volume flow rate of the fluid G is smaller than that of the open impeller 13 on the front stage side, so the flow coefficient ⁇ is small.
  • the size of the channel cross-sectional area in the compression channel 44 is set.
  • the flow coefficient ⁇ of the fourth to sixth closed impellers 14 is set to gradually decrease within a range of 0.03 or less ( ⁇ ⁇ 0.03).
  • the rear edge 42a of the blade 42 constituting the outlet of the compression flow path 44 is formed so as to be parallel to the axis of the rotary shaft 12. That is, in the fourth to sixth stage impellers 14, the inclination angle of the rear edge 42a with respect to the axis of the rotary shaft 12 is set to 0 °.
  • the extending direction of the trailing edge 42a and the discharge direction of the fluid G discharged from the compression flow path 44 can be orthogonal to each other, it is possible to prevent the flow of the fluid G from being disturbed. Therefore, the fluid G can be compressed efficiently.
  • the open impeller 13 is disposed on the front side (front three stages) where the volumetric flow rate of the fluid G is relatively large, while the rear stage side where the volumetric flow rate of the fluid G is relatively small.
  • the closed impeller 14 is arranged at (the rear three stages), the total number of impeller stages, the number of impellers 13 and 14, and the order of installation are not limited to the above configuration.
  • the impeller at the stage where the volumetric flow rate of the fluid G is increased is used as the open impeller 13, while the impeller at the stage where the volumetric flow rate of the fluid G is decreased.
  • the closed impeller 14 may be used.
  • the open impeller 13 does not have a shroud, fluid leakage occurs between the open impeller 13 and the wall surface 23.
  • the impeller at the stage where the volume flow rate of the fluid G is reduced is used as the open impeller 13, fluid leakage with respect to the fluid G having a small flow rate has a great influence on the compression efficiency. Therefore, the impeller at the stage where the volume flow rate of the fluid G is reduced is not the open impeller 13 having no shroud but the closed impeller 14 having the shroud 43.
  • the open impeller 13 is arranged at least in the foremost stage located immediately below the suction port 21 in the fluid flow direction where the volume flow rate is the largest, and the closed impeller 14 is arranged at least in the last stage where the volume flow rate is the smallest. Just do it.
  • the number of continuous stages arranged may be appropriately set according to the amount of fluid G sucked in, the compression ratio of the fluid G at the time of discharge, the impeller shape (blade shape), and the like.
  • the centrifugal compressor 2 is a single-shaft multi-stage centrifugal compressor in which a plurality of impellers 13 and 14 are provided on a single rotating shaft 12 in multiple stages.
  • An intermediate suction port 26 communicates with the merge portion 27 that is an intermediate portion in the flow direction of the flow path 20, and the intermediate suction port 26 sucks the fluid G from the outside of the machine toward the merge portion 27. Has become.
  • the first to fourth closed impellers 14 are arranged on the upstream side in the fluid flow direction from the merging portion 27 with the merging portion 27 (intermediate suction port 26) as a boundary.
  • the fifth-stage open impeller 13, the sixth-stage open impeller 13, and the seventh-stage closed impeller 14 are arranged downstream of the merging portion 27 in the fluid flow direction.
  • the fluid G sucked from the suction port 21 is compressed stepwise by the closed impeller 14 at the first to fourth stages.
  • the compressed fluid G merges with the fluid G sucked from the intermediate suction port 26 at the merge portion 27.
  • the combined fluid G is compressed stepwise by the fifth-stage open impeller 13, the sixth-stage open impeller 13, and the seventh-stage closed impeller 14, and then discharged from the discharge port 22. .
  • the volume flow rate in the merging portion 27 is the largest among the volume flow rates in the flow path 20. Therefore, the open impeller 13 having a large flow coefficient is arranged at least in an intermediate stage (fifth stage) located immediately below the intermediate suction port 26 in the fluid flow direction where the volume flow rate is the largest, and a closed flow coefficient having a small flow coefficient.
  • the impeller 14 is disposed at least in the last stage (seventh stage) where the volume flow rate is the smallest.
  • the inclination angle ⁇ of the trailing edge 32a is made smaller as it is arranged in the rear stage.
  • the inclination angle of the trailing edge 42a is set to 0 °.
  • the centrifugal compressors 1 and 2 according to the present invention, the combined use of the open impeller 13 and the closed impeller 14 reduces the total weight of the impeller because the open impeller 13 does not have a heavy shroud. Therefore, the rotational speed can be increased. In addition, since the speed of rotation can be increased, the compression efficiency per impeller stage can be improved, so that the total number of impeller stages can be reduced. Thereby, size reduction and cost reduction can be achieved.
  • the open impeller 13 When the open impeller 13 is used, fluid leakage occurs. However, the open impeller 13 is arranged in a stage located directly below the suction ports 21 and 26 in the fluid flow direction where the volume flow rate of the fluid G is the largest. Therefore, even if fluid leakage occurs, the influence on the compression efficiency of the fluid G can be minimized.
  • the open impeller 13 can be easily applied to the stage where the volume flow rate increases.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

