WO2017122307A1 - 圧縮機インペラ及びその製造方法 - Google Patents

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WO2017122307A1
WO2017122307A1 PCT/JP2016/050923 JP2016050923W WO2017122307A1 WO 2017122307 A1 WO2017122307 A1 WO 2017122307A1 JP 2016050923 W JP2016050923 W JP 2016050923W WO 2017122307 A1 WO2017122307 A1 WO 2017122307A1
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blade
compressor impeller
leading edge
blades
angle
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PCT/JP2016/050923
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健一郎 岩切
勲 冨田
茨木　誠一
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三菱重工業株式会社
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    • F05D2240/307—Characteristics of rotor blades, i.e. of any element transforming dynamic fluid energy to or from rotational energy and being attached to a rotor related to the tip of a rotor blade

Definitions

  • the present disclosure relates to a compressor impeller and a manufacturing method thereof.
  • Compressors such as centrifugal compressors, axial flow compressors, and axial flow compressors are configured to impart kinetic energy to fluid by rotation of a compressor impeller and convert the kinetic energy into pressure to obtain a high-pressure fluid. ing.
  • Such a compressor is required to have a high pressure ratio and high efficiency in a wide operating range, and various devices are applied.
  • Patent Document 1 discloses a centrifugal compressor intended to suppress turning stall.
  • Rotating stall is an unstable phenomenon in which the stall area generated in the blade propagates in the rotational direction from the blade to the blade at a speed slower than the peripheral speed of the impeller during operation in a low flow area.
  • the compressor is provided on the inner peripheral surface of the casing or the outer peripheral surface of the rotation shaft of the impeller on the upstream side of the blade leading edge of the impeller, and rotates relative to the blade.
  • a suppression member that suppresses the growth of the vortex of the fluid formed in the vicinity of the edge, the rotation stall is suppressed.
  • This invention is made in view of the subject mentioned above, Comprising: It is providing the compressor impeller which can suppress a rotation stall with a simple structure, and its manufacturing method.
  • a compressor impeller is a blade group including a hub and a plurality of blades arranged along the circumferential direction on the outer peripheral surface of the hub, and each of the blades A blade group configured so that the hub side ends of the leading edge are aligned on the same circle, wherein the plurality of blades have at least one first blade, and the shape of the first blade
  • the blade angle of the leading edge of the first blade and the blade angle of the leading edge of the second blade are compared at the same position in the radial direction of the compressor impeller.
  • the blade angle of the leading edge of the first blade is different from the blade angle of the leading edge of the second blade in at least a partial range in the radial direction of the compressor impeller.
  • the blade angle of the leading edge of the first blade and the leading edge of the second blade of the blade group configured such that the hub side ends of the leading edge are aligned on the same circle.
  • the blade angle of the leading edge of the first blade and the front of the second blade are at least partially in the radial direction of the compressor impeller.
  • the edge wing angle is different.
  • the stall characteristics of the first blade and the stall characteristics of the second blade can be made different from each other among the stall characteristics of a plurality of blades configured such that the hub side ends of the leading edge are aligned on the same circle.
  • the at least one first blade includes a plurality of first blades
  • the at least one second blade includes a plurality of first blades.
  • the number of the second blades included in the blade group is smaller than the number of the first blades included in the blade group, and the plurality of second blades are arranged between the first blades. Includes a pair of second blades that are not disposed.
  • the number of the second blades included in the blade group is the number of the first blades included in the blade group.
  • the compressor impeller In at least a partial range in the radial direction, the blade angle of the leading edge of the second blade is larger than the blade angle of the leading edge of the second blade.
  • the blade angle of the leading edge of the relatively large number of first blades is a relatively small blade angle considering the intake air volume on the large flow rate side.
  • the blade angle of the leading edge of the second blade with a small number of sheets is a relatively large blade angle matched to the small flow rate side (it is difficult to stall even at low flow). Therefore, it is possible to inhibit the uniform propagation and development of the rotating stall while suppressing a reduction in the intake air volume of the compressor impeller.
  • the blade angle at the tip side end of the leading edge of the second blade is at the tip side end of the leading edge of the first blade. Greater than wing angle.
  • the rotational stall in the compressor impeller is likely to occur in the region on the tip side of the blade. For this reason, as described in the above (4), by making the blade angle at the tip side end of the leading edge of the second blade larger than the blade angle at the tip side end of the leading edge of the first blade, the turning stall is reduced. It can be effectively suppressed.
  • the blade angle at the tip side end of the leading edge of the second blade is at the tip side end of the leading edge of the first blade. More than 5 degrees larger than the wing angle.
  • the blade angle at the hub side end of the leading edge of the first blade may be the leading edge of the second blade. It is equal to the blade angle at the hub side end.
  • the rotational stall in the compressor impeller is likely to occur in the region on the tip side of the blade, so the blade angle at the hub side end of the leading edge of the second blade is set at the hub side end of the leading edge of the first blade. Even if it is larger than the blade angle, the effect of suppressing the turning stall is relatively small.
  • configuring the second blade so as to have a large blade angle matched to the small flow rate side in a wide range in the radial direction of the compressor impeller can cause a reduction in the intake air amount of the compressor impeller.
  • the blade angle at the tip side end of the leading edge of the second blade is made larger than the blade angle at the tip side end of the leading edge of the first blade, as described in (6) above,
  • the blade angle at the hub side end of the leading edge is made equal to the blade angle at the hub side end of the leading edge of the second blade, so that a reduction in the suction air volume of the compressor impeller is suppressed and uniform propagation of the rotation stall and Can inhibit development.
  • the blade angle of the leading edge of the first blade and the blade angle of the leading edge of the second blade are set to the compressor impeller.
  • the blade angle of the leading edge of the second blade is a tip from a predetermined position that is 50% or more of the blade height of the second blade in the radial direction of the compressor impeller.
  • the first blade is larger than the blade angle of the leading edge of the first blade in the range to the side end. Is equal to the wing angle of the leading edge.
  • the first blade and the second blade are in an axial direction of the compressor impeller. Only the shape on the upstream side from the reference position is different, and the shape on the downstream side from the reference position in the axial direction of the compressor impeller is the same.
  • the first blade and the second blade have a shape on the leading edge side that is likely to contribute to the improvement of the rotating stall (upstream from the reference position in the axial direction of the compressor impeller).
  • the shape of the trailing edge (the shape on the downstream side from the reference position in the axial direction of the compressor impeller) that is unlikely to contribute to the improvement of the turning stall and easily affects the blade element performance is the same. Has been. Thereby, since a turning stall can be suppressed, suppressing the fall of blade element performance, the performance of a compressor impeller can be improved effectively.
  • the reference position is the tip side end of the leading edge of the blade adjacent to the suction surface side of the second blade. It is a position upstream from the intersection of the perpendicular drawn to the suction surface of the two blades and the suction surface.
  • a manufacturing method for manufacturing a compressor impeller according to at least one embodiment of the present invention is a manufacturing method for manufacturing the compressor impeller according to any one of (1) to (9) above.
  • a first blade forming step for forming a plurality of first blades having the same shape, and bending processing is performed on a front edge side portion of a part of the first blades among the plurality of first blades formed in the first blade forming step.
  • a compressor impeller capable of suppressing a rotating stall with a simple configuration and a manufacturing method thereof are provided.
  • FIG. 1 is an axial view of a compressor impeller 100 (100A) according to an embodiment. It is a figure showing a part of meridional section along an axis of compressor impeller 100 (100A) concerning one embodiment.
  • FIG. 3 is a schematic diagram for explaining the shapes of a first blade 12 and a second blade 14.
  • FIG. 3 is a blade development view schematically showing the positional relationship of a plurality of blades 4 on the tip side.
  • a line indicating the blade 4 is a camber line connecting the intermediate points between the suction surface and the pressure surface of the blade 4.
  • FIG. 3 is a blade row development view schematically showing a positional relationship of a plurality of blades 4 on the hub side.
  • a line indicating the blade 4 is a camber line connecting the intermediate points between the suction surface and the pressure surface of the blade 4. It is a figure which shows typically the state of the turning stall in a comparison form.
  • a line indicating the blade 4 is a camber line connecting the intermediate points between the suction surface and the pressure surface of the blade 4. It is a figure which shows typically the state of the turning stall in embodiment.
  • a line indicating the blade 4 is a camber line connecting the intermediate points between the suction surface and the pressure surface of the blade 4. It is a figure which shows the comparison of the surge line in embodiment and a comparison form. It is the schematic for demonstrating the other example of the shape of the 1st braid
  • FIG. 4 a line indicating the blade 4 is a camber line connecting the intermediate points between the suction surface and the pressure surface of the blade 4. It is an axial view of the compressor impeller 100 (100B) according to one embodiment. It is a figure showing a part of meridional section along an axis of compressor impeller 100 (100B) concerning one embodiment.
  • FIG. 6 is a blade development diagram schematically showing an example of a positional relationship between a plurality of full blades 4f and a plurality of splitter blades 4s on the chip side.
