WO2018142535A1 - 回転機械 - Google Patents

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impeller
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seal
pressure
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裕巳 益田
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三菱重工コンプレッサ株式会社
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Definitions

  • This invention relates to a rotating machine.
  • a centrifugal compressor includes an impeller provided on a rotating shaft, and a casing that defines a flow path between the impeller and the impeller by covering the impeller from the outside. Such a centrifugal compressor compresses the fluid supplied from the outside through the flow path formed in the casing by the rotation of the impeller.
  • the impeller is provided with an impeller flow path that continues from the radially inner side to the radially outer side.
  • This impeller flow path has an inflow opening that opens radially inward in the direction of the rotational axis, and an outflow opening that opens radially outward in the radial direction.
  • the impeller is compressed while the fluid is taken into the impeller channel from the radially inner inlet and flows out from the radially outer outlet.
  • a thrust force along the central axis direction of the rotation shaft is generated with respect to the impeller by the pressure of the fluid.
  • the pressure of the fluid before compression acts on the area
  • part of the fluid that has flowed out from the outlet of the impeller flow channel flows into both sides in the central axis direction of the impeller.
  • the high pressure of the fluid after compression acts on both surfaces of the impeller in the central axis direction in a region outside the impeller in the radial direction.
  • the impeller is subjected to the thrust force in the first direction and the thrust force in the second direction that are opposite to each other along the central axis direction due to the pressure of the fluid acting on both sides in the central axis direction of the impeller.
  • the impeller and the rotating shaft have substantially the difference in thrust force between the thrust force in the first direction and the thrust force in the second direction. It works in the same way.
  • a thrust load support member such as a thrust bearing is provided.
  • the present invention provides a rotating machine capable of reducing the thrust force.
  • a rotating machine includes a rotating shaft that is rotatable about a central axis, an impeller that is fixed to the rotating shaft and compresses a working fluid by rotating integrally with the rotating shaft, A casing that covers the rotating shaft, a first seal portion that is disposed at a position spaced apart from the impeller in the direction of the central axis of the rotating shaft, and that seals between the rotating shaft and the casing with a seal gas, and the impeller And a first seal portion, a second seal portion that seals between the rotating shaft and the casing, a gas supply path that feeds the seal gas into the first seal portion, and the second A gas outflow passage provided in the seal portion and communicating with a pressure space having a pressure lower than that of the seal gas to allow at least a part of the seal gas to flow out from the first seal portion to the pressure space.
  • a part of the working fluid sent from the gas supply passage to the first seal portion flows into the gas outflow passage communicating with the pressure space having a pressure lower than that of the seal gas in the second seal portion.
  • a part of seal gas flows from the first seal portion to the second seal portion.
  • the thrust force in the direction away from the impeller generated at the first seal portion by the seal gas is reduced.
  • the rotating machine according to a second aspect of the present invention is the rotary machine according to the first aspect, wherein the gas supply path is connected to a working fluid flow path through which the working fluid flows at a supply-side connecting portion, and operates as the seal gas.
  • the fluid may be fed into the first seal portion, and the gas outflow path may be connected to the working fluid flow path at a position where the pressure of the working fluid flowing is lower than that of the supply side connection portion.
  • the working fluid of the rotating machine is supplied as the seal gas. Therefore, it is not necessary to supply the seal gas separately from the working fluid, and the cost can be reduced.
  • the working fluid is sent into the seal chamber through the gas supply path and is smoothly discharged from the gas outflow path.
  • the impeller in the rotating machine according to the third aspect of the present invention, includes a first impeller and a second impeller that compresses the working fluid compressed by the first impeller.
  • the gas supply path may communicate with the working fluid flow path at a position where the working fluid compressed by the first impeller flows.
  • the working fluid compressed by the first impeller can be sent to the first seal portion into the seal chamber through the gas supply path. Therefore, it is not necessary to pressurize the seal gas sent to the first seal part through the gas supply path, and the energy can be effectively used.
  • the gas outflow passage communicates with the working fluid flow path at a position where the working fluid flowing into the first impeller flows. May be.
  • the working fluid discharged from the gas outflow passage is discharged to the suction side of the first impeller.
  • the working fluid that has passed through the gas outflow passage can be reused by being pressurized again by the first impeller.
  • a rotating machine includes, in the third aspect, a cooling device that cools the working fluid discharged from the first impeller, and the gas outflow path is cooled by the cooling device.
  • the working fluid channel may communicate with the working fluid at a position where the working fluid flows.
  • a differential pressure detection unit that detects a differential pressure between the gas supply path and the gas outflow path
  • a flow rate adjusting unit that adjusts the flow rate of the working fluid in the gas supply path according to the differential pressure detected by the differential pressure detecting unit.