回転数の高速化を図りつつ、小型化及び低コスト化を図ることができる遠心圧縮機を提供する。このため、回転軸（１２）と共に回転することにより、遠心力を利用して、流体（Ｇ）を圧送する複数のインペラ（１３，１４）を、軸方向に沿って多段に設けて、吸込口（２１）から吸い込んだ流体（Ｇ）を、段階的に圧縮する遠心圧縮機（１）において、回転軸（１２）を中心として放射状に配置される複数の羽根（４２）と、複数の羽根（４２）を径方向外側から覆うシュラウド（４３）とを有するクローズドインペラ（１４）と、複数の羽根（３２）を有する一方、シュラウドを有していないオープンインペラ（１３）とを備え、クローズドインペラ（１４）を、少なくとも、最後段に配置し、オープンインペラ（１３）を、少なくとも、吸込口（２１）の流体流れ方向直下に位置する段に配置する。

Description

遠心圧縮機
　本発明は、遠心力を利用して流体を圧縮するインペラを、回転軸の軸方向に沿って、多段に設けるようにした遠心圧縮機に関する。
　遠心圧縮機は、回転軸と共に回転するインペラの遠心力を利用して、吸い込んだ流体を圧送するものである。このような遠心圧縮機の中でも、複数のインペラを軸方向に沿って多段に備えることにより、流体を段階的に圧縮する、一軸多段式の遠心圧縮機については、周知となっている。このような構成を採用することにより、流体に対して、大きな圧縮比を容易に与えることができる。
　そして、上述したような、従来の遠心圧縮機については、例えば、特許文献１に開示されている。
特開２００２－２５７０８０号公報
　ここで、インペラにおいては、周方向に並んだ複数の羽根を備えており、これらの羽根を径方向外側から覆うようにしたシュラウドの有無によって、クローズドインペラとオープンインペラとに区別されている。そして、上記従来の遠心圧縮機においては、全てのインペラをオープンインペラとしている。
　一方、クローズドインペラを採用する場合には、重量物となるシュラウドを有する分、大きな遠心力がインペラ自体に作用することになる。このような大きな遠心力に耐え得るためには、複数の羽根とシュラウドとの間の接合強度を向上させる必要があるが、その接合強度の向上にも、限界がある。これにより、複数のクローズドインペラを多段に備える遠心圧縮機においては、クローズドインペラの強度に応じて、回転数の上限を設定する必要があった。
　また、複数のクローズドインペラを多段に備える遠心圧縮機においては、上述したように、比較的高い回転数で運転することができないため、流体に対して最終的に要求される圧縮比（排出時の圧縮比）の大きさによっては、クローズドインペラの段数を増やす必要がある。このように、クローズドインペラの段数が増加すると、遠心圧縮機の大型化を招いてしまい、設置スペース及び製造コストを増大させるおそれがある。
　従って、本発明は上記課題を解決するものであって、回転数の高速化を図りつつ、小型化及び低コスト化を図ることができる遠心圧縮機を提供することを目的とする。
　上記課題を解決する第１の発明に係る遠心圧縮機は、
　回転軸と共に回転することにより、遠心力を利用して、流体を圧送する複数のインペラを、軸方向に沿って多段に設けて、吸込口から吸い込んだ流体を、段階的に圧縮する遠心圧縮機において、
　前記回転軸を中心として放射状に配置される複数の羽根と、前記複数の羽根を径方向外側から覆うシュラウドとを有するクローズドインペラと、
　前記複数の羽根を有する一方、前記シュラウドを有していないオープンインペラとを備え、
　前記クローズドインペラを、少なくとも、最後段に配置し、
　前記オープンインペラを、少なくとも、前記吸込口の流体流れ方向直下に位置する段に配置する
　ことを特徴とする。
　上記課題を解決する第２の発明に係る遠心圧縮機は、
　前記オープンインペラにおける前記羽根の後縁は、軸方向後端側に向かうに従って、径方向内側に向けて漸次傾斜する
　ことを特徴とする。
　上記課題を解決する第３の発明に係る遠心圧縮機は、
　前記後縁における前記回転軸の軸心に対する傾斜角度は、前記オープンインペラが後段に配置される程、小さくなる
　ことを特徴とする。
　従って、本発明に係る遠心圧縮機によれば、シュラウドを有していないオープンインペラを備えることにより、インペラ総重量を軽くすることができるので、回転数の高速化を図ることができる。また、回転数の高速化を図ることができる分、インペラ１段当たりの圧縮効率を向上させることができるので、全体のインペラ段数を減少させることができる。これにより、小型化及び低コスト化を図ることができる。
本発明の一実施例に係る遠心圧縮機の概略断面図である。 本発明の他の実施例に係る遠心圧縮機の概略断面図である。