  • the line indicating the blade 4 (4f, 4s) is a camber line connecting the midpoint between the suction surface and the pressure surface of the blade 4 (4f, 4s).
  • FIG. 6 is a blade development diagram schematically showing an example of a positional relationship between a plurality of full blades 4f and a plurality of splitter blades 4s on the chip side.
  • the line indicating the blade 4 (4f, 4s) is a camber line connecting the intermediate points between the suction surface and the pressure surface of the blade 4 (4f, 4s).
  • FIG. 6 is a blade development diagram schematically showing an example of a positional relationship between a plurality of full blades 4f and a plurality of splitter blades 4s on the chip side.
  • the line indicating the blade 4 (4f, 4s) is a camber line connecting the midpoint between the suction surface and the pressure surface of the blade 4 (4f, 4s). It is a figure showing a part of meridional section along an axis of compressor impeller 100 concerning one embodiment.
  • an expression indicating that things such as “identical”, “equal”, and “homogeneous” are in an equal state not only represents an exactly equal state, but also has a tolerance or a difference that can provide the same function. It also represents the existing state.
  • expressions representing shapes such as quadrangular shapes and cylindrical shapes represent not only geometrically strict shapes such as quadrangular shapes and cylindrical shapes, but also irregularities and chamfers as long as the same effects can be obtained. A shape including a part or the like is also expressed.
  • the expressions “comprising”, “comprising”, “comprising”, “including”, or “having” one constituent element are not exclusive expressions for excluding the existence of the other constituent elements.
  • FIG. 1 is an axial view of a compressor impeller 100 (100A) according to an embodiment.
  • FIG. 2 is a diagram showing a part of a meridional section along the axis of the compressor impeller 100 (100A) shown in FIG.
  • the compressor impeller 100 is a blade group 6 including a hub 2 and a plurality of blades 4 arranged on the outer peripheral surface 2a of the hub 2 at intervals in the circumferential direction.
  • a blade group 6 configured such that the front end hub side end 4A of each blade 4 is aligned on the same circle C1 centering on the rotation axis O of the compressor impeller.
  • the blade group 6 is configured such that the positions of the hub side ends 4A of the plurality of blades 4 in the axial direction of the compressor impeller 100 are the same.
  • the plurality of blades 4 include at least one first blade 12 and at least one second blade 14 having a shape different from that of the first blade 12.
  • FIG. 3 is a schematic view for explaining the shapes of the first blade 12 and the second blade 14.
  • FIG. 4 is a blade development diagram schematically showing the positional relationship of the plurality of blades 4 on the tip side.
  • FIG. 5 is a blade development view schematically showing the positional relationship of the plurality of blades 4 on the hub side. 4 and 5, the horizontal axis indicates the position r ⁇ in the circumferential direction of the compressor impeller 100, and the vertical axis indicates the distance from the leading edge 12LE in the meridional surface direction m. As shown in FIG.
  • the “meridional surface direction m” refers to a direction along a line connecting points having equal blade height ratios from the leading edge 12 LE to the trailing edge 12 TE of the blade 4 in the meridional section of the impeller 100. Means.
  • the “blade height ratio” is defined as follows. First, as shown in FIG. 15, the meridian length from the position of the leading edge 12LE at the hub side end of the blade 4 to the position of the trailing edge 12TE is mh, and from the position of the leading edge 12LE at the tip end of the blade 4 The meridian length to the position of the trailing edge 12TE is assumed to be mt.
  • the ratio of the meridional length from the position of the leading edge 12LE at the hub side end of the blade 4 to a certain position P divided by the meridional length mh and the position of the leading edge 12LE at the tip end of the blade 4 Position P and position Q such that the ratio of meridional length up to a certain position Q divided by meridional length mh is equal (for example, position P and position Q where the two ratios are 20%, respectively) )
  • Is defined as the blade height h at a certain meridional surface position (%).
  • a value y / h obtained by dividing the distance y from the outer peripheral surface 2a of the hub 2 in the blade height direction along the line segment by the blade height h is defined as a blade height ratio.
  • the blade angle ⁇ 1 at the leading edge 12LE of the first blade 12 and the blade angle ⁇ 2 at the leading edge 14LE of the second blade 14 are compared at the same position r in the radial direction of the compressor impeller 100.
  • the blade angle ⁇ 1 at the front edge 12LE of the first blade 12 and the blade angle ⁇ 2 at the front edge 14LE of the second blade 14 are different in at least a partial range w1 in the radial direction of the compressor impeller 100.
  • the “blade angle ⁇ ” means an angle ⁇ (see, for example, FIG. 4) formed by the meridional surface direction m and the camber line at a certain blade height ratio y / h. It is defined by the following equation (1) using the position r ⁇ in the direction.
  • the stall characteristics of the first blade 12 and the second blade among the stall characteristics of the plurality of blades 4 can be made different. Therefore, compared with the case where the shapes of the plurality of blades 4 are uniform, the uniform propagation and development of the turning stall can be inhibited. Thereby, the characteristics on the low flow rate side of the compressor can be improved. Further, since a restraining member as an additional part as described in the prior art (Japanese Patent Application Laid-Open No. 2014-118916) is not required, the configuration can be simplified as compared with the prior art.
  • the at least one first blade 12 includes a plurality of first blades 12, and the at least one second blade 14 includes a plurality of second blades 14.
  • the number of the second blades 14 included in the blade group 6 is smaller than the number of the first blades 12 included in the blade group 6.
  • the plurality of second blades 14 include a pair of second blades 14 in which the first blades 12 are not disposed between each other in the circumferential direction of the compressor impeller 100.
  • the blade group 6 includes six blades 4, and the six blades 4 include four first blades 12 and two second blades 14. Further, the first blade 12 is not disposed between the two second blades 14.
  • the said effect to inhibit can be heightened.
  • the blade angle ⁇ 1 of the leading edge 12LE of the first blade 12 and the blade angle ⁇ 2 of the leading edge 14LE of the second blade 14 are set in the radial direction of the compressor impeller 100.
  • the blade angle ⁇ 2 of the leading edge 14LE of the second blade 14 is equal to the blade of the leading edge 12LE of the first blade 12 in at least a partial range w1 in the radial direction of the compressor impeller 100. It is larger than the angle ⁇ 1.
  • leading edges 12LE of the first blades 12 have a relatively small blade angle ⁇ 1 in consideration of the intake air amount on the large flow rate side in the above range 21, the reduction in the intake air amount of the compressor impeller 100 is suppressed. be able to. For this reason, the fall of the suction
  • the blade angle ⁇ 2 at the tip side end 14E of the leading edge 14LE of the second blade 14 is larger than the blade angle ⁇ 1 at the tip side end 12E of the leading edge 12LE of the first blade 12. .
  • it is desirable that the blade angle ⁇ 2 at the tip side end 14E of the leading edge 14LE of the second blade 14 is larger than the blade angle ⁇ 1 at the tip side end 12E of the leading edge 12LE of the first blade 12 by 5 degrees or more.
  • the rotating stall in the compressor impeller is likely to occur in the tip side region of the leading edge of the blade.
  • the blade angle ⁇ 2 of the tip side end 14E of the leading edge 14LE of the second blade 14 is made larger than the blade angle ⁇ 1 of the tip side end 12E of the leading edge 12LE of the first blade 12, thereby turning. Stall can be effectively suppressed.
  • the blade angle ⁇ 2 of the hub side end 14A of the leading edge 14LE of the second blade 14 is equal to the blade angle ⁇ 1 of the hub side end 12A of the leading edge 12LE of the first blade 12 in FIG. .
  • the rotating stall in the compressor impeller is likely to occur in the tip side region of the blade, so the blade angle ⁇ 2 at the hub side end 14A of the leading edge 14LE of the second blade 14 is set to the leading edge of the first blade 12. Even if the blade angle is larger than the blade angle ⁇ 1 at the hub side end 12A of 12LE, the effect of suppressing the turning stall is relatively small. Further, configuring the second blade 14 so as to have a large blade angle ⁇ 2 matched to the small flow rate side in a wide range in the radial direction of the compressor impeller 100 can be a factor of reducing the intake air amount of the compressor impeller 100. .
  • the blade angle ⁇ 2 at the tip side end 14E of the leading edge 14LE of the second blade 14 is made larger than the blade angle ⁇ 1 at the tip side end 12E of the leading edge 12LE of the first blade 12, while 2
  • the blade angle at the hub side end 14A of the leading edge 14LE of the blade 14 equal to the blade angle ⁇ 1 at the hub side end 12A of the leading edge 12LE of the first blade 12
  • the blade angle ⁇ 1 of the leading edge 12LE of the first blade 12 and the blade angle ⁇ 2 of the leading edge 14LE of the second blade 14 are the same in the radial direction of the compressor impeller 100.
  • the blade angle ⁇ 2 of the leading edge 14LE of the second blade 14 is a predetermined position P1 (for example, the first blade 14h) of 50% or more of the blade height h of the second blade 14 in the radial direction of the compressor impeller 100.
  • the blade angle ⁇ 1 of the leading edge 12LE of the first blade 12 is equal.