  • the thrust force when the flow rate of the working fluid in the gas supply path is adjusted, the pressure acting on the first seal portion, that is, the thrust force can be adjusted. Thereby, the thrust force can be appropriately adjusted according to the differential pressure between the gas supply path and the gas outflow path.
  • the thrust force generated in the rotating machine can be reduced.
  • FIG. 1 shows the structure of the 1st seal part and the 2nd seal part which were provided in the geared centrifugal compressor in 1st embodiment of this invention. It is an expanded sectional view of the principal part of FIG. It is sectional drawing which shows the structure of the modification of the geared centrifugal compressor in 1st embodiment of this invention. It is sectional drawing which shows the structure of the geared centrifugal compressor in 2nd embodiment of this invention. It is a flowchart which shows the flow of the process which controls the pressure of the working fluid supplied to a seal chamber in the geared centrifugal compressor in 2nd embodiment of this invention.
  • a geared centrifugal compressor (rotary machine) 10 includes a casing 11 (see FIG. 2), a radial bearing 12 (see FIG. 1), a rotating shaft 13, The impeller 14, the pinion gear 15, the drive gear 16, the thrust bearing 17, the first seal portion 50, the second seal portion 60, the gas supply path 100, and the gas outflow path 110 are provided.
  • Casing 11 forms the outer shell of geared centrifugal compressor 10.
  • the casing 11 covers the radial bearing 12, the rotating shaft 13, and the impeller 14.
  • a pair of radial bearings 12 are provided in the casing 11 with an interval in the direction of the central axis C of the rotary shaft 13.
  • the radial bearing 12 is held by the casing 11.
  • the rotary shaft 13 can be rotated around the central axis C by a rotational driving force input from the outside.
  • the rotary shaft 13 is supported by a pair of radial bearings 12 so as to be rotatable around a central axis C thereof.
  • the rotating shaft 13 has both end portions 13a and 13b projecting on both sides in the direction of the central axis C rather than the pair of radial bearings 12.
  • the rotary shaft 13 is provided with a pinion gear 15 between the pair of radial bearings 12. That is, the pinion gear 15 is disposed on the inner side in the central axis C direction than the pair of radial bearings 12.
  • a drive gear 16 is engaged with the pinion gear 15.
  • the drive gear 16 is rotationally driven by an external drive source.
  • the driving gear 16 is set to have a larger outer diameter than the pinion gear 15. Therefore, the rotational speed of the rotary shaft 13 having the pinion gear 15 is larger than the rotational speed of the drive gear 16.
  • the speed increasing transmission unit 20 that increases the rotational speed of the driving gear 16 by an external driving source through the pinion gear 15 and transmits the rotational speed to the rotating shaft 13 by such a pinion gear 15 and the driving gear 16. Composed.
  • the rotary shaft 13 is provided with a thrust bearing 17 at a position separated from the pinion gear 15 in the central axis C direction.
  • the thrust bearing 17 is disposed on the inner side in the central axis C direction than the pair of radial bearings 12. The thrust bearing 17 restrains the rotation shaft 13 from moving in the direction of the central axis C.
  • each impeller 14 is fixed to the rotary shaft 13 at a position spaced from the radial bearing 12 in the direction of the central axis C.
  • the impeller 14 rotates integrally with the rotating shaft 13.
  • the impeller 14 of the present embodiment is fixed to the rotary shaft 13 outside the pair of radial bearings 12 in the direction of the central axis C.
  • the impeller 14 is provided at both end portions 13 a and 13 b of the rotating shaft 13.
  • each impeller 14 is a so-called closed impeller including a disk portion 41, a blade portion 42, and a cover portion 43 in the present embodiment.
  • the disk unit 41 has a disk shape.
  • the disk portion 41 is a concave curved surface whose outer diameter gradually increases from the first surface 41a side to the second surface 41b side in the central axis C direction of the disk portion 41 along the central axis C direction of the casing 11. Is formed.
  • a plurality of blade portions 42 are formed in the disk portion 41 at intervals in the circumferential direction.
  • the cover portion 43 is formed so as to cover the plurality of blade portions 42.
  • the cover portion 43 has a disk shape.
  • the cover portion 43 is formed on the side facing the disc portion 41 as a convex surface facing the disc portion 41 with a certain distance.
  • an impeller flow path 45 is formed between the disk portion 41 and the cover portion 43.
  • the impeller flow channel 45 includes an inflow port 45i opened along the central axis C direction on the radially inner side on the first surface 41a side of the disk portion 41, and an outflow port 45o opened toward the radially outer side of the impeller 14. ,have.
  • the casing 11 includes an intake passage 18 and an exhaust passage 19 around each impeller 14.