　以下、本発明に係る遠心圧縮機について、図面を用いて詳細に説明する。なお、図１及び図２においては、回転軸を境にして、上半分を遠心圧縮機全体の縦断面とする一方、下半分をインペラのみの縦断面としており、流体の流れ方向を破線の矢印で示している。また、図２における図１に示した部材と対応した部材については、その図１に示した部材の符号と同一の符号を付して、説明を省略している。
　図１に示すように、流体（空気やガス）Ｇを圧送する遠心圧縮機１は、主として、筒状をなすケーシング１１と、このケーシング１１内に回転可能に支持される回転軸１２と、この回転軸１２において軸方向に沿って多段に設けられる複数のインペラ１３，１４とから構成されている。つまり、遠心圧縮機１は、１つの回転軸１２に複数のインペラ１３，１４を多段に設けると共に、流体Ｇの出入口をそれぞれ１つずつ備えるようにした、一軸多段式の遠心圧縮機となっている。
　なお、本発明に係る遠心圧縮機１においては、例えば、流体Ｇの体積流量が比較的多くなる前段側（前側３段）に、オープンインペラ１３を配置する一方、流体Ｇの体積流量が比較的少なくなる後段側（後側３段）に、クローズドインペラ１４を配置している。
　具体的に、ケーシング１１の中心部には、回転軸１２が貫通支持されている。そして、ケーシング１１の軸方向両端部には、軸受１５がそれぞれ設けられており、これらの軸受１５は、回転軸１２の前端（一端）及び後端（他端）を、それぞれ回転可能に支持している。即ち、回転軸１２は、軸受１５を介して、ケーシング１１内に回転可能に支持されている。
　また、ケーシング１１内には、流路２０が形成されている。この流路２０は、流体Ｇを軸方向前端側から軸方向後端側に向けて流すものとなっている。そして、ケーシング１１における軸方向前端側には、流体Ｇを機外から吸い込むための吸込口２１が、形成される一方、ケーシング１１における軸方向後端側には、流体Ｇを機外に排出するための排出口２２が、形成されている。つまり、詳細は後述するが、流体Ｇは、吸込口２１から排出口２２に向けて流れる過程において、段階的に昇圧される。
　更に、流路２０は、上述したように、流体Ｇを流すための流路として機能するだけでなく、オープンインペラ１３及びクローズドインペラ１４を収納する収納空間としても機能している。即ち、流路２０は、径方向に蛇行しながら、軸方向前端側から軸方向後端側に向けて進行することにより、各インペラ間を連通させている。
　ここで、オープンインペラ１３は、ハブ３１及び複数の羽根３２から構成されている。
　ハブ３１は、外径が軸方向前端側（流体流れ方向上流側）から軸方向後端側（流体流れ方向下流側）に向かうに従って漸次拡径するような、円環状に形成されており、その中心孔には、回転軸１２が嵌入されている。
　また、羽根３２は、ハブ３１の外周面において、周方向に等間隔で、且つ、回転軸１２を中心として放射状に配置されている。つまり、羽根３２は、軸方向前端側から軸方向後端側に向かうに従って、径方向外側に向けて漸次湾曲するように形成されており、当該羽根３２の先端は、径方向において対向する流路２０の壁面２３に沿うように形成されている。なお、壁面２３は、段差が無く、且つ、滑らかな曲面となっている。そして、羽根３２の後縁３２ａは、回転軸１２の軸心に対して傾斜するように形成されており、詳細には、軸方向前端側から軸方向後端側に向かうに従って、径方向内側に向けて漸次傾斜している。
　これにより、オープンインペラ１３には、流路２０の壁面２３、ハブ３１の外周面、及び、羽根３２の側面によって囲まれた複数の空間が、周方向に等間隔で形成されることになる。即ち、これらの空間は、取り込んだ流体Ｇを圧縮させるための圧縮流路３４となっており、回転軸１２を中心として放射状に配置されると共に、軸方向前端側から軸方向後端側に向かうに従って、径方向外側に向けて漸次湾曲するように形成されている。そして、上述した羽根３２の後縁３２ａは、圧縮流路３４の出口を構成している。
　従って、オープンインペラ１３は、回転軸１２と共に回転することによって発生する遠心力を利用して、圧縮流路３４内に取り込んだ流体Ｇを、その出口から径方向外側に向けて吐出可能となっている。このとき、オープンインペラ１３内に取り込まれた流体Ｇは、圧縮流路３４内を通過する過程において昇圧される。
　一方、クローズドインペラ１４は、ハブ４１、複数の羽根４２、及び、シュラウド４３から構成されている。
　ハブ４１は、外径が軸方向前端側（流体流れ方向上流側）から軸方向後端側（流体流れ方向下流側）に向かうに従って漸次拡径するような、円環状に形成されており、その中心孔には、回転軸１２が嵌入されている。
　また、羽根４２は、ハブ４１の外周面において、周方向に等間隔で、且つ、回転軸１２を中心として放射状に配置されている。つまり、羽根４２は、軸方向前端側から軸方向後端側に向かうに従って、径方向外側に向けて漸次湾曲するように形成されている。そして、羽根４２の後縁４２ａは、軸方向に延在しており、言い換えれば、回転軸１２の軸心と平行となるように形成されている。
