WO2017170285A1 - 遠心羽根車、およびこれを備える遠心式流体機械 - Google Patents

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WO2017170285A1
WO2017170285A1 PCT/JP2017/012183 JP2017012183W WO2017170285A1 WO 2017170285 A1 WO2017170285 A1 WO 2017170285A1 JP 2017012183 W JP2017012183 W JP 2017012183W WO 2017170285 A1 WO2017170285 A1 WO 2017170285A1
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blade
impeller
centrifugal
hub
diffuser
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PCT/JP2017/012183
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澄賢 平舘
俊雄 伊藤
Original Assignee
株式会社日立製作所
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    • 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
    • F04D29/18—Rotors
    • F04D29/22—Rotors specially for centrifugal pumps
    • F04D29/24—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
    • F04D29/26—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
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    • 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

Definitions

  • the present invention relates to a centrifugal impeller and a centrifugal fluid machine including the centrifugal impeller.
  • Patent Documents 1 and 2 Examples of increasing the efficiency of centrifugal fluid machines are described in Patent Documents 1 and 2. In these examples, attempts have been made to reduce the flow loss generated inside the centrifugal impeller by using curved line elements as the blade surface elements constituting the blade surfaces of the blades of the centrifugal impeller.
  • the centrifugal compressor described in Patent Document 1 includes a closed centrifugal impeller having a shroud disposed so as to face a hub with blades (blades) interposed therebetween.
  • the blade surface is defined by a free-form surface composed of curved line elements
  • the blade suction surface is a concave surface
  • the position where the concave amount of the concave surface is maximum is the blade span direction (blade height).
  • Direction is set closer to the hub than the center position (see paragraph 0038).
  • the induced velocity (blade load) due to the blade element vortex is controlled, the flow is decelerated at the corner where the blade suction surface intersects each surface of the hub and the shroud, and the pressure is increased, so that the shroud from the hub, and The secondary flow from the blade pressure surface to the blade suction surface is suppressed to reduce the flow loss.
  • the centrifugal compressor described in Patent Document 2 includes an open centrifugal impeller that does not have a shroud.
  • the blade surface of the blade is defined as a free-form surface composed of curved line elements, and the shape of the curved line element is convex with respect to the rotational direction of the centrifugal impeller.
  • the maximum bending position of the curved line element is located in the middle part in the blade span direction (blade height direction) (see paragraph 0020).
  • the shape of the curved line element constituting the blade surface of the centrifugal impeller is formed in a convex shape toward the rotational direction of the centrifugal impeller, and the blade load in the blade span direction is formed.
  • uniformizing the flow distribution means that the working fluid in an arbitrary cylindrical section with the impeller rotation axis as the central axis in the inter-blade flow path in the centrifugal impeller. It is synonymous with making the flow velocity distribution in the radial direction uniform.
  • the efficiency is improved by reducing the flow loss with a focus on equalizing the radial flow velocity distribution of the working fluid in the flow path between the blades. .
  • the working fluid in the flow path between blades has a velocity component in the circumferential direction as well as a velocity component in the radial direction.
  • the uniformity of these two velocity components of the working fluid affects the magnitude of the flow loss inside the centrifugal impeller, and at the same time greatly affects the stall characteristics of the diffuser portion located downstream of the centrifugal impeller.
  • Patent Documents 1 and 2 are intended to uniform the radial flow velocity distribution of the working fluid at the outlet of the centrifugal impeller, and further to the uniform circumferential flow velocity distribution. There was room for improvement.
  • the present invention has been made in view of the above-described circumstances, and a centrifugal impeller capable of making the circumferential flow velocity distribution uniform in addition to the uniform radial flow velocity distribution of the working fluid at the outlet of the centrifugal impeller, It is another object of the present invention to provide a centrifugal fluid machine including the same.
  • a centrifugal impeller has a disk-shaped hub and a plurality of blades arranged on the hub at intervals in the circumferential direction, and the blades of the blades
  • the blade surface element in the blade height direction constituting the surface is a curved line element that is convex toward the rotation direction of the hub, and the amount of protrusion of the blade surface element in the rotation direction is maximized.
  • the position is set on the opposite side of the hub from the center position of the blade surface element in the blade height direction.
  • a centrifugal fluid machine includes the centrifugal impeller.
  • a centrifugal impeller capable of uniforming the radial flow velocity distribution of the working fluid at the outlet of the centrifugal impeller and the circumferential flow velocity distribution, and a centrifugal fluid machine including the centrifugal impeller. Can be provided.
  • FIG. 1 is a meridional cross-sectional view showing a centrifugal fluid machine according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a partial enlarged cross-sectional view of the centrifugal fluid machine shown in FIG. 1. It is the schematic perspective view which looked at the impeller with which a centrifugal fluid machine is provided from the diagonal upstream.
  • 4 (a) to 4 (c) are diagrams showing the shape of the blade trailing edge of two blades adjacent in the circumferential direction of the impeller as viewed from the radially outer side of the impeller. ) Is the shape of the trailing edge of the blade in this embodiment,
  • FIG. 4B is the shape of the trailing edge of the impeller having a conventional curved line element, and
  • FIG. 4C is the shape of the impeller having a conventional straight line element. The shape of the wing trailing edge is shown.
  • FIGS. 5 (a) to 5 (c) show a three-dimensional viscous fluid analysis at the flow rate at the design point for the impeller having the blade shape of each impeller shown in FIGS. 4 (a) to (c). It is a figure which shows an example of distribution of the radial direction flow velocity in the obtained impeller exit cylindrical surface, respectively.
  • 6A is a graph showing the blade span direction distribution of the circumferential flow velocity at the impeller exit of the impeller having the curved line element of the present embodiment shown in FIG. 4A, and FIG.
  • FIGS. 7 (a) and 7 (b) are diagrams showing the direction of blade force applied to the working fluid from the blades of the impeller.
  • FIG. 7 (a) shows the rotation of the impeller with respect to the hub side on the shroud side of the blade.
  • FIG. 7B shows a case where the shroud side of the blade is retracted in the impeller rotation direction with respect to the hub side.
  • 8A and 8B are diagrams showing a speed triangle at the exit of the impeller.
  • FIGS. 9A and 9B are views showing an impeller and a diffuser of a centrifugal fluid machine according to a second embodiment of the present invention
  • FIG. 9A shows an impeller and a diffuser of the impeller
  • FIG. 9B is a meridional cross-sectional view of the impeller and diffuser as viewed from the upstream side in the axial direction. It is explanatory drawing which takes out and shows arbitrary 1 set of wing
  • 11 (a) and 11 (b) are graphs showing an example of the result of three-dimensional viscous fluid analysis of the flow inside the impeller and the vaned diffuser.
  • FIG. 11 (a) shows the efficiency characteristics.
  • (B) shows a pressure rise characteristic.
  • FIG. 1 is a meridional cross-sectional view (a cross-sectional view cut along a plane including the central axis of the rotation shaft 104) showing the centrifugal fluid machine 200 according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a partial enlarged cross-sectional view of the centrifugal fluid machine 200 shown in FIG.
  • the centrifugal fluid machine 200 is a single-shaft multistage centrifugal compressor.
  • a centrifugal fluid machine 200 includes a centrifugal impeller (hereinafter, also simply referred to as “impeller”) 100 that imparts rotational energy to a working fluid, and a rotary shaft 104 to which the impeller 100 is attached. , And a diffuser 105 disposed on the radially outer side of the impeller 100.
  • the diffuser 105 converts a dynamic pressure component of a working fluid sent out from the impeller 100 (hereinafter also simply referred to as “fluid”) into a static pressure component.
  • downstream of the diffuser 105 are a downstream impeller 100 or a downstream channel 108 for guiding fluid to the outside of the machine, and a return channel 106 for guiding fluid from the diffuser 105 to the downstream channel 108. Is provided.
  • the impeller 100 is arranged to face the hub 102 with a disc-shaped hub 102, a plurality of blades (blades) 101 disposed on the hub 102 at intervals in the circumferential direction, and the blades 101 interposed therebetween.
  • the hub 102 is fastened to the rotating shaft 104.
  • the plurality of wings 101 are located between the hub 102 and the shroud 103.
  • FIG. 2 shows an example of a closed type impeller 100 having a shroud 103. However, an open type impeller that does not have the shroud 103 may be used.
  • the diffuser 105 is a diffuser with vanes (blades) having a plurality of blades arranged at a substantially equal pitch in the circumferential direction, as shown in FIG.
  • vanes blades
  • FIG. 2 a vaneless diffuser without wings may be used.
  • the centrifugal fluid machine 200 has a configuration in which the compression stages shown in FIG. Radial bearings 117 that rotatably support the rotating shaft 104 are disposed on both ends of the rotating shaft 104. A thrust bearing 118 that supports the rotary shaft 104 in the axial direction is disposed at one end of the rotary shaft 104.