  • the intake passage 18 communicates the outside of the casing 11 and the inlet 45 i of the impeller passage 45 that opens to the inside in the radial direction of the impeller 14.
  • the exhaust passage 19 is formed on the radially outer side of the outlet 45 o of the impeller passage 45.
  • the exhaust passage 19 has a spiral shape continuous around the central axis C.
  • the working fluid for example, air
  • the working fluid is taken into the impeller passage 45 from the intake passage 18 through the inlet 45i when the impeller 14 rotates integrally with the rotary shaft 13.
  • the working fluid is compressed while flowing from the inlet 45i of the impeller passage 45 toward the outlet 45o.
  • the compressed working fluid flows out from the outflow port 45o to the outside in the radial direction, and is sent to the exhaust passage 19 outside in the radial direction.
  • the working fluid is further compressed while swirling around the central axis C along the exhaust flow path 19.
  • the centrifugal compressor 30 is constituted by the impeller 14, the intake passage 18, and the exhaust passage 19.
  • the geared centrifugal compressor 10 includes a pair of centrifugal compressors 30 arranged on both sides of the speed increasing transmission unit 20.
  • the pair of centrifugal compression units 30 are arranged on the second side with the first-stage centrifugal compression unit 30 ⁇ / b> A disposed on the first side across the speed increase transmission unit 20 and the speed increase transmission unit 20.
  • a second-stage centrifugal compression unit 30B That is, the geared centrifugal compressor 10 is configured as a single-shaft two-stage compressor.
  • the working fluid compressed by the first impeller 14A of the first-stage centrifugal compressor 30A subsequently flows into the second-stage centrifugal compressor 30B.
  • this working fluid is further compressed to become a high-pressure working fluid. Therefore, the geared centrifugal compressor 10 of the present embodiment has two impellers 14, that is, a first impeller 14 ⁇ / b> A and a second impeller 14 ⁇ / b> B that compresses the working fluid compressed by the first impeller 14 ⁇ / b> A.
  • a first seal portion 50 and a second seal portion 60 are provided in the casing 11 between each centrifugal compression portion 30 and the speed increasing transmission portion 20 (see FIG. 1). ing. Specifically, the first seal portion 50 and the second seal portion 60 are disposed between the impeller 14 and the radial bearing 12.
  • the first seal portion 50 is disposed at a position separated from the impeller 14 in the direction of the central axis C of the rotary shaft 13.
  • the first seal portion 50 of the present embodiment is disposed closer to the pinion gear 15 than the impeller 14 in the central axis C direction.
  • the first seal portion 50 is a dry gas seal that seals between the rotary shaft 13 and the casing 11 with a seal gas.
  • the first seal part 50 includes a seal part 51 and a seal chamber 52.
  • the seal portion 51 includes a rotating ring 53, a stationary ring 54, a shaft sleeve 55, a retainer 56, and a coil spring 57.
  • the rotary ring 53 is provided integrally with the rotary shaft 13 on the outer peripheral portion of the rotary shaft 13.
  • a cylindrical shaft sleeve 55 is fixed to the outer peripheral portion of the rotating shaft 13.
  • a rotary ring holding recess 55 a that holds the rotary ring 53 is formed at the end opposite to the impeller 14 in the central axis C direction.
  • the rotary ring 53 is annular and is fitted and held in the rotary ring holding recess 55a.
  • a spiral groove (not shown) is formed on the surface 53 f facing the stationary ring 54.
  • the stationary ring 54 is held by a retainer 56 formed on the casing 11.
  • the retainer 56 has an annular shape, and is provided on the inner peripheral surface of a shaft insertion hole 11 h through which the rotary shaft 13 is inserted through the inside and outside of the casing 11.
  • the retainer 56 is disposed on the opposite side of the impeller 14 with respect to the rotating ring 53.
  • the retainer 56 is formed with a stationary ring holding recess 56 a that holds the stationary ring 54 on the side facing the rotating ring 53.
  • a stationary ring 54 is provided in the stationary ring holding recess 56 a so as to be slidable in the direction of the central axis C of the rotating shaft 13.
  • a coil spring 57 that biases the stationary ring 54 toward the rotating ring 53 is provided between the stationary ring 54 and the retainer 56.
  • the rotary ring 53 and the stationary ring 54 are provided to face each other in the direction of the central axis C of the rotary shaft 13.
  • the stationary ring 54 is pressed toward the rotating ring 53 by a coil spring 57.
  • the rotating ring 53 and the stationary ring 54 are in close contact with each other by the biasing force of the coil spring 57 when the rotation of the rotating shaft 13 is stopped.