　更に、シュラウド４３は、内径が軸方向前端側から軸方向後端側に向かうに従って漸次拡径するような、円環状に形成されており、その中心孔には、回転軸１２が嵌入されている。そして、シュラウド４３の内周面には、羽根４２の先端が接合されている。つまり、シュラウド４３は、各羽根４２の先端を周方向に繋ぐように、当該羽根４２を径方向外側から覆っている。
　これにより、クローズドインペラ１４には、ハブ４１の外周面、羽根４２の側面、及び、シュラウド４３の内周面によって囲まれた複数の空間が、周方向に等間隔で形成されることになる。即ち、これらの空間は、取り込んだ流体Ｇを圧縮させるための圧縮流路４４となっており、回転軸１２を中心として放射状に配置されると共に、軸方向前端側から軸方向後端側に向かうに従って、径方向外側に向けて漸次湾曲するように形成されている。そして、上述した羽根４２の後縁４２ａは、圧縮流路４４の出口を構成している。
　従って、クローズドインペラ１４は、回転軸１２と共に回転することによって発生する遠心力を利用して、圧縮流路４４内に取り込んだ流体Ｇを、その出口から径方向外側に向けて吐出可能となっている。このとき、クローズドインペラ１４内に取り込まれた流体Ｇは、圧縮流路４４内を通過する過程において昇圧される。
　以上より、オープンインペラ１３は、クローズドインペラ１４と比べて、シュラウド４３を有していない分、重量が軽くなっている。これにより、遠心圧縮機１においては、オープンインペラ１３及びクローズドインペラ１４を併用しているため、全てのインペラをクローズドインペラ１４とした遠心圧縮機と比べて、インペラ総重量が低減されており、軽量化が図られている。
　これに対して、流路２０の途中部分には、当該流路２０を構成するディフューザ流路２４及びリターン流路２５が、流体流れ方向に沿って順に形成されている。
　ディフューザ流路２４は、インペラ１３，１４の径方向外側（流体流れ方向下流側）に配置されており、径方向に延びる環状流路となっている。つまり、ディフューザ流路２４の環状入口は、インペラ１３，１４における圧縮流路３４，４４の出口と、径方向において対向している。これにより、ディフューザ流路２４は、インペラ１３，１４の圧縮流路３４，４４によって圧縮された流体Ｇを、取り込んだ後、径方向外側に向けて流すことが可能となっている。このとき、ディフューザ流路２４内に取り込まれた流体Ｇは、当該ディフューザ流路２４内を通過する過程において、減速されつつ昇圧される。
　また、リターン流路２５は、縦断面がＵ字状をなすように径方向に延びる環状流路となっており、流体流れ方向直上に位置するディフューザ流路２４の環状出口と、流体流れ方向直下に位置するインペラ１３，１４における圧縮流路３４，４４の入口とを連通させている。これにより、リターン流路２５は、ディフューザ流路２４によって径方向外側に向けて流された流体Ｇを、径方向内側に向けて反転させた後、後段のインペラ１３，１４に向けて流すことが可能となっている。
　従って、遠心圧縮機１の運転が開始されると、回転軸１２が回転し、この回転軸１２と共にインペラ１３、１４も回転する。これにより、吸込口２１から吸い込まれた流体Ｇは、１段目のオープンインペラ１３の圧縮流路３４内に取り込まれることによって圧縮された後、当該圧縮流路３４内から吐き出される。
　次いで、圧縮流路３４から吐き出された流体Ｇは、ディフューザ流路２４内に取り込まれることによって、減速及び整流化された後、当該ディフーザ流路２４内から吐き出される。そして、ディフューザ流路２４から吐き出された流体Ｇは、リターン流路２５を介して、２段目のオープンインペラ１３の圧縮流路３４内に送り込まれる。
　続いて、上述したような、流体Ｇに対する圧縮作用が、２段目のオープンインペラ１３から６段目のクローズドインペラ１４において、繰り返し行われることになり、最終的に、６段目のクローズドインペラ１４の圧縮流路４４から吐き出された流体Ｇは、排出口２２を介して、機外に排出される。
　この結果、流体Ｇを遠心圧縮機１内に通過させることにより、当該流体Ｇを、複数のインペラ１３，１４によって段階的に圧縮させることができるので、流体Ｇに対して、大きな圧縮比を与えることができる。
　ここで、上述したように、一軸多段式の遠心圧縮機１においては、１段目（最前段）のオープンインペラ１３から６段目（最後段）のクローズドインペラ１４に亘って、流体Ｇを段階的に圧縮させることにより、最終的に、排出時における流体Ｇの圧縮比を大きなものとしている。このように、流体Ｇを段階的に圧縮させると、これに伴って、流体Ｇの体積流量が、各段のインペラ１３，１４ごとに徐々に減少する。これに対応して、一軸多段式の遠心圧縮機１においては、インペラ形状（羽根形状）を各段ごとに変えており、詳細には、インペラ１３，１４が後段に配置される程、それらの流量係数φを徐々に小さくしている