  • a multi-stage compression stage impeller 100 (four impellers 100 in FIG. 1) is fixedly attached to the rotary shaft 104. As described above, the diffuser 105 and the return channel 106 are provided on the downstream side of each impeller 100. The impeller 100, the diffuser 105, and the return channel 106 are accommodated in the casing 119. A suction part 114 is provided on the suction side of the casing 119, and a discharge part 116 is provided on the discharge side of the casing 119. An inlet guide vane 115 is provided on the upstream side of the first stage impeller 100 to impart a pre-turn to the suction flow. The discharge unit 116 has a scroll 120.
  • the fluid sucked from the impeller suction port 107 passes through the impeller 100, the diffuser 105, and the return channel 106 of each stage. And then sent to the next compression stage.
  • the compressed fluid finally reaches a predetermined pressure and is discharged to the downstream flow path 108.
  • the flow is stalled by the impeller 100 and the diffuser 105 as the flow rate is reduced, and even if the flow rate is reduced, the pressure does not increase any more and is large.
  • a phenomenon that causes pressure fluctuation and flow fluctuation occurs. This is called surging and is a limit point on the small flow rate (low flow rate) side of the centrifugal fluid machine 200.
  • the flow rate adjustment valve or the like is opened from the surging generation limit flow rate and the flow rate is increased, the discharge pressure decreases and a phenomenon in which the flow rate does not increase further occurs.
  • centrifugal fluid machine 200 in the centrifugal fluid machine 200 according to the present embodiment, a configuration that achieves both improvement of fluid efficiency at the rated point (design point) and expansion of the operation range by suppressing the diffuser stall on the small flow rate side will be described.
  • FIG. 3 is a schematic perspective view of the impeller 100 included in the centrifugal fluid machine 200 as viewed from an oblique upstream side.
  • FIG. 3 only the portion of the shroud 103 that intersects with the wing 101 is displayed so that the shape of the wing 101 can be seen.
  • the impeller 100 rotates in the impeller rotation direction (rotation direction of the hub 102) indicated by an arrow A in FIG.
  • FIG. 3 the blade span direction connecting the hub 102 and the shroud 103 constituting the blade surface of the blade 101 on one of the plurality of blades 101 disposed on the hub 102 at intervals in the circumferential direction.
  • the blade surface element 13 in the (blade height direction) is shown superimposed.
  • the blade surface element 13 is a curved line element, and the blade surface of the blade 101 is formed of a free-form surface.
  • reference numeral 14 indicates a blade leading edge that is an upstream edge of the blade 101
  • reference numeral 15 indicates a blade trailing edge that is a downstream edge of the blade 101.
  • FIGS. 4 (a) to 4 (c) show the shapes of the blade trailing edges of two blades adjacent in the circumferential direction of the impeller as viewed from the radially outer side of the impeller.
  • FIG. 4A shows the shape of the blade trailing edge 15 in the present embodiment.
  • FIG. 4B shows the shape of the blade trailing edge 15a of the impeller having the conventional curved line element in Patent Document 1.
  • FIG. 4 (c) shows an impeller having a conventional straight line element in which the blade surface element is composed of a straight line element and the shroud 103 side of the blade is inclined forward in the impeller rotation direction A with respect to the hub 102 side.
  • the shape of the wing trailing edge 15b is shown.
  • reference numeral 11 denotes a blade pressure surface (a blade surface located on the front side with respect to the impeller rotation direction A among blade surfaces belonging to any one blade of the impeller).
  • Reference numeral 12 denotes a blade suction surface (blade surface located on the rear side with respect to the impeller rotation direction A).
  • the blade surface element 13 in the blade span direction (blade height direction) constituting the blade surface of the blade 101 of the impeller 100 in this embodiment is a blade. It is a curved line element that is convex toward the vehicle rotation direction A. Further, the position B at which the protrusion amount of the blade surface element 13 in the impeller rotation direction A is maximum is the opposite side of the hub 102 from the center position L of the blade surface element 13 in the blade span direction, that is, the shroud 103 side.
  • the position B at which the projection amount of the blade surface element 13 is maximum is 0% of the edge position intersecting the hub 102 in the blade surface element 13, and the edge position opposite to the hub 102, that is, the shroud 103.
  • the position is preferably set to 60 to 80%.
  • FIGS. 5 (a) to 5 (c) show three-dimensional viscous fluid analysis at the flow rate at the design point for the closed type impeller having the blade shape of each impeller shown in FIGS. 4 (a) to (c). It is a figure which respectively shows an example of distribution of radial direction flow velocity Cr in the impeller exit cylindrical surface obtained by implementing.
  • the radial flow velocity Cr is divided by the impeller outlet peripheral velocity U 2 to obtain a dimensionless radial flow velocity distribution Cr / U 2 .
  • the black contour region in FIG. 5C indicates a region where the radial flow velocity is smaller than 0, that is, a reverse flow region.
  • FIGS. 5 (a) to 5 (c) The following can be seen from FIGS. 5 (a) to 5 (c). That is, as shown in FIG. 5C, in the impeller having a conventional linear element, a backflow region exists in the vicinity of the blade suction surface 12 on the shroud side.
  • the centrifugal fluid machine provided with the impeller having the curved line element of the present embodiment shown in FIG. 4A and the conventional impeller having the curved line element shown in FIG. The flow loss can be reduced as compared with the centrifugal fluid machine having the impeller having the conventional linear line element shown in c). For this reason, it becomes a centrifugal fluid machine with high fluid efficiency in a design point.
  • FIG. 6A shows the blade span direction distribution of the circumferential flow velocity Cu averaged in the circumferential direction at the exit of the impeller having the curvilinear line element of the present embodiment shown in FIG. It is a graph which shows how it changes according to it.
  • FIG. 6B shows the blade span direction distribution of the circumferential flow velocity Cu averaged in the circumferential direction at the exit of the impeller having the conventional curved line element shown in FIG. It is a graph which shows how it changes according to it.
  • the vertical axis indicates the dimensionless circumferential flow velocity Cu / U 2 obtained by dividing the circumferential flow velocity Cu by the impeller outlet circumferential velocity U 2 to make it dimensionless.
  • the horizontal axis represents the blade span direction position
  • the left end point indicates the wall surface position on the shroud 103 side
  • the right end point indicates the wall surface position on the hub 102 side.
  • 100% indicates the flow rate at the design point
  • other values indicate the flow rate ratio with respect to the flow rate at the design point.
  • the two-dot chain line in FIG. 6 connects the value of Cu / U 2 on the wall surface on the shroud 103 side and the value of Cu / U 2 on the wall surface on the hub side 102 at the flow rate at the design point. Is a line.
  • the circumferential direction over the blade span direction at the flow rate at the design point is larger than that of the conventional impeller having the curved line element.
  • the flow velocity distribution becomes uniform.
  • it can be seen that the expansion of the region having a low circumferential flow velocity near the wall surface of the hub 102 when the flow rate is reduced is also suppressed.
  • FIGS. 7A and 7B are diagrams showing the direction of the blade force F applied to the working fluid from the blades of the impeller.
  • 7A shows a case where the shroud 103 side of the blade 101a is moving forward in the impeller rotation direction A with respect to the hub 102 side
  • FIG. 7B shows that the shroud 103 side of the blade 101b is on the hub 102 side.
  • 8A and 8B are diagrams showing a speed triangle at the exit of the impeller. In FIG.
  • U 2 is the impeller outlet peripheral speed
  • ⁇ 2 is the relative flow angle of the fluid at the impeller outlet
  • W 2 is the relative velocity of the fluid at the impeller outlet
  • C 2 is the fluid at the impeller outlet.
  • Cu 2 indicates a circumferential component of the absolute velocity of the fluid at the impeller exit. In FIG. 8, the speed is displayed as a vector.
  • the blade force F acts toward the hub 102 side. Therefore, the static pressure increases on the hub 102 side, and the static pressure decreases on the shroud 103 side. As a result, the secondary flow from the hub 102 side to the shroud 103 side and from the blade pressure surface 11 side to the blade suction surface 12 side becomes relatively large, and low energy fluid is accumulated near the blade suction surface 12 on the shroud 103 side. To do. At the same time, the relative flow velocity decreases on the hub 102 side, and the relative flow velocity increases on the shroud 103 side. At this time, the speed triangle at the impeller outlet on the hub 102 side is a flow field corresponding to FIG.
  • the speed triangle at the shroud 103 side is a flow field corresponding to FIG. 8A.
  • the circumferential flow velocity (circumferential component Cu 2 of the absolute velocity of the fluid at the impeller outlet) is larger on the hub 102 side than on the shroud 103 side.