  • the rotating ring 53 and the stationary ring 54 move in a direction in which the stationary ring 54 moves away from the rotating ring 53 against the urging force of the coil spring 57. This creates a gap between the rotating ring 53 and the stationary ring 54 through which the seal gas can flow.
  • the seal chamber 52 is defined by the outer peripheral surface 13f of the rotary shaft 13, the shaft sleeve 55, the rotary ring 53, the stationary ring 54, and the retainer 56 constituting the seal portion 51.
  • the gas supply path 100 sends the seal gas to the first seal portion 50.
  • the gas supply path 100 of the present embodiment is formed in the casing 11 so as to feed a seal gas such as nitrogen gas into the seal chamber 52 from the outside of the casing 11.
  • the gas supply path 100 of the present embodiment is connected to a working fluid flow path 200 through which a working fluid flows by a supply side connection portion 101.
  • the gas supply path 100 sends working fluid to the first seal portion 50 as seal gas.
  • the gas supply path 100 is provided with a filter 102 for removing foreign substances in the gas, and a flow rate valve 103 such as a flow rate adjusting valve for intermittently supplying and adjusting the supply amount of the seal gas.
  • the seal gas sent through the gas supply path 100 while the rotary shaft 13 is rotating flows into the seal chamber 52.
  • the seal gas that has flowed into the seal chamber 52 passes through the gap between the rotary ring 53 and the stationary ring 54, and flows out of the casing 11 through the shaft insertion hole 11 h that opens to the opposite side of the impeller 14 in the casing 11. In this way, the seal gas leaks from the inside of the casing 11 to the outside through the seal portion 51, so that the entry of foreign matter or the like from the outside to the impeller 14 side in the casing 11 can be suppressed.
  • the second seal portion 60 is disposed between the impeller 14 and the first seal portion 50.
  • the second seal portion 60 seals between the rotary shaft 13 and the casing 11.
  • the 2nd seal part 60 of this embodiment is a labyrinth seal.
  • the second seal portion 60 includes a ring main body 61 fixed to the casing 11, a labyrinth portion 62 provided on the radially inner side of the ring main body 61, and having a slidable contact surface 62 a that slidably contacts the outer peripheral surface of the rotary shaft 13. Are provided as a unit.
  • the gas supply path 100B supplies the working fluid from the first-stage centrifugal compression section 30A to the second-stage centrifugal compression section 30B.
  • the working fluid channel 200 is connected.
  • the working fluid flow path 200 is provided on the exhaust flow path 19A provided on the discharge side of the first impeller 14A of the first-stage centrifugal compression section 30A and on the suction side of the second impeller 14B of the second-stage centrifugal compression section 30B.
  • the provided intake flow path 18B is connected.
  • the working fluid flow path 200 includes a cooling device 201 that cools the working fluid discharged from the exhaust flow path 19A of the first-stage centrifugal compressor 30A.
  • the gas supply path 100 ⁇ / b> B of the second-stage centrifugal compression section 30 ⁇ / b> B is a supply-side connection section 101 arranged on the upstream side (inlet side) of the cooling device 201 with respect to the working fluid flow path 200. It is connected. Thereby, the gas supply path 100B is connected to the discharge side of the working fluid compressed by the first impeller 14A. The gas supply path 100B is connected to the working fluid flow path 200 through which the working fluid flows, thereby sending the working fluid as a seal gas into the seal chamber 52B.
  • the gas supply path 100A of the first-stage centrifugal compressor 30A is connected to the discharge side of the second-stage centrifugal compressor 30B.
  • the gas outflow passage 110 is provided in the second seal portion 60 of the second-stage centrifugal compression portion 30B.
  • the gas outflow passage 110 communicates with a pressure space whose pressure is lower than that of the seal gas supplied from the gas supply passage 100.
  • the gas outflow passage 110 allows at least a part of the seal gas to flow out from the first seal portion 50 to the pressure space.
  • the gas outflow passage 110 of the present embodiment opens at the sliding contact surface 62 a of the second seal portion 60.
  • the gas outflow passage 110 is connected to the communication pipe 210 that communicates with the intake passage 18A on the suction side of the first impeller 14A of the first-stage centrifugal compression section 30A through the outflow side connection section 112.
  • the outflow side connection part 112 has a lower pressure of the working fluid than the supply side connection part 101 in which the gas supply path 100 ⁇ / b> B is connected to the working fluid flow path 200. Therefore, the gas outflow passage 110 communicates with the pressure space in the communication pipe 210 having the pressure P1 before being compressed by the first impeller 14A.
  • the pressure of the working fluid compressed by the first impeller 14A is the pressure P2, before being compressed by the first impeller 14A before being compressed.