　なお、流量係数φは、次式により表される。
　φ＝Ｑ／［（π／４）×Ｄ2×Ｕ］
　但し、Ｑは体積流量〔ｍ3／ｓ〕、Ｄはインペラ径〔ｍ〕、Ｕはインペラ周速度（インペラ最外周部の周速度）〔ｍ／ｓ〕とする。
　また、インペラにおける羽根の後縁が傾斜している場合には、インペラ径Ｄとして、後縁前端径Ｄ１と後縁後端径Ｄ２との平均値を用いる。
　更に、インペラ周速度Ｕは、インペラの回転数（回転軸の回転数）をＮとすると、［π×Ｄ×Ｎ／６０］で表すこともできる。
　そこで、本発明に係る遠心圧縮機１においては、インペラ１３の圧縮流路３４における流体流れ方向所定位置の流路断面積（例えば、入口及び出口の流路断面積）、及び、インペラ１４の圧縮流路４４における流体流れ方向所定位置の流路断面積（例えば、入口及び出口の流路断面積）を、インペラ１３，１４が後段に配置される程、小さくすることにより、インペラ１３，１４の流量係数φを、最前段から最後段に向かうに従って、徐々に小さくするようにしている。つまり、インペラ１３，１４においては、後段に配置される程、圧縮流路３４，４４が漸次細くなるように形成されている。
　具体的に、前段側（上流側）となる１段目～３段目のオープンインペラ１３においては、流体Ｇの体積流量が比較的多くなるため、流量係数φが大きくなるように、圧縮流路３４における流路断面積の大きさが設定されている。例えば、１段目～３段目のオープンインペラ１３の流量係数φは、０．１～０．２の範囲内で、漸次小さくなるように設定されている（φ＝０．１～０．２）。
　また、大流量係数を有するオープンインペラ１３においては、軸方向前端側から流れ込んできた多量の流体Ｇを、取り込むことになる。このため、圧縮流路３４内に取り込んだ流体Ｇを、オープンインペラ１３の遠心力を利用して、吐き出そうとしても、その流体Ｇの軸方向後端側に向かう速度が大きい分、当該流体Ｇは、圧縮流路３４の出口から径方向外側に向けて吐き出されるのではなく、圧縮流路３４の出口から斜め後方に向けて吐き出される。
　即ち、１段目～３段目のオープンインペラ１３においては、後段に配置される程、流体Ｇの体積流量が少なくなり、それらから吐き出される流体Ｇの軸方向後端側に向かう速度が小さくなるため、流体Ｇの回転軸１２の軸心に対する吐出角度βが徐々に大きくなる。
　これに対応して、圧縮流路３４の出口を構成する羽根３２の後縁３２ａを、軸方向前端側から軸方向後端側に向かうに従って、径方向内側に向けて漸次傾斜させており、１段目～３段目のオープンインペラ１３においては、後段に配置される程、後縁３２ａにおける回転軸１２の軸心に対する傾斜角度αを、徐々に小さくしている。つまり、後縁３２ａの傾斜角度αは、流体Ｇの吐出角度βに応じて設定されており、吐出角度βが大きくなるに従って、漸次小さくなる。
　これにより、後縁３２ａの延設方向と、圧縮流路３４から吐き出される流体Ｇの吐出方向とを、直交させることができるので、流体Ｇの流れが乱れることを防止することができる。よって、流体Ｇを効率的に圧縮することができる。
　一方、後段側（下流側）となる４段目～６段目のクローズドインペラ１４においては、前段側のオープンインペラ１３と比べて、流体Ｇの体積流量が少なくなるため、流量係数φが小さくなるように、圧縮流路４４における流路断面積の大きさが設定されている。例えば、４段目～６段目のクローズドインペラ１４の流量係数φは、０．０３以下の範囲内で、漸次小さくなるように設定されている（φ≦０．０３）。
　また、小流量係数を有するクローズドインペラ１４においては、軸方向前端側から流れ込んできた少量の流体Ｇを、取り込むことになる。このため、圧縮流路４４内に取り込んだ流体Ｇを、クローズドインペラ１４の遠心力を利用して、吐き出すと、その流体Ｇの軸方向後端側に向かう速度が小さい分、当該流体Ｇは、圧縮流路４４の出口から径方向外側に向けて吐き出される。
　これに対応して、圧縮流路４４の出口を構成する羽根４２の後縁４２ａを、回転軸１２の軸心と平行となるように形成させている。つまり、４段目～６段目のインペラ１４においては、後縁４２ａにおける回転軸１２の軸心に対する傾斜角度を、０°としている。
　これにより、後縁４２ａの延設方向と、圧縮流路４４から吐き出される流体Ｇの吐出方向とを、直交させることができるので、流体Ｇの流れが乱れることを防止することができる。よって、流体Ｇを効率的に圧縮することができる。
　なお、上述した遠心圧縮機１においては、流体Ｇの体積流量が比較的多くなる前段側（前側３段）に、オープンインペラ１３を配置する一方、流体Ｇの体積流量が比較的少なくなる後段側（後側３段）に、クローズドインペラ１４を配置しているが、全体のインペラ段数、インペラ１３，１４の段数や設置順序については、上記構成に限定されるものではない。