  • the blade force F acts toward the shroud 103 side. Therefore, the static pressure decreases on the hub 102 side, and the static pressure increases on the shroud 103 side. As a result, the secondary flow is suppressed.
  • the relative flow rate increases on the hub 102 side, and the relative flow rate decreases on the shroud 103 side.
  • the speed triangle of the impeller exit on the hub 102 side is a flow field corresponding to FIG. 8A
  • the speed triangle of the impeller exit on the shroud 103 side is a flow field corresponding to FIG. 8B.
  • the circumferential flow velocity (circumferential component Cu 2 of the absolute velocity of the fluid at the impeller outlet) is larger on the shroud 103 side than on the hub 102 side.
  • the region where the shroud 103 side of the blade is retracted in the impeller rotation direction A from the hub 102 side is the end of the blade on the shroud 103 side. It extends from the edge position to the hub side rather than the center position L in the blade span direction. For this reason, an internal flow will become similar to the impeller which has the wing
  • the region where the shroud 103 side of the blade is retracted in the impeller rotation direction A than the hub 102 side is It is preferable to set the position from the edge position of the blade on the shroud 103 side to the center position L in the blade span direction. This is because the blade force F acting on the hub 102 side and the blade force F acting on the shroud 103 side are equally divided.
  • FIG. 5 (b) even when the blade shape is the same as that of a conventional impeller having a curved line element, the radial flow velocity on the shroud 103 side is caused to remain on the hub 102 side due to residual secondary flow.
  • the circumferential flow velocity Non-uniformity remains. This is because, as can be seen from the velocity triangle shown in FIG. 8, the circumferential flow velocity on the shroud 103 side becomes larger than that on the hub 102 side due to the influence of residual secondary flow.
  • the blade surface line element 13 is a convex curved line element toward the impeller rotation direction A, and its maximum protruding position. B is set to be closer to the shroud 103 than the center position L in the blade span direction.
  • the circumferential flow velocity on the shroud 103 side is smaller than when the maximum protruding position B of the curved line element is at the center position L in the blade span direction, It also increases the uniformity of the circumferential flow velocity.
  • the diffuser 105 of the centrifugal fluid machine 200 is basically a decelerating channel whose channel cross-sectional area increases toward the outer side in the radial direction (downstream side), and gradually becomes quieter from the impeller outlet toward the downstream side.
  • the pressure rises.
  • the uniformity of the circumferential flow velocity distribution in the blade span direction is high. For this reason, a situation in which the radial flow velocity rapidly decreases as the flow rate decreases only in the vicinity of the wall surface on either the hub 102 side or the shroud 103 side of the diffuser 105 does not occur. Therefore, as compared with the case where the circumferential flow velocity distribution in the blade span direction at the impeller exit is large, the flow separation / backflow on the side wall (the wall on the hub 102 side and the shroud 103 side) of the diffuser 105 is smaller. It is suppressed to the side. Therefore, stall can be suppressed.
  • the blade surface element 13 in the blade span direction constituting the blade surface of the blade 101 of the impeller 100 is directed toward the impeller rotation direction A. It is a curved line element that becomes convex. Further, the position B at which the protrusion amount of the blade surface element 13 in the impeller rotation direction A is maximum is the opposite side of the hub 102 from the center position L of the blade surface element 13 in the blade span direction, that is, the shroud 103 side. Is set to
  • the uniformity of the radial flow velocity is maintained, and the circumferential flow velocity on the shroud 103 side is compared with the case where the maximum protruding position B of the curved line element is at the center position L in the blade span direction.
  • the uniformity of the circumferential flow velocity is also improved.
  • the impeller 100 that can make the radial flow velocity distribution of the working fluid uniform at the outlet of the impeller and the circumferential flow velocity distribution, and the centrifugal fluid machine 200 including the impeller 100.
  • the fluid efficiency at the flow rate at the design point of the centrifugal fluid machine 200 is improved, and the operating range is expanded by suppressing the stall of the diffuser on the small flow rate side.
  • the position B where the projection amount of the blade surface element 13 is maximized is set to a position of 60 to 80% from the edge position on the hub 102 side toward the edge position on the shroud 103 side. ing.
  • the uniformity of the circumferential flow velocity distribution can be further increased by setting the position B to be 60% or more, and the radial flow velocity uniformity can be further improved by setting the position B to be 80% or less. Can be secured.
  • the present invention is applied to the closed type impeller 100
  • a predetermined effect can be expected even when the present embodiment is applied to an open type impeller.
  • the secondary flow in the open type impeller is mainly affected by the tip leakage flow generated in the gap (tip clearance) between the tip in the blade height direction of the blade and the casing.
  • the impeller 100 is preferably a closed type impeller as in the present embodiment. .
  • FIGS. 9A and 9B are views showing the impeller 100 and the diffuser 105 of the centrifugal fluid machine according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 9A is a view of the impeller 100 and the diffuser 105 viewed from the upstream side in the axial direction of the impeller 100.
  • FIG. 9B is a meridional cross-sectional view of the impeller 100 and the diffuser 105.
  • the impeller 100 in the second embodiment has a plurality of blades 101 disposed on the hub 102 at intervals in the circumferential direction.
  • the blade surface element 13 in the blade span direction (blade height direction) connecting the hub 102 and the shroud 103 and constituting the blade surface of the blade 101 is a curved line element, and the blade surface is formed of a free-form surface.
  • the blade surface element 13 is a curved line element that is convex toward the impeller rotation direction A, as in the first embodiment, and its maximum protruding position is the blade It is located closer to the shroud 103 than the center position in the span direction.
  • the diffuser 105 has a vaneless portion 70 (see FIG. 9B) and a double blade row portion 71.
  • the double blade row portion 71 includes a front blade row 72 disposed on the radially outer side of the impeller 100 and a rear blade row 73 disposed on the radially outer side of the front blade row 72. It is out.
  • the front blade row 72 has a plurality of blades arranged at substantially equal pitches in the circumferential direction.
  • the rear blade row 73 is arranged on the downstream side of the front blade row 72, and has a plurality of blades arranged at substantially equal pitches in the circumferential direction like the front blade row 72.
  • the blade row that can achieve high pressure recovery in the small flow rate region is the front blade row 72
  • the blade row that can achieve high pressure recovery in the large flow rate region is the rear blade row 73.
  • This is to obtain a high static pressure recovery rate (conversion ratio for converting the dynamic pressure component of the working fluid into the static pressure component) in a wide flow rate range.
  • FIG. 10 is an explanatory diagram showing an arbitrary set of blades extracted from the front blade row 72 and the rear blade row 73 of the double blade row portion 71 in the diffuser 105.
  • the absolute velocity C 3 of the fluid flowing into the front blade row 72 and the absolute velocity C of the fluid flowing into the rear blade row 73 after the flow is turned by the front blade row 72. 4 is also shown.
  • the absolute velocity C 3 of the fluid flowing into the front blade row 72 is shown separately for the absolute velocity C 3 a near the flow rate at the design point and the absolute velocity C 3 b when the flow rate is small. .
  • the speed is displayed as a vector.
  • the absolute velocity C 3 is the working fluid flowing into the front ⁇ column 72, together with the flow reduction, will be gradually directed to the circumferential direction C.
  • a diffuser with a vane fluid cannot flow along the blade surface at a flow rate smaller than a certain flow rate, and the flow is separated and backflowed on the blade negative pressure surface (the blade surface corresponding to the reference numeral 80 of the front blade row 72).
  • the diffuser may stall.
  • the blade mounting angle of the front blade row 72 is set so as to be along the direction of the absolute speed C 3 b when the flow rate is as small as possible. It is possible to suppress the separation / backflow of the flow at the blade suction surface 80 of the front blade row 72.
  • the pressure loss generated in the front blade row 72 increases near the flow rate at the design point.
  • the flow that flows out from the front blade row 72 and flows into the rear blade row 73 is maintained in the substantially same flow direction regardless of the flow rate by the restraining action of the flow of the front blade row 72. It flows into the wing row 73.
  • blade mounting angle of the rear ⁇ column 73 is set along the direction of the absolute velocity C 4 near the flow rate at the design point.
  • the pressure loss generated in the rear blade row 73 near the flow rate at the design point is reduced without causing separation / backflow of the flow on the blade suction surface 81 of the rear blade row 73 to the small flow rate side. It is possible.
  • the diffuser 105 having the double blade row portion 71 it is possible to suppress the occurrence of stall due to the blade suction surface of the diffuser 105 on the small flow rate side while maintaining the efficiency in the flow rate at the design point. Is possible.
  • the increase in static pressure between the inlet and the outlet of the double blade row 71 increases as the flow rate decreases.
  • the velocity boundary layer thickness on the wall surface 74 on the hub 102 side and the wall surface 75 on the shroud 103 side (hereinafter collectively referred to as “the side wall of the diffuser 105”) in the diffuser 105 increases as the flow rate decreases.