  • Pressure P1 the pressure of the circulating working fluid is lower in the outflow side connection portion 112 to which the gas outflow passage 110 is connected than in the supply side connection portion 101 to which the gas supply passage 100B is connected. Therefore, the gas outflow passage 110 of the present embodiment communicates with the pressure space in the communication pipe 210 having the pressure P1 before being compressed by the first impeller 14A.
  • the second stage centrifugal compression section 30B includes the gas outflow passage 110 as described above, at least a part of the working fluid sent from the gas supply path 100B to the seal chamber 52B is slidably contacted with the second seal section 60B.
  • the gas flows through the gap between 62a and the rotary shaft 13 and flows into the gas outflow passage 110 opened in the sliding contact surface 62a.
  • the fluid that has flowed into the gas outflow passage 110 flows out into the intake passage 18A.
  • the working fluid flow path 200 through which the working fluid flows out from the gas outflow path 110 is a pressure space that has been compressed through the first-stage centrifugal compression section 30A and has a pressure P2 higher than the atmospheric pressure P0.
  • the seal chamber 52B is orthogonal to the direction of the central axis C of the rotating shaft 13, and receives a thrust force caused by a pressure in the direction of the central axis C by the working fluid (seal gas) in the seal chamber 52 and the first pressure receiving surface 52f. It has two pressure receiving surfaces 52g.
  • the first pressure receiving surface 52f located on the first impeller 14A side and the second pressure receiving surface 52g located on the second impeller 14B side face each other in the central axis C direction. The thrust forces cancel each other.
  • the thrust force facing the first impeller 14A acting on the first pressure receiving surface 52f and the thrust force facing the second impeller 14B acting on the second pressure receiving surface 52g are the first pressure receiving surface 52f and the second pressure receiving surface.
  • the same area of the surface 52g is offset. That is, in the seal chamber 52B, a thrust force corresponding to a difference in area between the first pressure receiving surface 52f and the second pressure receiving surface 52g (for example, a region indicated by symbol A in FIG. 3) acts.
  • the working fluid fed from the working fluid flow path 200 and the seal gas supply source (not shown) are fed into the gas supply path 100B.
  • the geared centrifugal compressor 10 is activated, if the pressure of the working fluid in the machine does not rise, sealing may be performed at the first seal portion 50 by feeding a seal gas from a seal gas supply source (not shown). In this case, the working fluid may be sent from the working fluid flow path 200 to the gas supply path 100B together with the seal gas.
  • the supply of the seal gas from a seal gas supply source (not shown) is stopped.
  • the geared centrifugal compressor 10 of the above-described embodiment at least a part of the working fluid sent from the gas supply path 100B to the seal chamber 52B flows into the gas outflow path 110. Thereby, a part of the sealing gas flows from the first seal part 50 to the second seal part 60. As a result, the pressure due to the working fluid acting on the inner peripheral surface of the seal chamber 52B is reduced. Therefore, the thrust force along the direction of the central axis C of the rotating shaft 13 can be reduced. If the thrust force is reduced, the load to be supported by the thrust bearing 17 is reduced, and the sliding resistance when the impeller 14 rotates is reduced. Further, it is not necessary to strengthen the thrust bearing 17. As a result, it is possible to suppress a reduction in operating efficiency and an increase in cost of the geared centrifugal compressor 10.
  • the working fluid of the geared centrifugal compressor 10 is supplied to the seal chamber 52B as a seal gas. Therefore, it is not necessary to supply the seal gas separately from the working fluid in order to reduce the thrust force, and the cost can be reduced.
  • the working fluid is sent to the seal chamber 52B through the gas supply path 100B and is smoothly discharged from the gas outflow path 110.
  • the gas supply path 100B communicates with the discharge side of the working fluid compressed by the first impeller 14A. Therefore, the working fluid compressed by the first impeller 14A can be sent into the seal chamber 52B through the gas supply path 100B. Thereby, it is not necessary to pressurize the working fluid sent to the seal chamber 52B through the gas supply path 100B, and energy can be used effectively.
  • the gas outflow passage 110 communicates with the working fluid suction side of the first impeller 14A. According to such a configuration, the working fluid discharged from the seal chamber 52B can be sent to the suction side of the first impeller 14A, and the pressure is increased again by the first impeller 14A to be reused.
  • the pressure of the gas outflow passage 110 is lower than the pressure P3 of the working fluid on the discharge side of the second impeller 14B. Therefore, it is possible to prevent the working fluid from flowing from the seal chamber 52B side to the second impeller 14B side beyond the second seal portion 60B.
  • the seal chamber 52B has a first pressure receiving surface 52f and a second pressure receiving surface 52g that intersect with the central axis C direction of the rotary shaft 13 and receive pressure in the central axis C direction by the working fluid.