  • the rotating stall in the compressor impeller is likely to occur in the tip side region of the leading edge of the blade, so the blade angle ⁇ 2 on the hub side of the leading edge 14LE of the second blade 14 is set to the leading edge of the first blade. Even if the blade angle is larger than the blade angle ⁇ 1 on the hub side of 12LE, the effect of suppressing the turning stall is relatively small. Further, configuring the second blade 14 so that the leading edge 14LE has a large blade angle ⁇ 2 matched to the small flow rate side in a wide range in the radial direction of the compressor impeller 100 reduces the intake air amount of the compressor impeller 100. Can be a factor.
  • the blade angle ⁇ 2 of the leading edge 14LE of the second blade 14 ranges from a predetermined position P1 of 50% or more of the blade height h of the second blade 14 in the radial direction of the compressor impeller 100 to the tip side end 14E.
  • w1 in the range w2 from the hub side end 14A of the second blade 14 to the predetermined position P1 in the radial direction of the compressor impeller 100 while being larger than the blade angle ⁇ 1 of the leading edge 12LE of the first blade 12.
  • the first blade 12 and the second blade 14 differ only in the shape of the upstream side from the reference position P2 in the axial direction of the compressor impeller 100, and the compressor The shape on the downstream side from the reference position P2 in the axial direction of the impeller 100 is the same.
  • the shapes of the trailing edges of the plurality of blades 4 be uniform. That is, it is desirable that the shape of the trailing edge 12TE side of the blade 12 and the shape of the trailing edge 14TE side of the blade 14 are the same. For this reason, the first blade 12 and the second blade 14 are different only in the shape of the leading edge side (the shape on the upstream side from the reference position P2 in the axial direction of the compressor impeller 100) that easily contributes to the improvement of the turning stall.
  • the trailing edge side shape (shape on the downstream side from the reference position P2 in the axial direction of the compressor impeller 100) that is unlikely to contribute to the improvement of the stall and easily affect the blade element performance is configured to be the same. Thereby, since a turning stall can be suppressed, suppressing the fall of blade element performance, the performance of the compressor impeller 100 can be improved effectively.
  • the reference position P ⁇ b> 2 is the tip side end of the front edge of the blade 4 adjacent to the suction surface 14 ⁇ / b> S side of the second blade 14 (first shape in the illustrated form). This is a position upstream from the intersection P3 (the throat position of the second blade) between the normal line L drawn from the tip side end 12E of the leading edge 12LE of the blade 12 to the suction surface 14S of the second blade 14 and the suction surface 14S. .
  • the throat between the blade 4 adjacent to the suction surface 14S side of the second blade 14 and the second blade 14 is provided. While suppressing the change of the width S, the blade angle ⁇ 1 of the first blade 12 and the blade angle ⁇ 2 of the second blade 14 can be made different as described above. Therefore, it is possible to suppress the turning stall while suppressing a decrease in the intake air volume of the compressor impeller 100.
  • the above-described compressor impeller 100 can be manufactured by, for example, machining or casting, but a first blade forming step for forming a plurality of first blades 12 having the same shape, and a first blade formation Among the plurality of first blades 12 formed in the process, only a part 12P (see FIG. 3) on the tip side and the front edge side of some of the first blades 12 is smoothly curved in an arc shape on the pressure surface side.
  • the second blade can be obtained simply by bending the first blade 12 created through the first blade forming step. 14 can be formed, the compressor impeller 100 can be easily manufactured.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiments, and includes forms obtained by modifying the above-described embodiments and forms obtained by appropriately combining these forms.
  • the first blade 12 and the second blade 14 differ only in the shape of the upstream side from the reference position P2 in the axial direction of the compressor impeller 100, and from the reference position P2 in the axial direction of the compressor impeller 100.
  • the form where the downstream shape is the same is shown.
  • the present invention is not limited to such a form.
  • the second blade 14 is different from the first blade 12 in the entire range of the second blade 14 in the axial direction of the compressor impeller 100.
  • You may have a shape.
  • the blade angle ⁇ 1 at the leading edge 12LE of the first blade 12 and the blade angle ⁇ 2 at the leading edge 14LE of the second blade 14 are the same in the radial direction of the compressor impeller 100.
  • the blade angle ⁇ 1 at the leading edge 12LE of the first blade 12 and the blade angle ⁇ 2 at the leading edge 14LE of the second blade 14 are different in at least a partial range in the radial direction of the compressor impeller 100. That's fine. Thereby, as mentioned above, uniform propagation and development of turning stall can be suppressed.
  • the change in the throat width S between the blade 4 adjacent to the suction surface 14S side of the second blade 14 and the second blade 14 is suppressed as described above. Since the blade angle ⁇ 1 of the first blade 12 and the blade angle ⁇ 2 of the second blade 14 can be made different from each other, from the viewpoint of suppressing a reduction in the intake air volume of the compressor impeller 100, the configuration shown in FIG. Is preferable to the embodiment shown in FIG.
  • one blade group 6 (one blade group 6 including a plurality of blades 4 arranged on the outer peripheral surface 2 a of the hub 2 at intervals in the circumferential direction,
  • the compressor impeller 100 having the blade group 6) configured so that the hub side end 4A of the edge is aligned on the same circle C centering on the rotation axis O of the compressor impeller is illustrated.
  • the compressor impeller 100 may include a plurality of blade groups.
  • the compressor impeller 100 (100B) includes two blade groups, a full blade group 6f and a splitter blade group 6s.
  • the full blade group 6f includes a plurality of full blades 4f arranged on the outer peripheral surface 2a of the hub 2 at intervals in the circumferential direction.
  • the hub side end 4Af of the front edge in each of the full blades 4f is aligned on the same circle Cf around the rotation axis O of the compressor impeller.
  • the splitter blade group 6s is composed of a plurality of splitter blades 4s arranged on the outer peripheral surface 2a of the hub 2 at intervals in the circumferential direction.
  • the splitter blade 4s has a blade length shorter than that of the full blade 4f, and each of the plurality of splitter blades 4s is provided between two full blades 4f adjacent to each other.
  • the hub-side end 4As at the front edge of each of the plurality of splitter blades 4s is aligned on the same circle Cs with the rotation axis O of the compressor impeller 100 as the center.
  • the hub-side end 4As at the front edge of the plurality of splitter blades 4s is located downstream of the hub-side end 4Af at the front edge of the plurality of full blades 4f.
  • the circle Cs has a larger radius than the circle Cf and is located downstream of the circle Cf in the suction direction of the compressor impeller 100.
  • the invention relating to the blade group 6 of the compressor impeller 100 (100A) described with reference to FIGS. 1 to 9 is applied only to the full blade group 6f as shown in FIG. Alternatively, it may be applied only to the splitter blade group 6s as shown in FIG. 13, or may be applied to each of the full blade group 6f and the splitter blade group 6s as shown in FIG. .
  • the plurality of full blades 4f constituting the full blade group 6f includes at least one first blade 12f and at least one second blade 14f having a shape different from that of the first blade 12f.
  • the blade angle ⁇ 1f of the leading edge 12LEf of the first blade 12f and the blade angle ⁇ 2f of the leading edge 14LEf of the second blade 14f are compared at the same position in the radial direction of the compressor impeller 100, the compressor impeller
  • the blade angle ⁇ 1f of the front edge 12LEf of the first blade 12f is different from the blade angle ⁇ 2f of the front edge 14LEf of the second blade 14f in at least a partial range in the radial direction of 100 (see range w1 in FIG. 3).
  • the stall characteristics of the first blade 12f and the stall characteristics of the second blade 14f among the stall characteristics of the plurality of full blades 4f configured so that the hub side ends 4Af of the leading edge are aligned on the same circle. Can be different. Therefore, compared with the case where the shape of the plurality of full blades 4f is uniform, the uniform propagation and development of the turning stall can be inhibited. Thereby, the characteristics on the low flow rate side of the compressor can be improved. Further, since a restraining member as an additional part as described in the prior art (Japanese Patent Application Laid-Open No. 2014-118916) is not required, the configuration can be simplified as compared with the prior art.
  • the plurality of splitter blades 4s constituting the splitter blade group 6s includes at least one first blade 12s and at least one second blade 14s having a shape different from that of the first blade 12s. Further, when the blade angle ⁇ 1s of the leading edge 12LEs of the first blade 12s and the blade angle ⁇ 2s of the leading edge 14LEs of the second blade 14s are compared at the same position in the radial direction of the compressor impeller 100, the compressor impeller The blade angle ⁇ 1s of the leading edge 12LEs of the first blade 12s and the blade angle ⁇ 2s of the leading edge 14LEs of the second blade 14s are different in at least a partial range in the radial direction of 100 (see the range w1 in FIG. 3).
  • the stall characteristics of the first blade 12s and the stall characteristics of the second blade 14s among the stall characteristics of the plurality of splitter blades 4s configured so that the hub side ends 4As of the leading edge are aligned on the same circle. Can be different. Therefore, compared with the case where the shape of the plurality of splitter blades 4s is uniform, the uniform propagation and development of the rotation stall can be inhibited. Thereby, the characteristics on the low flow rate side of the compressor can be improved. Moreover, since the suppression member as an additional component as described in the above prior art is not required, the configuration can be simplified as compared with the prior art.