  • the side wall 105 In the vicinity of the side wall 105, flow separation / backflow occurs.
  • the radial flow velocity distribution at the outlet of the impeller can be made uniform, and at the same time, the circumferential flow velocity distribution can be made uniform.
  • 105 has an effect of suppressing the occurrence of stall due to the side wall 105.
  • the diffuser 105 having the double blade row portion 71 also has an effect of suppressing stall caused by the blade suction surface of the diffuser 105. From the above, the impeller 100 having the curved line element of the present embodiment shown in FIG. 4A and the diffuser having the double blade row portion 71 (hereinafter also referred to as “diffuser with double blade row”) 105. In combination, it is possible to suppress both the stall due to the blade suction surface and the diffuser side wall in the diffuser portion.
  • FIGS. 11A and 11B are graphs showing an example of the result of three-dimensional viscous fluid analysis of the flow inside the closed type impeller and the vaned diffuser.
  • FIG. 11A shows the efficiency characteristics
  • FIG. 11B shows the pressure rise characteristics.
  • FIG. 11 shows the following three cases. That is, Case 1 shows a case where the conventional impeller having a curved line element shown in FIG. 4B and a general diffuser with a single blade row are combined. Case 2 shows a case where the conventional impeller having a curved line element shown in FIG. 4B is combined with the diffuser 105 with double blade rows of the present embodiment.
  • Case 3 shows a case where the impeller 100 having the curved line element of this embodiment shown in FIG. 4A and the diffuser 105 with double blade rows of this embodiment are combined.
  • FIGS. 11A and 11B show the dimensionless flow rate Q / Q des obtained by dividing the flow rate Q des at the design point to make it dimensionless.
  • the vertical axis represents the heat insulation head H ad, des at the flow rate Q des at the design point of a centrifugal compressor stage in which an impeller having a conventional curved line element and a diffuser with a single blade row are combined.
  • the adiabatic head ratio Had / Had, des which is made dimensionless by dividing by.
  • the operating range to the small flow rate side can be reduced by combining the impeller having the curved line element of the present embodiment and the diffuser 105 with the double blade row of the present embodiment. It can be seen that further expansion can be realized.
  • the impeller 100 is preferably a closed type impeller as in the present embodiment.
  • centrifugal fluid machine 200 is a centrifugal compressor
  • the present invention is not limited to this, and may be applied to other centrifugal fluid machines such as a pump. Is possible.
  • Blade pressure surface 12
  • Blade suction surface 13 Blade surface element 14
  • Blade leading edge 15
  • Blade trailing edge 70
  • No vane portion 72
  • Front blade row 73
  • Rear blade row 74
  • Hub side wall surface 75
  • Blade suction surface 81
  • Blade suction surface 100
  • Centrifugal impeller 101
  • Blade 102 Hub 103
  • Shroud 104
  • Rotating shaft 105
  • Diffuser 106
  • Return channel 107
  • Impeller suction port 108
  • Downstream flow path 114
  • Suction portion 115
  • Inlet guide vane 116
  • Discharge portion 117
  • Radial bearing 118
  • Thrust bearing 119
  • Casing 120
  • Scroll Centrifugal fluid machine
  • a Impeller rotation direction B
  • Maximum protruding position F Blade force L Center position

Abstract

羽根車（１００）の翼（１０１）の翼面を構成する翼スパン方向の翼面線素（１３）は、羽根車回転方向（Ａ）に向けて凸状となる曲線線素である。また、翼面線素（１３）の羽根車回転方向（Ａ）への突出量が最大となる位置は、翼面線素（１３）の翼スパン方向の中央位置よりもハブ（１０２）と反対側、すなわちシュラウド（１０３）側に設定されている。これにより、遠心羽根車の出口における作動流体の半径方向流速分布の均一化とともに、周方向流速分布の均一化をも図ることができる遠心羽根車、およびこれを備える遠心式流体機械を提供する。

Description

遠心羽根車、およびこれを備える遠心式流体機械
　本発明は、遠心羽根車、およびこれを備える遠心式流体機械に関する。
　遠心式流体機械の高効率化を図った例が特許文献１，２に記載されている。これらの例では、遠心羽根車の翼の翼面を構成する翼面線素を曲線線素とすることによって、遠心羽根車の内部で発生する流動損失を低減する試みが行われている。