  • the thrust force can be effectively reduced by receiving the pressure by the working fluid at the first pressure receiving surface 52f and the second pressure receiving surface 52g.
  • the gas outflow path 110 is connected to the intake flow path 18A on the suction side of the first impeller 14A, but is not limited thereto. If a differential pressure sufficient to generate a flow of the working fluid from the seal chamber 52B toward the gas outflow passage 110 can be secured between the gas supply passage 100B and the gas outflow passage 110, connect to other portions as appropriate. Also good.
  • the gas outflow path 110 may be connected to the working fluid flow path 200 by an outflow side connection portion 111 disposed on the downstream side (outlet side) of the cooling device 201.
  • the working fluid flowing through the working fluid flow path 200 passes through the cooling device 201, and the pressure is reduced due to the pressure loss in the cooling device 201. Assuming that the pressure of the working fluid compressed by the first impeller 14A is the pressure P2, the pressure drops to P2 'through the cooling device 201. In this way, the outflow side connection portion 111 where the gas outflow path 110 is connected to the working fluid flow path 200 is more effective than the supply side connection section 101 where the gas supply path 100B is connected to the working fluid flow path 200. The pressure is low. Therefore, the gas outflow passage 110 of this embodiment is communicated with the space on the downstream side (exit side) of the cooling device 201 in the working fluid flow path 200 as a pressure space.
  • the geared centrifugal compressor 10 of the second embodiment includes a configuration that automatically adjusts the pressure of the working fluid supplied to the seal chamber 52 in accordance with the differential pressure between the gas supply path 100 and the gas outflow path 110.
  • the geared centrifugal compressor 10B of the second embodiment includes a gas supply path 100B, a gas outflow path 110, a differential pressure detection section 80, a second-stage centrifugal compression section 30B, A flow rate adjustment unit 81 and a controller 82 are provided.
  • the differential pressure detector 80 detects a differential pressure ⁇ P between the gas supply passage 100B and the gas outflow passage 110.
  • the flow rate adjusting unit 81 adjusts the flow rate of the working fluid in the gas supply path 100B.
  • the controller 82 adjusts the opening degree of the flow rate adjustment unit 81 according to the differential pressure ⁇ P detected by the differential pressure detection unit 80.
  • the differential pressure detector 80 detects the differential pressure ⁇ P between the gas supply passage 100B and the gas outflow passage 110 (step S101).
  • the controller 82 determines whether or not the differential pressure ⁇ P detected by the differential pressure detection unit 80 exceeds an upper limit threshold in a predetermined range (step S102). When the differential pressure ⁇ P exceeds the upper threshold, the opening degree of the flow rate adjustment unit 81 is decreased (step S103). As a result, the flow rate of the working fluid in the gas supply path 100B decreases, and the differential pressure ⁇ P with respect to the gas outflow path 110 decreases.
  • the controller 82 determines whether or not the differential pressure ⁇ P detected by the differential pressure detection unit 80 is below a lower limit threshold of a predetermined range (step S104). When the differential pressure ⁇ P is below the lower limit threshold, the opening degree of the flow rate adjustment unit 81 is increased (step S105). As a result, the flow rate of the working fluid in the gas supply path 100B increases, and the differential pressure ⁇ P with the gas outflow path 110 increases.
  • the geared centrifugal compressor 10B of the above-described embodiment at least a part of the working fluid sent from the gas supply path 100B to the seal chamber 52B flows into the gas outflow path 110 as in the first embodiment. Thereby, the pressure by the seal gas which acts on the inner peripheral surface of the seal chamber 52B is reduced. Therefore, the thrust force along the direction of the central axis C of the rotating shaft 13 can be reduced. As a result, it is possible to suppress a reduction in operating efficiency and an increase in cost of the geared centrifugal compressor 10.
  • the thrust force can be appropriately adjusted by adjusting the flow rate of the working fluid in the gas supply path 100B according to the differential pressure between the gas supply path 100B and the gas outflow path 110.
  • the geared centrifugal compressor 10 has been described by taking a so-called single-shaft two-stage configuration as an example.
  • the aspect of the geared centrifugal compressor 10 is not limited to this, and may include two shafts and four stages, or more axes and stages depending on the design and specifications. Regardless of the configuration, the centrifugal compression unit 30 in each stage can obtain the same effects as described in the above embodiment.
  • the present invention is not limited to the geared centrifugal compressor 10 and may be applied to a rotary machine such as a multistage centrifugal compressor, a steam turbine, or a gas turbine in which the rotary shaft 13 is directly rotated by an external drive source. it can.
  • the thrust force generated in the rotating machine can be reduced.