  • the plurality of full blades 4f constituting the full blade group 6f include at least one first blade 12f and at least one second blade 14f having a shape different from that of the first blade 12f.
  • the blade angle ⁇ 1f of the leading edge 12LEf of the first blade 12f and the blade angle ⁇ 2f of the leading edge 14LEf of the second blade 14f are compared at the same position in the radial direction of the compressor impeller 100, the compressor impeller
  • the blade angle ⁇ 1f of the front edge 12LEf of the first blade 12f is different from the blade angle ⁇ 2f of the front edge 14LEf of the second blade 14f in at least a partial range in the radial direction of 100 (see range w1 in FIG. 3).
  • the plurality of splitter blades 4s constituting the splitter blade group 6s include at least one first blade 12s and at least one second blade 14s having a shape different from that of the first blade 12s.
  • the blade angle ⁇ 1s of the leading edge 12LEs of the first blade 12s and the blade angle ⁇ 2s of the leading edge 14LEs of the second blade 14s are compared at the same position in the radial direction of the compressor impeller 100, the compressor impeller
  • the blade angle ⁇ 1s of the leading edge 12LEs of the first blade 12s and the blade angle ⁇ 2s of the leading edge 14LEs of the second blade 14s are different in at least a partial range in the radial direction of 100 (see the range w1 in FIG. 3).
  • the stall characteristics of the first blade 12f and the stall characteristics of the second blade 14f among the stall characteristics of the plurality of full blades 4f configured so that the hub side ends 4Af of the leading edge are aligned on the same circle. Can be different. Therefore, compared with the case where the shape of the plurality of full blades 4f is uniform, the uniform propagation and development of the turning stall can be inhibited. Further, among the stall characteristics of the plurality of splitter blades 4s configured such that the hub side end 4As of the leading edge is aligned on the same circle, the stall characteristics of the first blade 12s and the stall characteristics of the second blade 14s are made different. be able to.
  • the configuration can be simplified as compared with the prior art.
  • the centrifugal compressor is exemplified.
  • the present invention is not limited to the centrifugal compressor, and may be applied to an axial flow compressor or a mixed flow compressor.

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Abstract

ハブと、ハブの外周面に周方向に沿って配列された複数のブレードからなるブレード群であって、ブレードの各々における前縁のハブ側端が同一円上に揃うように構成されたブレード群と、を備える圧縮機インペラであって、複数のブレードは、少なくとも一つの第１ブレードと、第１ブレードと形状が異なる少なくとも一つの第２ブレードとを含み、第１ブレードの前縁の翼角と第２ブレードの前縁の翼角とを、圧縮機インペラの径方向における同一位置にて比較したときに、圧縮機インペラの径方向における少なくとも一部の範囲において、第１ブレードの前縁の翼角と第２ブレードの前縁の翼角とが異なる。

Description

圧縮機インペラ及びその製造方法
　本開示は、圧縮機インペラ及びその製造方法に関する。
　遠心圧縮機、軸流圧縮機及び軸流圧縮機等の圧縮機は、圧縮機インペラの回転によって流体に運動エネルギーを付与し、該運動エネルギーを圧力に変換して高圧の流体を得るよう構成されている。
　かかる圧縮機には、広い作動範囲において高圧力比と高効率化が求められており、種々の工夫が施されている。
　特許文献１には、旋回失速を抑制することを目的とした遠心圧縮機が開示されている。旋回失速とは、低流量域での運転時に、ブレードに生じる失速領域がインペラの周速よりも遅い速度でブレードからブレードへ回転方向に伝播する不安定現象である。
　旋回失速が発生した後に、さらに流量を減少させていくと、強い音響を伴う流れの脈動（サージング）が発生し、圧縮機の運転限界に達する。このため、圧縮機が安定して作動する作動範囲を拡大するために、旋回失速を抑制することが求められている。
　特許文献１に記載の圧縮機では、インペラのブレード前縁よりも上流側でケーシングの内周面又はインペラの回転軸の外周面に設けられてブレードに対して相対的に回転し、ブレードの前縁近傍に形成される流体の渦の成長を抑制する抑制部材を設けることによって、旋回失速の抑制を図っている。
特開２０１４－１１８９１６号公報
　特許文献１に記載の圧縮機では、旋回失速を抑制するためには、インペラのブレード前縁よりも上流側におけるケーシングの内周面又はインペラの外周面に、ブレードに対して相対的に回転する抑制部材を追加的に設ける必要があるため、必要な部品点数が増加して圧縮機の構成が複雑となってしまう。
　本発明は、上述した課題に鑑みなされたものであって、旋回失速を簡素な構成で抑制可能な圧縮機インペラ及びその製造方法を提供することである。
　（１）本発明の少なくとも一実施形態に係る圧縮機インペラは、ハブと、前記ハブの外周面に周方向に沿って配列された複数のブレードからなるブレード群であって、前記ブレードの各々における前縁のハブ側端が同一円上に揃うように構成されたブレード群と、を備える圧縮機インペラであって、前記複数のブレードは、少なくとも一つの第１ブレードと、前記第１ブレードと形状が異なる少なくとも一つの第２ブレードとを含み、前記第１ブレードの前縁の翼角と前記第２ブレードの前縁の翼角とを、前記圧縮機インペラの径方向における同一位置にて比較したときに、前記圧縮機インペラの径方向における少なくとも一部の範囲において、前記第１ブレードの前縁の翼角と前記第２ブレードの前縁の翼角とが異なる。
　上記（１）に記載の圧縮機インペラでは、前縁のハブ側端が同一円上に揃うように構成されたブレード群について、第１ブレードの前縁の翼角と第２ブレードの前縁の翼角とを、圧縮機インペラの径方向における同一位置にて比較したときに、圧縮機インペラの径方向における少なくとも一部の範囲において、第１ブレードの前縁の翼角と第２ブレードの前縁の翼角とが異なる。このため、前縁のハブ側端が同一円上に揃うように構成された複数のブレードの失速特性のうち、第１ブレードの失速特性と第２ブレードの失速特性とが異ならせることができる。したがって、上記複数のブレードの形状を一様とした場合と比較して、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害することができる。これにより、圧縮機の低流量側の特性を改善することができる。また、従来技術（特開２０１４－１１８９１６）で記載したような追加部品としての抑制部材も必要ないため、該従来技術よりも構成を簡素化することができる。