　例えば、特許文献１に記載の遠心圧縮機は、翼（羽根）を間に挟んでハブに対向して配置されたシュラウドを有するクローズド型の遠心羽根車を備えている。この遠心羽根車では、翼の翼面が曲線線素で構成される自由曲面で定義され、翼負圧面が凹面であり、かつ凹面の凹み量が最大となる位置は翼スパン方向（翼高さ方向）の中央位置よりもハブ側に設定されている（段落００３８参照）。こうして、翼素渦による誘起速度（翼負荷）を制御し、翼負圧面とハブおよびシュラウドの各表面とが交差するコーナー部で流れを減速させて圧力を高くすることで、ハブからシュラウド、および翼圧力面から翼負圧面へと向かう二次流れを抑制して、流動損失の低減を図っている。
　また、特許文献２に記載の遠心圧縮機は、シュラウドを有さないオープン型の遠心羽根車を備えている。この遠心羽根車では、翼の翼面が曲線線素で構成される自由曲面で定義され、曲線線素の形状が遠心羽根車の回転方向に対して凸面をなしている。また、曲線線素の最大曲げ位置が、翼スパン方向（翼高さ方向）の中間部に位置している（段落００２０参照）。こうして、翼スパン方向の翼負荷分布を均一化することで、作動流体の流量分布を翼間流路中で均一化して、流動損失の低減を図っている。
特開２０１２－２１９７７９号公報 特開２００２－３３２９９３号公報
　特許文献１，２に記載の技術のいずれも、遠心羽根車の翼面を構成する曲線線素の形状を遠心羽根車の回転方向に向けて凸状に形成して、翼スパン方向の翼負荷分布を制御することで、翼間流路中での作動流体の流量分布を均一化して高効率化を図るものである。特許文献１，２に記載の技術において流量分布を均一化することとは、遠心羽根車内の翼間流路中における、羽根車回転軸を中心軸とする任意の円筒断面での、作動流体の半径方向の流速分布を均一化することと同義である。つまり、特許文献１，２に記載の技術では、翼間流路中における作動流体の半径方向の流速分布を均一化することに主眼を置いて、流動損失の低減による高効率化を図っている。
　ここで、翼間流路中における作動流体は、半径方向の速度成分とともに、周方向の速度成分をも有している。作動流体のこれら両速度成分の一様性は、遠心羽根車内部の流動損失の大きさに影響を与えると同時に、遠心羽根車下流に位置するディフューザ部の失速特性に大きな影響を与える。後述するように、流量減少時のディフューザ部の失速を抑制するためには、遠心羽根車の出口における半径方向流速分布とともに、周方向流速分布をも均一化する必要があることが、発明者らの検討により判明した。
　しかしながら、特許文献１，２に記載の技術は、前記したように、遠心羽根車の出口における作動流体の半径方向流速分布の均一化を企図しており、周方向流速分布の均一化に関してはさらなる改善の余地があった。
　本発明は、前記した事情に鑑みなされたものであり、遠心羽根車の出口における作動流体の半径方向流速分布の均一化とともに、周方向流速分布の均一化をも図ることができる遠心羽根車、およびこれを備える遠心式流体機械を提供することを課題とする。
　上記課題を達成すべく、本発明に係る遠心羽根車は、円盤状のハブと、前記ハブ上に周方向に間隔をおいて配置されている複数の翼と、を有し、前記翼の翼面を構成する翼高さ方向の翼面線素は、前記ハブの回転方向に向けて凸状となる曲線線素であり、前記翼面線素の前記回転方向への突出量が最大となる位置は、該翼面線素の翼高さ方向の中央位置よりも前記ハブと反対側に設定されていることを特徴とする。
　また、本発明に係る遠心式流体機械は、前記遠心羽根車を備えることを特徴とする。
　本発明によれば、遠心羽根車の出口における作動流体の半径方向流速分布の均一化とともに、周方向流速分布の均一化をも図ることができる遠心羽根車、およびこれを備える遠心式流体機械を提供できる。
本発明の第１実施形態に係る遠心式流体機械を示す子午面断面図である。 図１に示される遠心式流体機械の部分拡大断面図である。 遠心式流体機械が備える羽根車を斜め上流側から見た概略斜視図である。 図４（ａ）～（ｃ）は羽根車の周方向に隣り合う２枚の翼の翼後縁の形状を、羽根車の半径方向外周側から見た図を示しており、図４（ａ）は本実施形態における翼後縁の形状、図４（ｂ）は従来の曲線線素を有する羽根車の翼後縁の形状、図４（ｃ）は従来の直線線素を有する羽根車の翼後縁の形状を示す。 図５（ａ）～（ｃ）は、図４（ａ）～（ｃ）に示す各羽根車の翼の形状を有する羽根車について、設計点での流量における３次元粘性流体解析を実施して得られた、羽根車出口円筒面における半径方向流速の分布の一例をそれぞれ示す図である。 図６（ａ）は、図４（ａ）に示す本実施形態の曲線線素を有する羽根車の、羽根車出口における周方向流速の翼スパン方向分布を示すグラフ、図６（ｂ）は、図４（ｂ）に示す従来の曲線線素を有する羽根車の、羽根車出口における周方向流速の翼スパン方向分布を示すグラフである。 図７（ａ），（ｂ）は、羽根車の翼から作動流体に加わる翼力の方向を示す図であり、図７（ａ）は、翼のシュラウド側がハブ側に対して、羽根車回転方向において前進している場合を示し、図７（ｂ）は、翼のシュラウド側がハブ側に対して、羽根車回転方向において後退している場合を示す。 図８（ａ），（ｂ）は、羽根車出口における速度三角形を示す図である。 図９（ａ），（ｂ）は、本発明の第２実施形態に係る遠心式流体機械の羽根車およびディフューザを示す図であり、図９（ａ）は、羽根車およびディフューザを羽根車の軸方向上流側から見た図、図９（ｂ）は、羽根車およびディフューザの子午面断面図である。 ディフューザにおける二重翼列部の前置翼列および後置翼列のうち任意の一組の翼を取り出して示す説明図である。 図１１（ａ），（ｂ）は、羽根車およびベーン付きディフューザの内部の流れを３次元粘性流体解析した結果の一例を示すグラフであり、図１１（ａ）は効率特性を示し、図１１（ｂ）は圧力上昇特性を示す。
　本発明の実施形態について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。
　なお、各図において、共通する構成要素や同様な構成要素については、同一の符号を付し、それらの重複する説明を適宜省略する。
（第１実施形態）
　まず、図１～図８を参照しながら、本発明の第１実施形態について説明する。
　図１は、本発明の第１実施形態に係る遠心式流体機械２００を示す子午面断面図（回転軸１０４の中心軸を含む平面で切断した断面図）である。図２は、図１に示される遠心式流体機械２００の部分拡大断面図である。本実施形態では、遠心式流体機械２００が一軸多段式の遠心圧縮機である例を取り上げて説明する。
　図１に示すように、遠心式流体機械２００は、回転エネルギーを作動流体に付与する遠心羽根車（以下、単に「羽根車」ともいう）１００と、この羽根車１００が取り付けられる回転軸１０４と、羽根車１００の径方向外側に配置されているディフューザ１０５と、を有している。ディフューザ１０５は、羽根車１００から送り出される作動流体（以下、単に「流体」ともいう）の動圧成分を静圧成分へ変換するものである。
　図２に示すように、ディフューザ１０５の下流には、後段の羽根車１００または機外へ流体を導くための下流流路１０８と、ディフューザ１０５から下流流路１０８へ流体を導くリターンチャネル１０６とが設けられている。
　羽根車１００は、円盤状のハブ１０２と、ハブ１０２上に周方向に間隔をおいて配置されている複数の翼（羽根）１０１と、翼１０１を間に挟んでハブ１０２に対向して配置されているシュラウド（側板）１０３と、を有している。ハブ１０２は、回転軸１０４に締結されている。複数の翼１０１は、ハブ１０２とシュラウド１０３との間に位置している。なお、図２では、シュラウド１０３を有するクローズド型の羽根車１００の一例を示している。ただし、シュラウド１０３を有さないオープン型の羽根車が使用されてもよい。
　ディフューザ１０５は、本実施形態では、図２に示すように、周方向にほぼ等ピッチで配置された複数枚の翼を有するベーン（羽根）付きディフューザである。ただし、図２では示していないが、翼を有さないベーンレスディフューザが使用されてもよい。
　図１に示すように、遠心式流体機械２００は、図２に示した圧縮段が複数段軸方向に積層した形で構成されている。回転軸１０４を回転自在に支持するラジアル軸受１１７が回転軸１０４の両端側に配置されている。また、回転軸１０４の一方の端部には、回転軸１０４を軸方向に支持するスラスト軸受１１８が配置されている。
　回転軸１０４には、多段の圧縮段の羽根車１００（図１では４つの羽根車１００）が固定して取り付けられている。各羽根車１００の下流側には、前記したように、ディフューザ１０５およびリターンチャネル１０６が設けられている。これらの羽根車１００、ディフューザ１０５、およびリターンチャネル１０６は、ケーシング１１９内に収容されている。ケーシング１１９の吸込み側には、吸込み部１１４が設けられており、ケーシング１１９の吐出側には吐出部１１６が設けられている。第１段の羽根車１００の上流側には、吸込み流れに予旋回を付与するインレットガイドベーン１１５が設けられている。吐出部１１６は、スクロール１２０を有している。
　このように構成された遠心式流体機械２００においては、図２に示すように、羽根車吸込口１０７から吸引された流体が、各段の羽根車１００、ディフューザ１０５、リターンチャネル１０６を通過するごとに昇圧されて次段の圧縮段に送られる。そして、圧縮された流体は、最終的に所定圧力になって下流流路１０８へ吐出される。