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Abstract

この回転機械（１０）は、回転軸（１３）とケーシング（１１）との間をシールガスによってシールする第一シール部（５０）と、インペラ（１４Ｂ）と第一シール部（５０）との間に配置され、回転軸（１３）とケーシング（１１）との間をシールする第二シール部（６０Ｂ）と、第一シール部（５０）にシールガスを送り込むガス供給路（１００Ｂ）と、第二シール部（６０Ｂ）に設けられ、前記シールガスよりも圧力の低い圧力空間に連通して前記シールガスの少なくとも一部を第一シール部（５０）から前記圧力空間に流出させるガス流出路（１１０）と、を備える。

Description

回転機械
　この発明は、回転機械に関する。
　一般的に遠心圧縮機は、回転軸に設けられたインペラと、このインペラを外側から覆うことでインペラとの間で流路を画成するケーシングと、を備えている。このような遠心圧縮機は、ケーシング内に形成された流路を介して外部から供給された流体をインペラの回転によって圧縮している。
　ここで、インペラは、径方向内側から径方向外側に向かって連続するインペラ流路を備えている。このインペラ流路は、径方向内側において回転軸方向に向かって開口する流入口と、径方向外側において径方向外側に開口する流出口と、を有する。インペラは、流体を径方向内側の流入口からインペラ流路内に取り込んで径方向外側の流出口から流出させる間に圧縮している。
　例えば、特許文献１に開示されているように、流体が有する圧力によって、インペラに対し、回転軸の中心軸方向に沿ったスラスト力が発生する。具体的には、流入口が形成されたインペラの径方向内側の領域に、圧縮前の流体の圧力が作用する。また、インペラの径方向外側の領域では、インペラ流路の流出口から流出した流体の一部が、インペラの中心軸方向の両面側に流れ込む。これによって、圧縮後の流体の高い圧力は、インペラの径方向外側の領域でインペラの中心軸方向の両面に作用する。
　上記したように、インペラには、インペラの中心軸方向の両面に作用する流体の圧力によって、中心軸方向に沿って互いに反対側を向く第一方向のスラスト力と第二方向のスラスト力が作用する。この第一方向のスラスト力と第二方向のスラスト力とが互いに相殺される結果、インペラや回転軸には、第一方向のスラスト力と第二方向のスラスト力との差分のスラスト力が実質的に作用する。このスラスト力を支持するため、遠心圧縮機等の回転機械では、スラスト軸受等のスラスト荷重支持部材が設けられている。
特開平２－２４５４９６号公報
　しかしながら、スラスト力が大きければ、スラスト荷重支持部材で支持すべき荷重が増え、インペラ回転時の摺動抵抗の増加、スラスト荷重支持部材の強化等が必要となる。そのため、回転機械では、スラスト力を低減させることが望まれている。
　本発明は、スラスト力を低減可能な回転機械を提供する。
　本発明の第一の態様に係る回転機械は、中心軸回りに回転可能な回転軸と、前記回転軸に固定され、前記回転軸と一体に回転することで作動流体を圧縮するインペラと、前記回転軸を覆うケーシングと、前記インペラに対して前記回転軸の中心軸方向に離間した位置に配置され、前記回転軸と前記ケーシングとの間をシールガスによってシールする第一シール部と、前記インペラと前記第一シール部との間に配置され、前記回転軸と前記ケーシングとの間をシールする第二シール部と、前記第一シール部に前記シールガスを送り込むガス供給路と、前記第二シール部に設けられ、前記シールガスよりも圧力の低い圧力空間に連通して前記シールガスの少なくとも一部を前記第一シール部から前記圧力空間に流出させるガス流出路と、を備える。
　このような構成によれば、ガス供給路から第一シール部に送り込んだ作動流体の一部は、第二シール部において、シールガスよりも圧力の低い圧力空間に連通したガス流出路に流れ込む。これにより、第一シール部から第二シール部へシールガスの一部が流れる。その結果、シールガスによって第一シール部で生じるインペラから離れる方向へのスラスト力が小さくなる。
　本発明の第二の態様に係る回転機械は、第一の態様において、前記ガス供給路は、前記作動流体が流れる作動流体流路に供給側接続部で接続されて、前記シールガスとして前記作動流体を前記第一シール部に送り込み、前記ガス流出路は、前記供給側接続部よりも、流通する前記作動流体の圧力が低い位置で前記作動流体流路に接続されていてもよい。
　このような構成によれば、シールガスとして、この回転機械の作動流体が供給される。したがって、作動流体とは別にシールガスを供給する必要が無く、低コスト化を図ることができる。また、流出側接続部と供給側接続部との圧力差によって、作動流体は、ガス供給路を通してシール室に送り込まれ、ガス流出路から円滑に排出される。