　即ち、オープンインペラ１３とクローズドインペラ１４とを併用する場合には、流体Ｇの体積流量が多くなる段のインペラを、オープンインペラ１３とする一方、流体Ｇの体積流量が少なくなる段のインペラを、クローズドインペラ１４とすれば良い。このとき、オープンインペラ１３においては、シュラウドを有していないため、壁面２３との間において、流体漏れが発生してしまう。これにより、流体Ｇの体積流量が少なくなる段のインペラを、オープンインペラ１３としてしまうと、小流量の流体Ｇに対する流体漏れは、圧縮効率に多大な影響を与えることになる。そこで、流体Ｇの体積流量が少なくなる段のインペラを、シュラウドを有していないオープンインペラ１３ではなく、シュラウド４３を有するクローズドインペラ１４としている。
　よって、オープンインペラ１３を、少なくとも、体積流量が最も多くなる、吸込口２１の流体流れ方向直下に位置する最前段に配置し、クローズドインペラ１４を、少なくとも、体積流量が最も少なくなる最後段に配置すれば良い。このとき、オープンインペラ１３を、吸込口２１の流体流れ方向直下に位置する最前段から最後段に向けて、どのくらい連続した段数で配置するのか、または、クローズドインペラ１４を、最後段から最前段に向けて、どのくらい連続した段数で配置するのかについては、流体Ｇの吸い込み量、排出時における流体Ｇの圧縮比、インペラ形状（羽根形状）等に応じて、適宜設定すれば良い。
　次に、図２を用いて、中間吸込口２６を有する遠心圧縮機２に、インペラ１３，１４を適用する場合について、説明する。
　図２に示すように、遠心圧縮機２は、１つの回転軸１２に複数のインペラ１３，１４を多段に設けるようにした、一軸多段式の遠心圧縮機となっている。そして、流路２０の流れ方向中間部となる合流部２７には、中間吸込口２６が連通しており、この中間吸込口２６は、流体Ｇを機外から合流部２７内に向けて吸い込むためのものとなっている。
　また、遠心圧縮機２においては、合流部２７（中間吸込口２６）を境にして、合流部２７よりも流体流れ方向上流側に、１段目～４段目のクローズドインペラ１４を配置する一方、合流部２７よりも流体流れ方向下流側に、５段目のオープンインペラ１３、６段目のオープンインペラ１３、及び、７段目のクローズドインペラ１４を配置するようにしている。
　以上より、吸込口２１から吸い込まれた流体Ｇは、１段目～４段目のクローズドインペラ１４によって段階的に圧縮される。次いで、その圧縮された流体Ｇは、中間吸込口２６から吸い込まれた流体Ｇと、合流部２７において合流する。そして、その合流した流体Ｇは、５段目のオープンインペラ１３、６段目のオープンインペラ１３、及び、７段目のクローズドインペラ１４によって段階的に圧縮された後、排出口２２から排出される。
　これにより、中間吸込口２６を有する遠心圧縮機２においては、流路２０内における体積流量の中でも、合流部２７内における体積流量が最も多くなる。よって、大流量係数を有するオープンインペラ１３を、少なくとも、体積流量が最も多くなる、中間吸込口２６の流体流れ方向直下に位置する中間段（５段目）に配置し、小流量係数を有するクローズドインペラ１４を、少なくとも、体積流量が最も小さくなる最後段（７段目）に配置している。
　つまり、５段目及び６段目のオープンインペラ１３においては、後段に配置される程、後縁３２ａの傾斜角度αを、小さくしている。一方、７段目のクローズドインペラ１４においては、後縁４２ａの傾斜角度を、０°としている。
　従って、本発明に係る遠心圧縮機１，２によれば、オープンインペラ１３及びクローズドインペラ１４を併用することにより、オープンインペラ１３が重量物となるシュラウドを有していない分、インペラ総重量を軽くすることができるので、回転数の高速化を図ることができる。また、回転数の高速化を図ることができる分、インペラ１段当たりの圧縮効率を向上させることができるので、全体のインペラ段数を減少させることができる。これにより、小型化及び低コスト化を図ることができる。
　そして、オープンインペラ１３を用いると、流体漏れを生じることになるが、当該オープンインペラ１３を、流体Ｇの体積流量が最も多くなる、吸込口２１，２６の流体流れ方向直下に位置する段に配置させているため、流体漏れが発生しても、流体Ｇの圧縮効率への影響を最小限に抑えることができる。
　更に、羽根４２の後縁４２ａを傾斜させることにより、オープンインペラ１３を、体積流量が多くなる段に、容易に適用させることができる。
　１，２ 遠心圧縮機、１１ ケーシング、１２ 回転軸、１３ オープンインペラ、１４ クローズドインペラ、１５ 軸受、２０ 流路、２１ 吸込口、２２ 排出口、２３ 壁面、２４ ディフューザ流路、２５ リターン流路、２６ 中間吸込口、２７ 合流部、３１ ハブ、３２ 羽根、３２ａ 後縁、３４ 圧縮流路、４１ ハブ、４２ 羽根、４２ａ 後縁、４３ シュラウド、４４ 圧縮流路、Ｇ 流体、α 傾斜角度、β 吐出角度