　（２）幾つかの実施形態では、上記（１）に記載の圧縮機インペラにおいて、前記少なくとも一つの第１ブレードは、複数の第１ブレードを含み、前記少なくとも一つの第２ブレードは、複数の第２ブレードを含み、前記ブレード群が備える前記第２ブレードの枚数は、前記ブレード群が備える前記第１ブレードの枚数よりも少なく、前記複数の第２ブレードは、互いの間に前記第１ブレードが配置されない一対の第２ブレードを含む。
　上記（２）に記載の圧縮機インペラによれば、比較的多数の第１ブレードとは失速特性が異なる比較的少数の第２ブレードがインペラの周方向に連続して並ぶため、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害する上記効果を高めることができる。
　（３）幾つかの実施形態では、上記（１）又は（２）に記載の圧縮機インペラにおいて、前記ブレード群が備える前記第２ブレードの枚数は、前記ブレード群が備える前記第１ブレードの枚数よりも少なく、前記第１ブレードの前縁の翼角と前記第２ブレードの前縁の翼角とを、前記圧縮機インペラの径方向における同一位置にて比較したときに、前記圧縮機インペラの径方向における少なくとも一部の範囲において、前記第２ブレードの前縁の翼角が前記第２ブレードの前縁の翼角より大きい。
　上記（３）に記載の圧縮機インペラでは、相対的に枚数の多い第１ブレードの前縁の翼角は大流量側の吸込風量を考慮した比較的小さな翼角となっており、相対的に枚数の少ない第２ブレードの前縁の翼角は小流量側にマッチングした（低流時においても失速しにくい）比較的大きな翼角となっている。したがって、圧縮機インペラの吸込風量の低下を抑制しつつ、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害することができる。
　（４）幾つかの実施形態では、上記（３）に記載の圧縮機インペラにおいて、前記第２ブレードの前縁のチップ側端における翼角は、前記第１ブレードの前縁のチップ側端における翼角より大きい。
　本発明者の知見によれば、圧縮機インペラにおける旋回失速は、ブレードのチップ側の領域で生じやすい。このため、上記（４）に記載のように、第２ブレードの前縁のチップ側端における翼角を、第１ブレードの前縁のチップ側端における翼角より大きくすることにより、旋回失速を効果的に抑制することができる。
　（５）幾つかの実施形態では、上記（４）に記載の圧縮機インペラにおいて、前記第２ブレードの前縁のチップ側端における翼角は、前記第１ブレードの前縁のチップ側端における翼角より５度以上大きい。
　上記（５）に記載の圧縮機インペラによれば、上記（４）に記載の効果を高い程度で奏する。
　（６）幾つかの実施形態では、上記（４）又は（５）に記載の圧縮機インペラにおいて、前記第１ブレードの前縁のハブ側端における翼角は、前記第２ブレードの前縁のハブ側端における翼角と等しい。
　上述のように、圧縮機インペラにおける旋回失速は、ブレードのチップ側の領域で生じやすいため、第２ブレードの前縁のハブ側端における翼角を、第１ブレードの前縁のハブ側端における翼角より大きくしても、旋回失速を抑制する効果は比較的小さい。また、小流量側にマッチングした大きな翼角を圧縮機インペラの径方向における広い範囲で有するように第２ブレードを構成することは、圧縮機インペラの吸込風量を低下させる要因となりうる。
　このため、第２ブレードの前縁のチップ側端における翼角を、第１ブレードの前縁のチップ側端における翼角より大きくしつつ、上記（６）に記載のように、第１ブレードの前縁のハブ側端における翼角は、第２ブレードの前縁のハブ側端における翼角と等しくすることで、圧縮機インペラの吸込風量の低下を抑制しつつ、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害することができる。
　（７）幾つかの実施形態では、上記（６）に記載の圧縮機インペラにおいて、前記第１ブレードの前縁の翼角と前記第２ブレードの前縁の翼角とを、前記圧縮機インペラの径方向における同一位置にて比較したときに、前記第２ブレードの前縁の翼角は、前記圧縮機インペラの径方向における前記第２ブレードの翼高さの５０％以上の所定位置からチップ側端までの範囲において、前記第１ブレードの前縁の翼角よりも大きく、前記圧縮機インペラの径方向における前記第２ブレードのハブ側端から前記所定位置までの範囲において、前記第１ブレードの前縁の翼角と等しい。
　上記（７）に記載の圧縮機インペラによれば、上記（６）に記載の効果を高い程度で奏する。
　（８）幾つかの実施形態では、上記（１）乃至（７）の何れか１項に記載の圧縮機インペラにおいて、前記第１ブレードと前記第２ブレードとは、前記圧縮機インペラの軸方向における基準位置から上流側の形状のみが異なり、前記圧縮機インペラの軸方向における前記基準位置から下流側の形状が同一である。
　ブレードの反りやブレードの後縁の翼角は翼素性能に大きく影響があるため、上記複数のブレードの後縁側の形状は、一様であることが望ましい。このため、上記（８）に記載の圧縮機インペラでは、第１ブレードと第２ブレードとは、旋回失速の改善に寄与しやすい前縁側の形状（圧縮機インペラの軸方向における基準位置から上流側の形状）のみが異なり、旋回失速の改善に寄与しにくく翼素性能に影響を与えやすい後縁側の形状（圧縮機インペラの軸方向における基準位置から下流側の形状）が同一であるように構成されている。これにより、翼素性能の低下を抑制しつつ旋回失速を抑制することができるため、圧縮機インペラの性能を効果的に向上することができる。
　（９）幾つかの実施形態では、上記（８）に記載の圧縮機インペラにおいて、前記基準位置は、前記第２ブレードの負圧面側に隣接する前記ブレードの前縁のチップ側端から前記第２ブレードの前記負圧面に引いた垂線と、前記負圧面との交点より上流側の位置である。
　上記（９）に記載の圧縮機インペラによれば、上記（８）に記載の基準位置をインペラの軸方向において上記交点（第２ブレードのスロート位置）よりも上流側の位置とすることにより、第２ブレードの負圧面側に隣接するブレードと該第２ブレードとの間のスロート幅を変化させることなく上記（１）乃至（８）に記載のように第１ブレードの翼角と第２ブレードの翼角とを異ならせることができる。したがって、圧縮機インペラの吸込み風量の低下を抑制しつつ、旋回失速を抑制することができる。
　（１０）本発明の少なくとも一実施形態に係る圧縮機インペラを製造する製造方法は、上記（１）乃至（９）の何れか１項に記載の圧縮機インペラを製造する製造方法であって、同一形状を有する複数の第１ブレードを形成する第１ブレード形成工程と、前記第１ブレード形成工程で形成した複数の第１ブレードのうち、一部の第１ブレードの前縁側部分に曲げ加工を施すことにより、前記少なくとも一つの第２ブレードを形成する第２ブレード形成工程と、を備える。
　上記（１０）に記載の圧縮機インペラを製造する製造方法によれば、同一形状を有する複数の第１ブレードを形成した後で、一部の第１ブレードのみに前縁部分に曲げ加工を施すだけで上記第２ブレードを形成することができるため、上記（１）乃至（９）の何れか１項に記載の遠心圧縮機インペラを容易に製造することができる。
　本発明の少なくとも一つの実施形態によれば、旋回失速を簡素な構成で抑制可能な圧縮機インペラ及びその製造方法が提供される。
一実施形態に係る圧縮機インペラ１００（１００Ａ）の軸方向視図である。 一実施形態に係る圧縮機インペラ１００（１００Ａ）の軸線に沿った子午断面の一部を示す図である。 第１ブレード１２及び第２ブレード１４の形状を説明するための概略図である。 複数のブレード４のチップ側における位置関係を概略的に示す翼列展開図である。なお、図４においてブレード４を示すラインは、ブレード４の負圧面と正圧面の中間点を結ぶキャンバラインである。 複数のブレード４のハブ側における位置関係を概略的に示す翼列展開図である。なお、図５においてブレード４を示すラインは、ブレード４の負圧面と正圧面の中間点を結ぶキャンバラインである。 比較形態における旋回失速の状態を模式的に示す図である。なお、図６においてブレード４を示すラインは、ブレード４の負圧面と正圧面の中間点を結ぶキャンバラインである。 実施形態における旋回失速の状態を模式的に示す図である。なお、図７においてブレード４を示すラインは、ブレード４の負圧面と正圧面の中間点を結ぶキャンバラインである。 実施形態と比較形態におけるサージラインの比較を示す図である。 第１ブレード１２及び第２ブレード１４の形状の他の例を説明するための概略図である。なお、図４においてブレード４を示すラインは、ブレード４の負圧面と正圧面の中間点を結ぶキャンバラインである。 一実施形態に係る圧縮機インペラ１００（１００Ｂ）の軸方向視図である。 一実施形態に係る圧縮機インペラ１００（１００Ｂ）の軸線に沿った子午断面の一部を示す図である。 複数のフルブレード４ｆと複数のスプリッタブレード４ｓのチップ側における位置関係の一例を概略的に示す翼列展開図である。なお、図１２においてブレード４（４ｆ，４ｓ）を示すラインは、ブレード４（４ｆ，４ｓ）の負圧面と正圧面の中間点を結ぶキャンバラインである。 複数のフルブレード４ｆと複数のスプリッタブレード４ｓのチップ側における位置関係の一例を概略的に示す翼列展開図である。なお、図１３においてブレード４（４ｆ，４ｓ）を示すラインは、ブレード４（４ｆ，４ｓ）の負圧面と正圧面の中間点を結ぶキャンバラインである。 複数のフルブレード４ｆと複数のスプリッタブレード４ｓのチップ側における位置関係の一例を概略的に示す翼列展開図である。なお、図１４においてブレード４（４ｆ，４ｓ）を示すラインは、ブレード４（４ｆ，４ｓ）の負圧面と正圧面の中間点を結ぶキャンバラインである。 一実施形態に係る圧縮機インペラ１００の軸線に沿った子午断面の一部を示す図である。