　ところで、遠心式流体機械２００、特に気体を扱う遠心式流体機械では、流量減少に伴い、羽根車１００やディフューザ１０５で流れが失速し、流量を減じてもそれ以上圧力が上昇せずに、大きな圧力変動および流量変動を発生する現象が生じる。これをサージングといい、遠心式流体機械２００の小流量（低流量）側の限界点となる。一方、サージング発生限界流量から流量調整弁等を開いて流量を増大させていくと、吐出圧力が低下して、それ以上流量が増大しない現象が生じる。これをチョークといい、遠心式流体機械２００の大流量側の限界点となる。これら２つの限界点であるサージングとチョークとの間を、作動範囲と呼んでおり、遠心式流体機械２００の効率を低下させずに作動範囲を増大させることが常に求められている。
　以下に、本実施形態に係る遠心式流体機械２００において、定格点（設計点）における流体効率の向上と、小流量側におけるディフューザ失速抑制による作動範囲の拡大とを両立させる構成について説明する。
　図３は、遠心式流体機械２００が備える羽根車１００を斜め上流側から見た概略斜視図である。図３では、シュラウド１０３は翼１０１と交差する部分のみが表示されており、翼１０１の形状が見えるように示されている。羽根車１００は、図３中の矢印Ａで示す羽根車回転方向（ハブ１０２の回転方向）に回転するようになっている。
　図３において、ハブ１０２上に周方向に間隔をおいて配設された複数の翼１０１の内の一枚に、翼１０１の翼面を構成する、ハブ１０２とシュラウド１０３とを結ぶ翼スパン方向（翼高さ方向）の翼面線素１３を、重ねて示している。図３から分かるように、本実施形態では、翼面線素１３は曲線線素であり、翼１０１の翼面は自由曲面から構成されている。なお、図３において、符号１４は翼１０１の上流側の端縁である翼前縁を示し、符号１５は翼１０１の下流側の端縁である翼後縁を示している。
　図４（ａ）～（ｃ）は、羽根車の周方向に隣り合う２枚の翼の翼後縁の形状を、羽根車の半径方向外周側から見た図を示している。図４（ａ）は、本実施形態における翼後縁１５の形状を示す。図４（ｂ）は、前記特許文献１における従来の曲線線素を有する羽根車の翼後縁１５ａの形状を示す。図４（ｃ）は、翼面線素が直線線素から構成され、かつ翼のシュラウド１０３側がハブ１０２側に対して羽根車回転方向Ａに前傾した、従来の直線線素を有する羽根車の翼後縁１５ｂの形状を示す。
　図４（ａ），（ｂ）では、翼スパン方向の中央位置Ｌを一点鎖線で示している。また、図４（ａ）～（ｃ）において、符号１１は翼圧力面（羽根車の任意の１枚の翼に属する翼面のうち、羽根車回転方向Ａに対して前側に位置する翼面）を示し、符号１２は翼負圧面（羽根車回転方向Ａに対して後側に位置する翼面）を示す。
　図４（ａ）に示すように、本実施形態における羽根車１００の翼１０１の翼面を構成する翼スパン方向（翼高さ方向）の翼面線素１３（図３も参照）は、羽根車回転方向Ａに向けて凸状となる曲線線素である。また、翼面線素１３の羽根車回転方向Ａへの突出量が最大となる位置Ｂは、翼面線素１３の翼スパン方向の中央位置Ｌよりもハブ１０２と反対側、すなわちシュラウド１０３側に設定されている。そして、翼面線素１３の突出量が最大となる位置Ｂは、翼面線素１３においてハブ１０２と交差する端縁位置を０％、ハブ１０２と反対側の端縁位置、すなわちシュラウド１０３と交差する端縁位置を１００％とした場合に、６０～８０％の位置に設定されていることが好ましい。
　本実施形態において、羽根車１００の翼１０１の形状を、図４（ａ）に示す形状としたことによる効果を、図５～図６を用いて説明する。
　図５（ａ）～（ｃ）は、図４（ａ）～（ｃ）に示す各羽根車の翼の形状を有するクローズド型の羽根車について、設計点での流量における３次元粘性流体解析を実施して得られた、羽根車出口円筒面における半径方向流速Ｃｒの分布の一例をそれぞれ示す図である。なお、図５中では、半径方向流速Ｃｒを羽根車出口周速Ｕ２で除して無次元化した、無次元半径方向流速分布Ｃｒ／Ｕ２として示している。
　図５（ｃ）中の黒色のコンター領域は、半径方向流速が０よりも小さい領域、つまり逆流域を示している。図５（ａ）～（ｃ）から以下のことが分かる。すなわち、図５（ｃ）に示すように、従来の直線線素を有する羽根車では、シュラウド側の翼負圧面１２付近に逆流域が存在している。一方、図５（ａ）に示す本実施形態の曲線線素を有する羽根車、および図５（ｂ）に示す従来の曲線線素を有する羽根車では、何れも逆流域が消滅し、ほぼ同等の均一性の半径方向流速分布を実現していることが分かる。
　したがって、図４（ａ）に示す本実施形態の曲線線素を有する羽根車、および図４（ｂ）に示す従来の曲線線素を有する羽根車をそれぞれ備える遠心式流体機械は、図４（ｃ）に示す従来の直線線素を有する羽根車を有する遠心式流体機械よりも流動損失を低減できる。このため、設計点での流体効率が高い遠心式流体機械となる。
　図６（ａ）は、図４（ａ）に示す本実施形態の曲線線素を有する羽根車の、羽根車出口における、周方向平均した周方向流速Ｃｕの翼スパン方向分布が、流量変化に応じてどのように変化していくかを示すグラフである。また、図６（ｂ）は、図４（ｂ）に示す従来の曲線線素を有する羽根車の、羽根車出口における、周方向平均した周方向流速Ｃｕの翼スパン方向分布が、流量変化に応じてどのように変化していくかを示すグラフである。
　図６（ａ），（ｂ）において、縦軸は、周方向流速Ｃｕを羽根車出口周速Ｕ２で除して無次元化した、無次元周方向流速Ｃｕ／Ｕ２を示す。横軸は、翼スパン方向位置を表し、左端点がシュラウド１０３側の壁面位置、右端点がハブ１０２側の壁面位置を、それぞれ示す。図６中の数値は、１００％が設計点での流量を示し、それ以外は、設計点での流量に対する流量比を示している。また、図６中の二点鎖線は、設計点での流量における、シュラウド１０３側の壁面でのＣｕ／Ｕ２の値と、ハブ１０２側の壁面でのＣｕ／Ｕ２の値とを結んだ線である。
　従来の曲線線素を有する羽根車では、図６（ｂ）に示すように、設計点での流量において既に翼スパン方向にわたってのＣｕ／Ｕ２の分布が大きく、シュラウド側よりもハブ側で周方向流速が低い分布となっている。そして、流量低下とともに、ハブ１０２の壁面付近における周方向流速の低い領域の拡大が顕著になっていく。
　一方、本実施形態の曲線線素を有する羽根車では、図６（ａ）に示すように、従来の曲線線素を有する羽根車よりも、設計点での流量における翼スパン方向にわたっての周方向流速分布が均一化する。これととともに、流量低下時のハブ１０２の壁面付近における周方向流速の低い領域の拡大も抑制されていることが分かる。
　次に、羽根車１００の翼１０１の形状を図４（ａ）に示す形状にしたことで、翼スパン方向にわたっての半径方向流速分布および周方向流速分布がともに均一化されるメカニズムを、図７および図８を参照して説明する。
　図７（ａ），（ｂ）は、羽根車の翼から作動流体に加わる翼力Ｆの方向を示す図である。図７（ａ）は、翼１０１ａのシュラウド１０３側がハブ１０２側に対して、羽根車回転方向Ａにおいて前進している場合を示し、図７（ｂ）は、翼１０１ｂのシュラウド１０３側がハブ１０２側に対して、羽根車回転方向Ａにおいて後退している場合を示す。
　図８（ａ），（ｂ）は、羽根車出口における速度三角形を示す図である。図８において、Ｕ２は、羽根車出口周速、β２は、羽根車出口における流体の相対流れ角、Ｗ２は、羽根車出口における流体の相対速度、Ｃ２は、羽根車出口における流体の絶対速度、Ｃｕ２は、羽根車出口における流体の絶対速度の周方向成分を示す。図８において、速度はベクトル表示されている。
　図７（ａ）に示すように傾斜する翼１０１ａを有する羽根車では、翼力Ｆがハブ１０２側に向かって作用する。そのため、ハブ１０２側では静圧が上昇し、シュラウド１０３側では静圧が低下する。その結果、ハブ１０２側からシュラウド１０３側へ、翼圧力面１１側から翼負圧面１２側へと向かう二次流れが比較的大きくなり、シュラウド１０３側の翼負圧面１２付近に低エネルギー流体が集積する。また同時に、ハブ１０２側では相対流速が低下し、シュラウド１０３側では相対流速が上昇する。このとき、ハブ１０２側における羽根車出口の速度三角形は図８（ｂ）に相当する流れ場、シュラウド１０３側における羽根車出口の速度三角形は図８（ａ）に相当する流れ場となっている。この場合、周方向流速（羽根車出口における流体の絶対速度の周方向成分Ｃｕ２）は、ハブ１０２側の方がシュラウド１０３側よりも大きい。
　一方、図７（ｂ）に示すように傾斜する翼１０１ｂを有する羽根車では、翼力Ｆがシュラウド１０３側に向かって作用する。そのため、ハブ１０２側では静圧が低下し、シュラウド１０３側では静圧が上昇する。その結果、二次流れが抑制される。また同時に、ハブ１０２側では相対流速が上昇し、シュラウド１０３側では相対流速が低下する。このとき、ハブ１０２側における羽根車出口の速度三角形は図８（ａ）に相当する流れ場、シュラウド１０３側における羽根車出口の速度三角形は図８（ｂ）に相当する流れ場となっている。この場合、周方向流速（羽根車出口における流体の絶対速度の周方向成分Ｃｕ２）は、シュラウド１０３側の方がハブ１０２側よりも大きい。