Claims (3)

  1. 　回転軸と共に回転することにより、遠心力を利用して、流体を圧送する複数のインペラを、軸方向に沿って多段に設けて、吸込口から吸い込んだ流体を、段階的に圧縮する遠心圧縮機において、
    　前記回転軸を中心として放射状に配置される複数の羽根と、前記複数の羽根を径方向外側から覆うシュラウドとを有するクローズドインペラと、
    　前記複数の羽根を有する一方、前記シュラウドを有していないオープンインペラとを備え、
    　前記クローズドインペラを、少なくとも、最後段に配置し、
    　前記オープンインペラを、少なくとも、前記吸込口の流体流れ方向直下に位置する段に配置する
    　ことを特徴とする遠心圧縮機。
  2. 　請求項１に記載の遠心圧縮機において、
    　前記オープンインペラにおける前記羽根の後縁は、軸方向後端側に向かうに従って、径方向内側に向けて漸次傾斜する
    　ことを特徴とする遠心圧縮機。
  3. 　請求項２に記載の遠心圧縮機において、
    　前記後縁における前記回転軸の軸心に対する傾斜角度は、前記オープンインペラが後段に配置される程、小さくなる
    　ことを特徴とする遠心圧縮機。
PCT/JP2016/072880 2015-12-04 2016-08-04 遠心圧縮機 WO2017094287A1 (ja)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US15/781,430 US10670025B2 (en) 2015-12-04 2016-08-04 Centrifugal compressor