　以下、添付図面を参照して本発明の幾つかの実施形態について説明する。ただし、実施形態として記載されている又は図面に示されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
　例えば、「ある方向に」、「ある方向に沿って」、「平行」、「直交」、「中心」、「同心」或いは「同軸」等の相対的或いは絶対的な配置を表す表現は、厳密にそのような配置を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の角度や距離をもって相対的に変位している状態も表すものとする。
　例えば、「同一」、「等しい」及び「均質」等の物事が等しい状態であることを表す表現は、厳密に等しい状態を表すのみならず、公差、若しくは、同じ機能が得られる程度の差が存在している状態も表すものとする。
　例えば、四角形状や円筒形状等の形状を表す表現は、幾何学的に厳密な意味での四角形状や円筒形状等の形状を表すのみならず、同じ効果が得られる範囲で、凹凸部や面取り部等を含む形状も表すものとする。
　一方、一の構成要素を「備える」、「具える」、「具備する」、「含む」、又は、「有する」という表現は、他の構成要素の存在を除外する排他的な表現ではない。
　図１は、一実施形態に係る圧縮機インペラ１００（１００Ａ）の軸方向視図である。図２は、図１に示した圧縮機インペラ１００（１００Ａ）の軸線に沿った子午断面の一部を示す図である。
　図１及び図２に示すように、圧縮機インペラ１００は、ハブ２と、ハブ２の外周面２ａに周方向に間隔をあけて配列された複数のブレード４からなるブレード群６であって、ブレード４の各々における前縁のハブ側端４Ａが圧縮機インペラの回転軸線Ｏを中心とする同一円Ｃ１上に揃うように構成されたブレード群６と、を備えている。ブレード群６は、圧縮機インペラ１００の軸方向における複数のブレード４のハブ側端４Ａの位置が同一となるよう構成されている。複数のブレード４は、少なくとも一つの第１ブレード１２と、第１ブレード１２と形状が異なる少なくとも一つの第２ブレード１４とを含む。
　図３は、第１ブレード１２及び第２ブレード１４の形状を説明するための概略図である。図４は、複数のブレード４のチップ側における位置関係を概略的に示す翼列展開図である。図５は、複数のブレード４のハブ側における位置関係を概略的に示す翼列展開図である。
　図４及び図５では、横軸は圧縮機インペラ１００の周方向における位置ｒθを示しており、縦軸は子午面方向ｍにおける前縁１２ＬＥからの距離を示している。なお、「子午面方向ｍ」とは、図１５に示すように、インペラ１００の子午断面において、ブレード４の前縁１２ＬＥから後縁１２ＴＥにかけて翼高さ比が等しい点を結んだ線に沿う方向を意味する。ここで、「翼高さ比」とは、以下のように定義される。まず、図１５に示すように、ブレード４のハブ側端における前縁１２ＬＥの位置から後縁１２ＴＥの位置までの子午面長さをｍｈとし、ブレード４のチップ側端における前縁１２ＬＥの位置から後縁１２ＴＥの位置までの子午面長さをｍｔとする。そして、ブレード４のハブ側端における前縁１２ＬＥの位置からある位置Ｐまでの子午面長さを上記子午面長さｍｈで除した割合と、ブレード４のチップ側端における前縁１２ＬＥの位置からある位置Ｑまでの子午面長さを上記子午面長さｍｈで除した割合とが等しくなるような位置Ｐと位置Ｑ（例えば上記二つの割合がそれぞれ２０％となるような位置Ｐと位置Ｑ）について、位置Ｐと位置Ｑとを結ぶ線分の長さを、ある子午面方向位置（％）における翼高さｈと定義する。そして、上記線分に沿った翼高さ方向におけるハブ２の外周面２ａからの距離ｙを翼高さｈで除した値ｙ／ｈを翼高さ比と定義する。
　図３及び図４において、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥにおける翼角β１と第２ブレード１４の前縁１４ＬＥにおける翼角β２とを、圧縮機インペラ１００の径方向における同一位置ｒにて比較したときに、圧縮機インペラ１００の径方向における少なくとも一部の範囲ｗ１において、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥにおける翼角β１と第２ブレード１４の前縁１４ＬＥにおける翼角β２とは異なっている。なお、「翼角β」とは、ある翼高さ比ｙ／ｈにおいて、子午面方向ｍとキャンバラインとがなす角度β（例えば図４参照）を意味し、子午面方向における位置ｍ及び周方向における位置ｒθを用いて以下の式（１）によって定義される。
 
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000001
　かかる構成によれば、前縁のハブ側端４Ａが同一円上に揃うように構成された複数のブレード４（図１参照）の失速特性のうち、第１ブレード１２の失速特性と第２ブレード１４の失速特性とを異ならせることができる。したがって、上記複数のブレード４の形状を一様とした場合と比較して、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害することができる。これにより、圧縮機の低流量側の特性を改善することができる。また、従来技術（特開２０１４－１１８９１６）で記載したような追加部品としての抑制部材も必要ないため、該従来技術よりも構成を簡素化することができる。
　一実施形態では、例えば図１に示すように、上記少なくとも一つの第１ブレード１２は、複数の第１ブレード１２を含み、上記少なくとも一つの第２ブレード１４は、複数の第２ブレード１４を含み、ブレード群６が備える第２ブレード１４の枚数は、ブレード群６が備える第１ブレード１２の枚数よりも少ない。また、図１及び図４に示すように、複数の第２ブレード１４は、圧縮機インペラ１００の周方向において互いの間に第１ブレード１２が配置されない一対の第２ブレード１４を含む。図１に示す例示的形態では、ブレード群６は６枚のブレード４を備え、６枚のブレード４は、４枚の第１ブレード１２と、２枚の第２ブレード１４とを含む。また、２枚の第２ブレード１４の間には第１ブレード１２が配置されていない。
　かかる構成によれば、第１ブレード１２とは失速特性が異なる相対的に枚数が少ない第２ブレード１４が圧縮機インペラ１００の周方向に連続して並ぶため、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害する上記効果を高めることができる。
　一実施形態では、図３及び図４に示すように、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥの翼角β１と第２ブレード１４の前縁１４ＬＥの翼角β２とを、圧縮機インペラ１００の径方向における同一位置ｒにて比較したときに、圧縮機インペラ１００の径方向における少なくとも一部の範囲ｗ１において、第２ブレード１４の前縁１４ＬＥの翼角β２が第１ブレード１２の前縁１２ＬＥの翼角β１より大きい。
　かかる構成によれば、複数のブレード４の形状が一様である比較形態、すなわち複数のブレード４が複数の第１ブレード１２のみからなる場合（図６参照）と比較して、小流量側にマッチングした（小流量時においても失速しにくい）比較的大きな翼角β２を第２ブレード１４の前縁１４ＬＥが有することによって、図７に示すように、第２ブレード１４の負圧面側の領域Ａで失速が生じにくくなるため、旋回失速の伝搬及び発達を効果的に阻害することができる。これにより、図７に示すように、上記比較形態と比較して、サージラインを小流量側にシフトさせて小流量側の運転範囲を拡大することができる。また、上記範囲２１において大流量側の吸込風量を考慮した比較的小さな翼角β１を比較的多数の第１ブレード１２の前縁１２ＬＥが有することにより圧縮機インペラ１００の吸込風量の低下を抑制することができる。このため、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害しつつ、圧縮機インペラ１００の吸込風量の低下を抑制することができる。
　一実施形態では、図３及び図４において、第２ブレード１４の前縁１４ＬＥのチップ側端１４Ｅにおける翼角β２は、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥのチップ側端１２Ｅにおける翼角β１より大きい。ここで、第２ブレード１４の前縁１４ＬＥのチップ側端１４Ｅにおける翼角β２は、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥのチップ側端１２Ｅにおける翼角β１より５度以上大きいことが望ましい。
　本発明者の知見によれば、圧縮機インペラにおける旋回失速は、ブレードの前縁のチップ側の領域で生じやすい。このため、上記のように、第２ブレード１４の前縁１４ＬＥのチップ側端１４Ｅの翼角β２を第１ブレード１２の前縁１２ＬＥのチップ側端１２Ｅにおける翼角β１より大きくすることにより、旋回失速を効果的に抑制することができる。
　一実施形態では、図３及び図５において、第２ブレード１４の前縁１４ＬＥのハブ側端１４Ａの翼角β２は、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥにおけるハブ側端１２Ａにおける翼角β１と等しい。
　上述のように、圧縮機インペラにおける旋回失速は、ブレードのチップ側の領域で生じやすいため、第２ブレード１４の前縁１４ＬＥのハブ側端１４Ａにおける翼角β２を、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥのハブ側端１２Ａにおける翼角β１より大きくしても、旋回失速を抑制する効果は比較的小さい。また、小流量側にマッチングした大きな翼角β２を圧縮機インペラ１００の径方向における広い範囲で有するように第２ブレード１４を構成することは、圧縮機インペラ１００の吸込風量を低下させる要因となりうる。