　図４（ｂ）に示す従来の曲線線素を有する羽根車の翼では、翼のシュラウド１０３側がハブ１０２側よりも羽根車回転方向Ａにおいて後退している領域が、翼のシュラウド１０３側の端縁位置から、翼スパン方向の中央位置Ｌよりもハブ側に及んでいる。このため、図７（ｂ）に示す翼１０１ｂを有する羽根車と内部流れが類似することとなる。したがって、従来の曲線線素を有する羽根車では、羽根車出口において半径方向流速の均一化は図れるものの、周方向流速については、ハブ１０２側がシュラウド１０３側よりも低下する分布となってしまう。ここで、完全に半径方向流速を均一化できると仮定すると、周方向流速の均一化の観点からは、翼のシュラウド１０３側がハブ１０２側よりも羽根車回転方向Ａにおいて後退している領域を、翼のシュラウド１０３側の端縁位置から翼スパン方向の中央位置Ｌまでとするのが好ましい。これは、ハブ１０２側に作用する翼力Ｆとシュラウド１０３側に作用する翼力Ｆとが、等分されるためである。しかしながら、図５（ｂ）に示すように、従来の曲線線素を有する羽根車と同様の翼の形状とした場合でも、二次流れの残留によって、シュラウド１０３側の半径方向流速はハブ１０２側よりも小さい。このため、翼のシュラウド１０３側がハブ１０２側よりも羽根車回転方向Ａにおいて後退している領域を、翼のシュラウド１０３側の端縁位置から翼スパン方向の中央位置Ｌまでとすると、周方向流速の非均一性が残ってしまう。これは、図８に示す速度三角形から分かるように、二次流れ残留の影響でシュラウド１０３側の方がハブ１０２側よりも周方向流速が大きくなるからである。
　一方、図４（ａ）に示す本実施形態の曲線線素を有する羽根車１００では、翼面線素１３を羽根車回転方向Ａに向けて凸状の曲線線素とし、かつその最大突出位置Ｂを、翼スパン方向の中央位置Ｌよりもシュラウド１０３側になるよう設定している。この場合には、半径方向流速の均一性は確保したまま、曲線線素の最大突出位置Ｂが翼スパン方向の中央位置Ｌにある場合と比較してシュラウド１０３側の周方向流速が小さくなり、周方向流速の均一性も増すのである。
　次に、翼スパン方向にわたっての周方向流速分布の均一化によって、遠心式流体機械２００が備えるディフューザ１０５の失速が抑制されるメカニズムを、以下に説明する。
　遠心式流体機械２００のディフューザ１０５は、基本的には半径方向外側（下流側）に向かうにつれて流路断面積が増大する減速流路であり、羽根車出口から下流側に向かうにつれ、徐々に静圧が上昇する。ここで、ディフューザ１０５内部における、半径方向外向きに増大する半径方向圧力勾配を支える力は二つある。一つ目は、周方向流速成分に起因する半径方向外向きの遠心力である。二つ目は、半径方向流速の減速に基づく半径方向運動量の減少によって生じる、半径方向外向きの力である。
　図４（ｂ）に示す従来の曲線線素を有する羽根車では、ハブ１０２の壁面付近における周方向流速が小さい。そのため、流量低下に伴って増大するディフューザ１０５内部の半径方向圧力勾配を支えるためには、図６（ｂ）に示すように、流量低下とともに、ハブ１０２の壁面付近の半径方向流速が急減する必要がある。このため、ディフューザ１０５のハブ１０２側の壁面付近で流れの剥離・逆流が比較的大流量側で発生してしまい、失速が早まってしまう。
　一方、図４（ａ）に示す本実施形態の曲線線素を有する羽根車１００では、翼スパン方向にわたっての周方向流速分布の均一性が高い。このため、ディフューザ１０５におけるハブ１０２側およびシュラウド１０３側のどちらか一方の側の壁面付近でのみ、流量低下に伴って半径方向流速が急減するといった状況が生じない。したがって、羽根車出口での翼スパン方向にわたっての周方向流速分布が大きい場合と比較して、ディフューザ１０５の側壁（ハブ１０２側およびシュラウド１０３側の壁面）における流れの剥離・逆流が、より小流量側まで抑制される。したがって、失速を抑制することが可能となる。
　前記したように、本実施形態では、図４（ａ）に示すように、羽根車１００の翼１０１の翼面を構成する翼スパン方向の翼面線素１３は、羽根車回転方向Ａに向けて凸状となる曲線線素である。また、翼面線素１３の羽根車回転方向Ａへの突出量が最大となる位置Ｂは、翼面線素１３の翼スパン方向の中央位置Ｌよりもハブ１０２と反対側、すなわちシュラウド１０３側に設定されている。
　このような本実施形態では、半径方向流速の均一性は確保したままで、曲線線素の最大突出位置Ｂが翼スパン方向の中央位置Ｌにある場合と比較してシュラウド１０３側の周方向流速が小さくなることによって周方向流速の均一性も向上する。
　すなわち、羽根車出口における作動流体の半径方向流速分布の均一化とともに、周方向流速分布の均一化をも図ることができる羽根車１００、およびこれを備える遠心式流体機械２００を提供できる。
　これにより、遠心式流体機械２００の設計点での流量における流体効率が向上するとともに、小流量側におけるディフューザの失速の抑制によって作動範囲も拡大する。
　また、本実施形態では、翼面線素１３の突出量が最大となる位置Ｂは、ハブ１０２側の端縁位置からシュラウド１０３側の端縁位置に向かって６０～８０％の位置に設定されている。このように、位置Ｂを６０％以上の位置とすることによって周方向流速分布の均一性をより高めることができ、位置Ｂを８０％以下の位置とすることによって半径方向流速の均一性をより確保することができる。
　なお、本実施形態では、クローズド型の羽根車１００に適用される場合について説明してきたが、オープン型の羽根車に適用される場合にも所定の効果は見込まれる。しかしながら、オープン型の羽根車における二次流れは、翼の翼高さ方向先端とケーシングとの間の隙間（チップクリアランス）で生じる翼端漏れ流れの影響を主として受ける。このように、オープン型の羽根車では、二次流れの生じ方がクローズド型の羽根車とは異なるため、本実施形態のように、羽根車１００は、クローズド型の羽根車であることが好ましい。
（第２実施形態）
　次に、図９～図１１を参照しながら、本発明の第２実施形態について、前記した第１実施形態と相違する点を中心に説明し、共通する点の説明を省略する。
　本実施形態は、図１におけるディフューザ１０５として、特に、二重翼列の羽根付きディフューザを搭載した場合に関するものである。
　図９（ａ），（ｂ）は、本発明の第２実施形態に係る遠心式流体機械の羽根車１００およびディフューザ１０５を示す図である。図９（ａ）は、羽根車１００およびディフューザ１０５を、羽根車１００の軸方向上流側から見た図である。図９（ｂ）は、羽根車１００およびディフューザ１０５の子午面断面図である。
　第１実施形態と同様、第２実施形態における羽根車１００は、ハブ１０２上に周方向に間隔をおいて配設された複数の翼１０１を有している。翼１０１の翼面を構成する、ハブ１０２とシュラウド１０３とを結ぶ翼スパン方向（翼高さ方向）の翼面線素１３は曲線線素であり、翼面は自由曲面から構成されている。図４（ａ）に示すように、翼面線素１３は、第１実施形態と同様に、羽根車回転方向Ａに向けて凸状の曲線線素であり、かつその最大突出位置は、翼スパン方向の中央位置よりもシュラウド１０３側に位置している。
　一方、ディフューザ１０５は、ベーン無し部７０（図９（ｂ）参照）と、二重翼列部７１とを有している。二重翼列部７１は、羽根車１００の径方向外側に配置されている前置翼列７２と、該前置翼列７２の径方向外側に配置されている後置翼列７３とを含んでいる。前置翼列７２は、周方向にほぼ等ピッチで配置された複数枚の翼を有している。後置翼列７３は、前置翼列７２の下流側に配置されており、前置翼列７２と同様に周方向にほぼ等ピッチで配置された複数枚の翼を有している。
　二重翼列部７１を有するディフューザ１０５では、小流量域で高い圧力回復を達成できる翼列を前置翼列７２とし、大流量域で高い圧力回復を達成できる翼列を後置翼列７３とする場合が一般的である（例えば、妹尾、他２名、「遠心送風機の小弦節比円形二重翼列ディフューザ」、日本機械学会論文集（Ｂ編）４９巻４３９号（１９８３）参照）。これは、広い流量範囲において高い静圧回復率（作動流体の動圧成分を静圧成分へと変換する変換割合）を得るためである。
　次に、図４（ａ）に示す本実施形態の曲線線素を有する羽根車１００と、二重翼列部７１を有するディフューザ１０５とを組み合わせて用いることによる効果を、図１０を参照して説明する。
　図１０は、ディフューザ１０５における二重翼列部７１の前置翼列７２および後置翼列７３のうち任意の一組の翼を取り出して示す説明図である。
　図１０中には、前置翼列７２へ流入する流体の絶対速度Ｃ３、および、前置翼列７２により流れを転向された後、後置翼列７３へと流入する流体の絶対速度Ｃ４も示している。なお、前置翼列７２へ流入する流体の絶対速度Ｃ３は、設計点での流量付近の場合の絶対速度Ｃ３ａと小流量の場合の絶対速度Ｃ３ｂとで分けて示している。図１０において、速度はベクトル表示されている。
　図１０に示すように、前置翼列７２へ流入する作動流体の絶対速度Ｃ３は、流量低下とともに、徐々に周方向Ｃへと向くことになる。ベーン付きディフューザでは、ある流量よりも小流量側では流体は翼面に沿って流れることができなくなり、翼負圧面（前置翼列７２の符号８０に相当する翼面）で流れが剥離・逆流してディフューザが失速する場合がある。しかし、二重翼列部７１を有するディフューザ１０５において、前置翼列７２の翼取付角度を、なるべく小流量の場合の絶対速度Ｃ３ｂの方向に沿うように設定することで、小流量側まで前置翼列７２の翼負圧面８０での流れの剥離・逆流を抑制可能である。ただし、この場合、設計点での流量付近において、前置翼列７２で発生する圧力損失は増大する。
　そして、前置翼列７２から流出して後置翼列７３へと流入する流れは、前置翼列７２の流れの拘束作用によって、流量に関わらずほぼ同一の流れ方向を維持したまま、後置翼列７３へと流入する。したがって、後置翼列７３の翼取付角度は、設計点での流量付近の絶対速度Ｃ４の方向に沿うように設定されている。これにより、小流量側まで後置翼列７３の翼負圧面８１での流れの剥離・逆流を生じさせずに、設計点での流量付近における後置翼列７３で発生する圧力損失を低減することが可能である。