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2015-237121 2015-12-04
JP2015237121A JP2017101636A (ja) 2015-12-04 2015-12-04 遠心圧縮機

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2017094287A1 true WO2017094287A1 (ja) 2017-06-08

Family

ID=58796739

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2016/072880 WO2017094287A1 (ja) 2015-12-04 2016-08-04 遠心圧縮機

Country Status (3)

Country Link
US (1) US10670025B2 (ja)
JP (1) JP2017101636A (ja)
WO (1) WO2017094287A1 (ja)

Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB2555567A (en) * 2016-09-21 2018-05-09 Cummins Ltd Turbine wheel for a turbo-machine
JP6935312B2 (ja) * 2017-11-29 2021-09-15 三菱重工コンプレッサ株式会社 多段遠心圧縮機
JP2021067227A (ja) 2019-10-24 2021-04-30 三菱重工コンプレッサ株式会社 遠心圧縮機
NL2024911B1 (nl) * 2020-02-14 2021-09-15 Mi Partners B V Inrichting met contactloze warmteoverdracht

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH06193585A (ja) * 1992-10-15 1994-07-12 Man Gutehoffnungshuette Ag 戻り段及び半径方向膨張機を持つ伝動装置付き多軸ターボ圧縮機
JPH10184585A (ja) * 1996-12-07 1998-07-14 Ghh Borsig Turbomas Gmbh 硫化水素成分を含むガスのための圧縮機
JP2009221984A (ja) * 2008-03-17 2009-10-01 Ihi Corp 遠心圧縮機
WO2012007465A1 (de) * 2010-07-15 2012-01-19 Siemens Aktiengesellschaft Zentrifugalverdichter

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5228832A (en) * 1990-03-14 1993-07-20 Hitachi, Ltd. Mixed flow compressor
US6162015A (en) * 1995-03-13 2000-12-19 Hitachi, Ltd. Centrifugal type fluid machine
JP2002257080A (ja) 2001-03-02 2002-09-11 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 遠心圧縮機の軸位置自動調整装置
US20080229742A1 (en) * 2007-03-21 2008-09-25 Philippe Renaud Extended Leading-Edge Compressor Wheel
JP5905268B2 (ja) * 2012-01-17 2016-04-20 三菱重工業株式会社 遠心圧縮機
ITCO20120030A1 (it) * 2012-06-06 2013-12-07 Nuovo Pignone Srl Compressori ad alto rapporto di pressione con intercooler multiplo e relativi metodi
JP5611307B2 (ja) 2012-11-06 2014-10-22 三菱重工業株式会社 遠心回転機械のインペラ、遠心回転機械
JP6184018B2 (ja) * 2014-02-06 2017-08-23 三菱重工業株式会社 中間吸込型ダイアフラムおよび遠心回転機械
WO2017017025A1 (en) * 2015-07-24 2017-02-02 Nuovo Pignone Tecnologie Srl Lng plant including an axial compressor and a centrifugal compressor

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH06193585A (ja) * 1992-10-15 1994-07-12 Man Gutehoffnungshuette Ag 戻り段及び半径方向膨張機を持つ伝動装置付き多軸ターボ圧縮機
JPH10184585A (ja) * 1996-12-07 1998-07-14 Ghh Borsig Turbomas Gmbh 硫化水素成分を含むガスのための圧縮機
JP2009221984A (ja) * 2008-03-17 2009-10-01 Ihi Corp 遠心圧縮機
WO2012007465A1 (de) * 2010-07-15 2012-01-19 Siemens Aktiengesellschaft Zentrifugalverdichter

Also Published As

Publication number Publication date
US10670025B2 (en) 2020-06-02
US20180347571A1 (en) 2018-12-06
JP2017101636A (ja) 2017-06-08

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP6184018B2 (ja) 中間吸込型ダイアフラムおよび遠心回転機械
EP3514392B1 (en) Centrifugal compressor
WO2014115417A1 (ja) 遠心回転機械
WO2017094287A1 (ja) 遠心圧縮機
KR101743376B1 (ko) 원심 압축기
JP2010001851A (ja) 羽根無しディフューザを備えた遠心圧縮機および羽根無しディフューザ
JP6133801B2 (ja) ダイアフラム、および遠心回転機械
WO2018181343A1 (ja) 遠心圧縮機
US20070081889A1 (en) Multi-stage friction vacuum pump
WO2014122819A1 (ja) 遠心圧縮機
WO2018155546A1 (ja) 遠心圧縮機
JP6158008B2 (ja) 回転機械
JP6349645B2 (ja) 遠心圧縮機及び多段圧縮装置
US11499569B2 (en) Mixed-flow compressor with counter-rotating diffuser
JP2015190383A (ja) 遠心圧縮機及び多段圧縮装置
JP4801377B2 (ja) ターボ圧縮機
CN111608952B (zh) 叶轮以及旋转机械
JP5182519B2 (ja) 遠心圧縮機
CN113446260B (zh) 叶轮以及离心压缩机
JP6168705B2 (ja) 遠心式圧縮機のインペラ
WO2019107488A1 (ja) 多段遠心圧縮機、ケーシング及びリターンベーン
JP2005194994A (ja) ターボ型真空ポンプ

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 16870228

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 16870228

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1