　このため、上記のように、第２ブレード１４の前縁１４ＬＥのチップ側端１４Ｅにおける翼角β２を、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥのチップ側端１２Ｅにおける翼角β１より大きくしつつ、第２ブレード１４の前縁１４ＬＥのハブ側端１４Ａにおける翼角を、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥのハブ側端１２Ａにおける翼角β１と等しくすることで、圧縮機インペラ１００の吸込風量の低下を抑制しつつ、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害することができる。
　一実施形態では、図３～図５において、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥの翼角β１と第２ブレード１４の前縁１４ＬＥの翼角β２とを、圧縮機インペラ１００の径方向における同一位置ｒにて比較したときに、第２ブレード１４の前縁１４ＬＥの翼角β２は、圧縮機インペラ１００の径方向における第２ブレード１４の翼高さｈの５０％以上の所定位置Ｐ１（例えば第２ブレード１４の翼高さｈの７０～８０％程度の所定位置）からチップ側端１４Ｅまでの範囲ｗ１において、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥの翼角β１よりも大きく、圧縮機インペラ１００の径方向における第２ブレード１４のハブ側端１４Ａから上記所定位置Ｐ１までの範囲ｗ２において、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥの翼角β１と等しい。
　上述のように、圧縮機インペラにおける旋回失速は、ブレードの前縁のチップ側の領域で生じやすいため、第２ブレード１４の前縁１４ＬＥのハブ側における翼角β２を、第１ブレードの前縁１２ＬＥのハブ側における翼角β１より大きくしても、旋回失速を抑制する効果は比較的小さい。また、小流量側にマッチングした大きな翼角β２を圧縮機インペラ１００の径方向における広い範囲で前縁１４ＬＥが有するように第２ブレード１４を構成することは、圧縮機インペラ１００の吸込風量を低下させる要因となりうる。
　このため、第２ブレード１４の前縁１４ＬＥの翼角β２を、圧縮機インペラ１００の径方向における第２ブレード１４の翼高さｈの５０％以上の所定位置Ｐ１からチップ側端１４Ｅまでの範囲ｗ１において、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥの翼角β１よりも大きしつつ、圧縮機インペラ１００の径方向における第２ブレード１４のハブ側端１４Ａから上記所定位置Ｐ１までの範囲ｗ２において、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥの翼角β１と等しくすることで、圧縮機インペラ１００の吸込風量の低下を抑制しつつ、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害することができる。
　一実施形態では、例えば図３及び図４に示すように、第１ブレード１２と第２ブレード１４とは、圧縮機インペラ１００の軸方向における基準位置Ｐ２から上流側の形状のみが異なり、圧縮機インペラ１００の軸方向における基準位置Ｐ２から下流側の形状が同一である。
　ブレードの反りやブレードの後縁の翼角は翼素性能に大きく影響があるため、上記複数のブレード４の後縁側の形状は一様であることが望ましい。すなわち、ブレード１２の後縁１２ＴＥ側の形状とブレード１４の後縁１４ＴＥ側の形状は同一であることが望ましい。このため、第１ブレード１２と第２ブレード１４とは、旋回失速の改善に寄与しやすい前縁側の形状（圧縮機インペラ１００の軸方向における基準位置Ｐ２から上流側の形状）のみが異なり、旋回失速の改善に寄与しにくく翼素性能に影響を与えやすい後縁側の形状（圧縮機インペラ１００の軸方向における基準位置Ｐ２から下流側の形状）が同一であるように構成されている。これにより、翼素性能の低下を抑制しつつ旋回失速を抑制することができるため、圧縮機インペラ１００の性能を効果的に向上することができる。
　一実施形態では、例えば図３及び図４に示すように、上記基準位置Ｐ２は、第２ブレード１４の負圧面１４Ｓ側に隣接するブレード４の前縁のチップ側端（図示する形態では第１ブレード１２の前縁１２ＬＥのチップ側端１２Ｅ）から第２ブレード１４の負圧面１４Ｓに引いた垂線Ｌと該負圧面１４Ｓとの交点Ｐ３（第２ブレードのスロート位置）より上流側の位置である。
　上記基準位置Ｐ２をインペラ１００の軸方向において上記交点Ｐ３よりも上流側の位置とすることにより、第２ブレード１４の負圧面１４Ｓ側に隣接するブレード４と該第２ブレード１４との間のスロート幅Ｓの変化を抑制しつつ上記のように第１ブレード１２の翼角β１と第２ブレード１４の翼角β２とを異ならせることができる。したがって、圧縮機インペラ１００の吸込み風量の低下を抑制しつつ、旋回失速を抑制することができる。
　なお、上述した圧縮機インペラ１００は、例えば機械加工や鋳造等により製造することが可能であるが、同一形状を有する複数の第１ブレード１２を形成する第１ブレード形成工程と、第１ブレード形成工程で形成した複数の第１ブレード１２のうち、一部の第１ブレード１２のチップ側かつ前縁側の一部分１２Ｐ（図３参照）のみに、圧力面側に滑らかに円弧状に湾曲するように曲げ加工を施すことにより、少なくとも一つの第２ブレード１４を形成する第２ブレード形成工程と、を備えていてもよい。
　これにより、第１ブレード１２と第２ブレード１４とを別々の工程によって形成する場合と比較して、第１ブレード形成工程を経て作成された第１ブレード１２に曲げ加工を施すだけで第２ブレード１４を形成することができるため、上記圧縮機インペラ１００を容易に製造することができる。
　本発明は上述した実施形態に限定されることはなく、上述した実施形態に変形を加えた形態や、これらの形態を適宜組み合わせた形態も含む。
　例えば、図４では、第１ブレード１２と第２ブレード１４とは、圧縮機インペラ１００の軸方向における基準位置Ｐ２から上流側の形状のみが異なり、圧縮機インペラ１００の軸方向における基準位置Ｐ２から下流側の形状が同一である形態を示した。
　しかしながら、本発明はかかる形態に限定されず、例えば図９に示すように、第２ブレード１４は、圧縮機インペラ１００の軸方向における第２ブレード１４の全範囲において、第１ブレード１２とは異なる形状を有していてもよい。かかる構成においても、上述したように、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥにおける翼角β１と第２ブレード１４の前縁１４ＬＥにおける翼角β２とを、圧縮機インペラ１００の径方向における同一位置にて比較したときに、圧縮機インペラ１００の径方向における少なくとも一部の範囲において、第１ブレード１２の前縁１２ＬＥにおける翼角β１と第２ブレード１４の前縁１４ＬＥにおける翼角β２とが異なっていればよい。これにより、上述のように、旋回失速の均一な伝搬及び発達を抑制することができる。
　ただし、図４に示す形態では、上述したように、第２ブレード１４の負圧面１４Ｓ側に隣接するブレード４と該第２ブレード１４との間のスロート幅Ｓの変化を抑制しつつ上記のように第１ブレード１２の翼角β１と第２ブレード１４の翼角β２とを異ならせることができるため、圧縮機インペラ１００の吸込み風量の低下を抑制する観点からは、図４に示す形態の方が図９に示す形態よりも好ましい。
　また、図１では、一つのブレード群６（ハブ２の外周面２ａに周方向に間隔をあけて配列された複数のブレード４からなる一つのブレード群６であって、ブレード４の各々における前縁のハブ側端４Ａが圧縮機インペラの回転軸線Ｏを中心とする同一円Ｃ上に揃うように構成されたブレード群６）を有する圧縮機インペラ１００を例示した。
　しかしながら、本発明はかかる形態に限定されず、例えば図１０及び図１１に示すように、圧縮機インペラ１００は、複数のブレード群を備えていてもよい。図１０に示す例示的形態では、圧縮機インペラ１００（１００Ｂ）は、フルブレード群６ｆ及びスプリッタブレード群６ｓの二つのブレード群を備えている。
　フルブレード群６ｆは、ハブ２の外周面２ａに周方向に間隔をあけて配列された複数のフルブレード４ｆからなる。ここで、フルブレード４ｆの各々における前縁のハブ側端４Ａｆは、圧縮機インペラの回転軸線Ｏを中心とする同一円Ｃｆ上に揃っている。
　スプリッタブレード群６ｓは、ハブ２の外周面２ａに周方向に間隔をあけて配列された複数のスプリッタブレード４ｓからなる。ここで、スプリッタブレード４ｓはフルブレード４ｆよりも翼長が短く、複数のスプリッタブレード４ｓの各々は、互いに隣接する二つのフルブレード４ｆの間に設けられている。また、複数のスプリッタブレード４ｓの各々における前縁のハブ側端４Ａｓは、圧縮機インペラ１００の回転軸線Ｏを中心とする同一円Ｃｓ上に揃っている。ここで、複数のスプリッタブレード４ｓの前縁のハブ側端４Ａｓは、複数のフルブレード４ｆの前縁のハブ側端４Ａｆよりも下流側に位置する。すなわち、円Ｃｓは、円Ｃｆよりも半径が大きく円Ｃｆよりも圧縮機インペラ１００の吸込み方向下流側に位置する。
　図１０に示す形態では、図１～図９を用いて説明した圧縮機インペラ１００（１００Ａ）のブレード群６に係る発明を、図１２に示すようにフルブレード群６ｆのみに対して適用してもよいし、図１３に示すようにスプリッタブレード群６ｓのみに対して適用してもよいし、図１４に示すようにフルブレード群６ｆとスプリッタブレード群６ｓの各々に対して適用してもよい。