　このように、二重翼列部７１を有するディフューザ１０５では、設計点での流量における効率を維持したまま、小流量側でのディフューザ１０５の翼負圧面に起因する失速の発生を抑制することが可能である。
　一方、二重翼列部７１の入口と出口との間の静圧上昇量は、流量低減とともに増大する。このため、ディフューザ１０５におけるハブ１０２側の壁面７４およびシュラウド１０３側の壁面７５（以下、合わせて「ディフューザ１０５の側壁」という）上の速度境界層厚みは流量低減とともに増大し、ある流量以下ではディフューザ１０５の側壁付近において流れの剥離・逆流が生じる。このように、二重翼列部７１を有するディフューザ１０５では、翼負圧面に起因する失速ではなく、ディフューザの側壁に起因する失速によって、ディフューザが失速する。
　図４（ａ）に示す本実施形態の曲線線素を有する羽根車１００は、羽根車出口における半径方向流速分布の均一化が図れると同時に、周方向流速分布の均一化も図れることによって、ディフューザ１０５の側壁に起因する失速発生を抑制する効果を有する。
　また、二重翼列部７１を有するディフューザ１０５は、ディフューザ１０５の翼負圧面に起因する失速を抑制する効果をも有する。
　以上のことから、図４（ａ）に示す本実施形態の曲線線素を有する羽根車１００と、二重翼列部７１を有するディフューザ（以下、「二重翼列付きディフューザ」ともいう）１０５とを組み合わせることで、ディフューザ部における翼負圧面起因、およびディフューザ側壁起因の両方の失速を抑制することが可能となるのである。
　図１１（ａ），（ｂ）は、クローズド型の羽根車およびベーン付きディフューザの内部の流れを３次元粘性流体解析した結果の一例を示すグラフである。図１１（ａ）は、効率特性を示し、図１１（ｂ）は、圧力上昇特性を示す。
　図１１では、以下の３つのケースを示している。すなわち、ケース１は、図４（ｂ）に示す従来の曲線線素を有する羽根車と、一般的な単翼列付きディフューザとを組み合わせた場合を示す。ケース２は、図４（ｂ）に示す従来の曲線線素を有する羽根車と、本実施形態の二重翼列付きディフューザ１０５とを組み合わせた場合を示す。ケース３は、図４（ａ）に示す本実施形態の曲線線素を有する羽根車１００と、本実施形態の二重翼列付きディフューザ１０５とを組み合わせた場合を示す。
　図１１（ａ），（ｂ）の横軸は、設計点での流量Ｑｄｅｓで除して無次元化した、無次元流量Ｑ／Ｑｄｅｓを示す。図１１（ａ）の縦軸は、従来の曲線線素を有する羽根車と単翼列付きディフューザとを組みわせた遠心圧縮機段の、設計点での流量Ｑｄｅｓにおける断熱ヘッドＨａｄ，ｄｅｓで除して無次元化した、断熱ヘッド比Ｈａｄ／Ｈａｄ，ｄｅｓを示す。図１１（ｂ）の縦軸は、従来の曲線線素を有する羽根車と単翼列付きディフューザとを組みわせた遠心圧縮機段の、設計点での流量Ｑｄｅｓにおける断熱効率ηａｄ，ｄｅｓで除して無次元化した、断熱効率比ηａｄ／ηａｄ，ｄｅｓを示す。
　図１１に示すように、前記３つのケースの遠心圧縮機段の設計点での流量における断熱ヘッドと断熱効率はほぼ同一である。一方、前記３つのケースの小流量側の失速点（断熱ヘッドがピークとなる流量点）は、ケース１、ケース２、ケース３の順に小流量側に移動している。ケース１とケース２の比較から、従来の曲線線素を有する羽根車においても、本実施形態の二重翼列付きディフューザ１０５を適用することで、小流量側へ作動範囲を拡大できることが分かる。加えて、ケース２とケース３の比較から、本実施形態の曲線線素を有する羽根車と、本実施形態の二重翼列付きディフューザ１０５とを組み合わせることで、小流量側への作動範囲の更なる拡大を実現できることが分かる。
　なお、本実施形態では、第１実施形態と同様に、クローズド型の羽根車１００に適用される場合について説明してきたが、オープン型の羽根車に適用される場合にも所定の効果は見込まれる。しかしながら、オープン型の羽根車では、二次流れの生じ方がクローズド型の羽根車とは異なるため、本実施形態のように、羽根車１００は、クローズド型の羽根車であることが好ましい。
　以上、本発明について実施形態に基づいて説明したが、本発明は前記した実施形態に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、前記した実施形態は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。前記した実施形態の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。
　例えば、前記した実施形態では、遠心式流体機械２００が遠心圧縮機である例について説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、例えばポンプ等の他の遠心式流体機械にも適用可能である。
　１１　　翼圧力面
　１２　　翼負圧面
　１３　　翼面線素
　１４　　翼前縁
　１５　　翼後縁
　７０　　ベーン無し部
　７１　　二重翼列部
　７２　　前置翼列
　７３　　後置翼列
　７４　　ハブ側の壁面
　７５　　シュラウド側の壁面
　８０　　翼負圧面
　８１　　翼負圧面
　１００　遠心羽根車
　１０１　翼
　１０２　ハブ
　１０３　シュラウド
　１０４　回転軸
　１０５　ディフューザ
　１０６　リターンチャネル
　１０７　羽根車吸込口
　１０８　下流流路
　１１４　吸込み部
　１１５　インレットガイドベーン
　１１６　吐出部
　１１７　ラジアル軸受
　１１８　スラスト軸受
　１１９　ケーシング
　１２０　スクロール
　２００　遠心式流体機械
　Ａ　　　羽根車回転方向
　Ｂ　　　最大突出位置
　Ｆ　　　翼力
　Ｌ　　　中央位置

Claims (5)

  1. 　円盤状のハブと、
    　前記ハブ上に周方向に間隔をおいて配置されている複数の翼と、を有し、
    　前記翼の翼面を構成する翼高さ方向の翼面線素は、前記ハブの回転方向に向けて凸状となる曲線線素であり、
    　前記翼面線素の前記回転方向への突出量が最大となる位置は、該翼面線素の翼高さ方向の中央位置よりも前記ハブと反対側に設定されていることを特徴とする、遠心羽根車。
  2. 　前記突出量が最大となる位置は、前記翼面線素において前記ハブと交差する端縁位置を０％、前記ハブと反対側の端縁位置を１００％とした場合に、６０～８０％の位置に設定されていることを特徴とする、請求項１に記載の遠心羽根車。
  3. 　前記翼を間に挟んで前記ハブに対向して配置されているシュラウドを有することを特徴とする、請求項１に記載の遠心羽根車。
  4. 　請求項１から請求項３のいずれか一項に記載の遠心羽根車を備えることを特徴とする、遠心式流体機械。
  5. 　前記遠心羽根車の径方向外側に配置され、前記遠心羽根車から送り出される作動流体を減速させて前記作動流体の動圧成分を静圧成分へ変換するディフューザを備え、
    　前記ディフューザは、前記遠心羽根車の径方向外側に配置されている前置翼列と、該前置翼列の径方向外側に配置されている後置翼列とを含む二重翼列部を有することを特徴とする、請求項４に記載の遠心式流体機械。
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Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS62142897A (ja) * 1985-12-18 1987-06-26 Matsushita Electric Ind Co Ltd 送風装置
JPH06241197A (ja) * 1992-12-25 1994-08-30 Ebara Corp 遠心及び斜流形ポンプの羽根付きディフューザ
JP2007205269A (ja) * 2006-02-02 2007-08-16 Daikin Ind Ltd 遠心ファン
JP2010053803A (ja) * 2008-08-29 2010-03-11 Hitachi Industrial Equipment Systems Co Ltd 遠心ファン、及び、それを用いた空気流体機械
JP2012520412A (ja) * 2009-03-13 2012-09-06 ターボメカ スケーラブルなすくい角を有する軸流遠心圧縮機

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS62142897A (ja) * 1985-12-18 1987-06-26 Matsushita Electric Ind Co Ltd 送風装置
JPH06241197A (ja) * 1992-12-25 1994-08-30 Ebara Corp 遠心及び斜流形ポンプの羽根付きディフューザ
JP2007205269A (ja) * 2006-02-02 2007-08-16 Daikin Ind Ltd 遠心ファン
JP2010053803A (ja) * 2008-08-29 2010-03-11 Hitachi Industrial Equipment Systems Co Ltd 遠心ファン、及び、それを用いた空気流体機械
JP2012520412A (ja) * 2009-03-13 2012-09-06 ターボメカ スケーラブルなすくい角を有する軸流遠心圧縮機

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