　図１２に示す形態では、フルブレード群６ｆを構成する複数のフルブレード４ｆは、少なくとも一つの第１ブレード１２ｆと、第１ブレード１２ｆと形状が異なる少なくとも一つの第２ブレード１４ｆとを含む。また、第１ブレード１２ｆの前縁１２ＬＥｆの翼角β１ｆと第２ブレード１４ｆの前縁１４ＬＥｆの翼角β２ｆとを、圧縮機インペラ１００の径方向における同一位置にて比較したときに、圧縮機インペラ１００の径方向における少なくとも一部の範囲（図３の範囲ｗ１参照）において、第１ブレード１２ｆの前縁１２ＬＥｆの翼角β１ｆと第２ブレード１４ｆの前縁１４ＬＥｆの翼角β２ｆとが異なる。
　かかる実施形態においても、前縁のハブ側端４Ａｆが同一円上に揃うように構成された複数のフルブレード４ｆの失速特性のうち、第１ブレード１２ｆの失速特性と第２ブレード１４ｆの失速特性とを異ならせることができる。したがって、上記複数のフルブレード４ｆの形状を一様とした場合と比較して、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害することができる。これにより、圧縮機の低流量側の特性を改善することができる。また、従来技術（特開２０１４－１１８９１６）で記載したような追加部品としての抑制部材も必要ないため、該従来技術よりも構成を簡素化することができる。
　図１３に示す形態では、スプリッタブレード群６ｓを構成する複数のスプリッタブレード４ｓは、少なくとも一つの第１ブレード１２ｓと、第１ブレード１２ｓと形状が異なる少なくとも一つの第２ブレード１４ｓとを含む。また、第１ブレード１２ｓの前縁１２ＬＥｓの翼角β１ｓと第２ブレード１４ｓの前縁１４ＬＥｓの翼角β２ｓとを、圧縮機インペラ１００の径方向における同一位置にて比較したときに、圧縮機インペラ１００の径方向における少なくとも一部の範囲（図３の範囲ｗ１参照）において、第１ブレード１２ｓの前縁１２ＬＥｓの翼角β１ｓと第２ブレード１４ｓの前縁１４ＬＥｓの翼角β２ｓとが異なる。
　かかる実施形態においても、前縁のハブ側端４Ａｓが同一円上に揃うように構成された複数のスプリッタブレード４ｓの失速特性のうち、第１ブレード１２ｓの失速特性と第２ブレード１４ｓの失速特性とを異ならせることができる。したがって、上記複数のスプリッタブレード４ｓの形状を一様とした場合と比較して、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害することができる。これにより、圧縮機の低流量側の特性を改善することができる。また、上記従来技術で記載したような追加部品としての抑制部材も必要ないため、該従来技術よりも構成を簡素化することができる。
　図１４に示す形態では、フルブレード群６ｆを構成する複数のフルブレード４ｆは、少なくとも一つの第１ブレード１２ｆと、第１ブレード１２ｆと形状が異なる少なくとも一つの第２ブレード１４ｆとを含む。また、第１ブレード１２ｆの前縁１２ＬＥｆの翼角β１ｆと第２ブレード１４ｆの前縁１４ＬＥｆの翼角β２ｆとを、圧縮機インペラ１００の径方向における同一位置にて比較したときに、圧縮機インペラ１００の径方向における少なくとも一部の範囲（図３の範囲ｗ１参照）において、第１ブレード１２ｆの前縁１２ＬＥｆの翼角β１ｆと第２ブレード１４ｆの前縁１４ＬＥｆの翼角β２ｆとが異なる。また、スプリッタブレード群６ｓを構成する複数のスプリッタブレード４ｓは、少なくとも一つの第１ブレード１２ｓと、第１ブレード１２ｓと形状が異なる少なくとも一つの第２ブレード１４ｓとを含む。また、第１ブレード１２ｓの前縁１２ＬＥｓの翼角β１ｓと第２ブレード１４ｓの前縁１４ＬＥｓの翼角β２ｓとを、圧縮機インペラ１００の径方向における同一位置にて比較したときに、圧縮機インペラ１００の径方向における少なくとも一部の範囲（図３の範囲ｗ１参照）において、第１ブレード１２ｓの前縁１２ＬＥｓの翼角β１ｓと第２ブレード１４ｓの前縁１４ＬＥｓの翼角β２ｓとが異なる。
　かかる実施形態においても、前縁のハブ側端４Ａｆが同一円上に揃うように構成された複数のフルブレード４ｆの失速特性のうち、第１ブレード１２ｆの失速特性と第２ブレード１４ｆの失速特性とを異ならせることができる。したがって、上記複数のフルブレード４ｆの形状を一様とした場合と比較して、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害することができる。また、前縁のハブ側端４Ａｓが同一円上に揃うように構成された複数のスプリッタブレード４ｓの失速特性のうち、第１ブレード１２ｓの失速特性と第２ブレード１４ｓの失速特性とを異ならせることができる。したがって、上記複数のスプリッタブレード４ｓの形状を一様とした場合と比較して、旋回失速の均一な伝播及び発達を阻害することができる。これにより、圧縮機の低流量側の特性を改善することができる。また、上記従来技術で記載したような追加部品としての抑制部材も必要ないため、該従来技術よりも構成を簡素化することができる。
　また、上述した実施形態では、遠心圧縮機を例示したが、本発明は、遠心圧縮機に限らず軸流圧縮機や斜流圧縮機に適用してもよい。
２　ハブ
２ａ　外周面
４　ブレード
４Ａ　前縁のハブ側端
４ｆ　フルブレード
４ｓ　スプリッタブレード
６　ブレード群
６ｆ　フルブレード群
６ｓ　スプリッタブレード群
１２　第１ブレード
１２ＬＥ　前縁
１２Ｅ　前縁のチップ側端
１２Ａ　前縁のハブ側端
１２Ｐ　一部分
１４　第２ブレード
１４ＬＥ　前縁
１４Ｅ　前縁のチップ側端
１４Ａ　前縁のハブ側端
１４Ｓ　負圧面
１００　圧縮機インペラ
Ｃ１　円
Ｃ２　円
Ｌ　垂線
Ｏ　回転軸線
Ｐ１　所定位置
Ｐ２　基準位置
Ｐ３　交点
ｗ１，ｗ２　範囲
ｒ，ｚ　位置

Claims (10)

  1. 　ハブと、
    　前記ハブの外周面に周方向に沿って配列された複数のブレードからなるブレード群であって、前記ブレードの各々における前縁のハブ側端が同一円上に揃うように構成されたブレード群と、を備える圧縮機インペラであって、
    　前記複数のブレードは、少なくとも一つの第１ブレードと、前記第１ブレードと形状が異なる少なくとも一つの第２ブレードとを含み、
    　前記第１ブレードの前縁の翼角と前記第２ブレードの前縁の翼角とを、前記圧縮機インペラの径方向における同一位置にて比較したときに、前記圧縮機インペラの径方向における少なくとも一部の範囲において、前記第１ブレードの前縁の翼角と前記第２ブレードの前縁の翼角とが異なる、圧縮機インペラ。
  2. 　前記少なくとも一つの第１ブレードは、複数の第１ブレードを含み、
    　前記少なくとも一つの第２ブレードは、複数の第２ブレードを含み、
    　前記ブレード群が備える前記第２ブレードの枚数は、前記ブレード群が備える前記第１ブレードの枚数よりも少なく、
    　前記複数の第２ブレードは、互いの間に前記第１ブレードが配置されない一対の第２ブレードを含む、請求項１に記載の圧縮機インペラ。
  3. 　前記ブレード群が備える前記第２ブレードの枚数は、前記ブレード群が備える前記第１ブレードの枚数よりも少なく、
    　前記第１ブレードの前縁の翼角と前記第２ブレードの前縁の翼角とを、前記圧縮機インペラの径方向における同一位置にて比較したときに、前記圧縮機インペラの径方向における少なくとも一部の範囲において、前記第２ブレードの前縁の翼角が前記第１ブレードの前縁の翼角より大きい、請求項１又は２に記載の圧縮機インペラ。
  4. 　前記第２ブレードの前縁のチップ側端における翼角は、前記第１ブレードの前縁のチップ側端における翼角より大きい請求項３に記載の圧縮機インペラ。
  5. 　前記第２ブレードの前縁のチップ側端における翼角は、前記第１ブレードの前縁のチップ側端における翼角より５度以上大きい、請求項４に記載の圧縮機インペラ。
  6. 　前記第２ブレードの前縁のハブ側端における翼角は、前記第１ブレードの前縁のハブ側端における翼角と等しい、請求項４又は５に記載の圧縮機インペラ。
  7. 　前記第１ブレードの前縁の翼角と前記第２ブレードの前縁の翼角とを、前記圧縮機インペラの径方向における同一位置にて比較したときに、
    　前記第２ブレードの前縁の翼角は、前記圧縮機インペラの径方向における前記第２ブレードの翼高さの５０％以上の所定位置からチップ側端までの範囲において、前記第１ブレードの前縁の翼角よりも大きく、前記圧縮機インペラの径方向における前記第２ブレードのハブ側端から前記所定位置までの範囲において、前記第１ブレードの前縁の翼角と等しい、請求項６に記載の圧縮機インペラ。
  8. 　前記第１ブレードと前記第２ブレードとは、前記圧縮機インペラの軸方向における基準位置から上流側の形状のみが異なり、前記圧縮機インペラの軸方向における前記基準位置から下流側の形状が同一である、請求項４乃至７の何れか１項に記載の圧縮機インペラ。
  9. 　前記基準位置は、前記第２ブレードの負圧面側に隣接する前記ブレードの前縁のチップ側端から前記第２ブレードの前記負圧面に引いた垂線と、前記負圧面との交点より上流側の位置である、請求項８に記載の圧縮機インペラ。
  10. 　請求項１乃至９の何れか１項に記載の圧縮機インペラを製造する製造方法であって、
    　同一形状を有する複数の第１ブレードを形成する第１ブレード形成工程と、
    　前記第１ブレード形成工程で形成した複数の第１ブレードのうち、一部の第１ブレードの前縁側部分に曲げ加工を施すことにより、前記少なくとも一つの第２ブレードを形成する第２ブレード形成工程と、
    　を備える圧縮機インペラの製造方法。
     
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