　本発明の第三の態様に係る回転機械では、第二の態様において、前記インペラとして、第一インペラと、前記第一インペラで圧縮された前記作動流体を圧縮する第二インペラとを有し、前記ガス供給路は、前記第一インペラで圧縮された前記作動流体が流通する位置で前記作動流体流路と連通していてもよい。
　このような構成によれば、第一インペラで圧縮された作動流体を、ガス供給路を通してシール室に第一シール部に送り込むことができる。これにより、ガス供給路を通して第一シール部に送り込むシールガスを、わざわざ加圧する必要が無く、エネルギーの有効利用を図ることができる。
　本発明の第四の態様に係る回転機械では、第三の態様において、前記ガス流出路は、前記第一インペラに流入される前記作動流体が流通する位置で前記作動流体流路と連通していてもよい。
　このような構成によれば、ガス流出路から排出される作動流体を、第一インペラの吸込側に排出する。これにより、ガス流出路を経た作動流体を第一インペラで再び昇圧させて再利用することができる。
　本発明の第五の態様に係る回転機械では、第三の態様において、前記第一インペラから吐出された前記作動流体を冷却する冷却装置を備え、前記ガス流出路は、前記冷却装置で冷却された前記作動流体が流通する位置で前記作動流体流路と連通していてもよい。
　このような構成によれば、作動流体は、冷却装置で冷却されるときに、冷却装置の圧力損失によって、その圧力が低下する。これにより、冷却装置の入口側と出口側とで、作動流体に差圧が生じる。これにより、第一インペラで圧縮された作動流体を送り込むガス供給路と、冷却装置を経て圧力が低下した冷却装置の出口側に連通したガス流出路との間には、差圧が生じる。この差圧により、ガス供給路から第一シール部を経てガス流出路へと作動流体を円滑に移動させることができる。
　本発明の第六の態様に係る回転機械では、第一から第五の態様のいずれか一つにおいて、前前記ガス供給路と前記ガス流出路との差圧を検出する差圧検出部と、前記差圧検出部で検出された前記差圧に応じて前記ガス供給路における前記作動流体の流量を調整する流量調整部と、を備えていてもよい。
　このような構成によれば、ガス供給路における作動流体の流量を調整すると、第一シール部で作用する圧力、すなわちスラスト力を調整することができる。これにより、ガス供給路とガス流出路との差圧に応じて、スラスト力を適切に調整するができる。
　本発明によれば、回転機械に生じるスラスト力を低減できる。
この発明の実施形態におけるギアド遠心圧縮機の概略構成図である。 この発明の第一実施形態におけるギアド遠心圧縮機に設けられた!第一シール部及び第二シール部の構成を示す断面図である。 図２の要部の拡大断面図である。 この発明の第一実施形態におけるギアド遠心圧縮機の変形例の構成を示す断面図である。 この発明の第二実施形態におけるギアド遠心圧縮機の構成を示す断面図である。 この発明の第二実施形態におけるギアド遠心圧縮機において、シール室に供給する作動流体の圧力を制御する処理の流れを示すフローチャートである。
《第一実施形態》
　以下、図面を参照して、本発明の回転機械を説明する。
　図１、図２に示すように、本実施形態に係るギアド遠心圧縮機（回転機械）１０は、ケーシング１１（図２参照）と、ラジアル軸受１２（図１参照）と、回転軸１３と、インペラ１４と、ピニオンギア１５、駆動歯車１６と、スラスト軸受１７と、第一シール部５０と、第二シール部６０と、ガス供給路１００と、ガス流出路１１０と、を備えている。
　ケーシング１１は、ギアド遠心圧縮機１０の外殻を形成する。ケーシング１１は、ラジアル軸受１２、回転軸１３、及びインペラ１４を覆っている。
　図１に示すように、ラジアル軸受１２は、ケーシング１１内において、回転軸１３の中心軸Ｃ方向に間隔をあけて一対が設けられている。ラジアル軸受１２は、ケーシング１１に保持されている。
　回転軸１３は、外部から入力される回転駆動力によって中心軸Ｃ周りに回転可能とされている。回転軸１３は、一対のラジアル軸受１２に、その中心軸Ｃ周りに回転可能に支持されている。この回転軸１３は、その両端部１３ａ，１３ｂが、一対のラジアル軸受１２よりも、中心軸Ｃ方向の両側に突出している。
　回転軸１３には、一対のラジアル軸受１２の間に、ピニオンギア１５が設けられている。即ち、ピニオンギア１５は、一対のラジアル軸受１２よりも中心軸Ｃ方向の内側に配置されている。このピニオンギア１５には、駆動歯車１６が噛み合っている。駆動歯車１６は、外部の駆動源によって回転駆動される。この駆動歯車１６は、ピニオンギア１５よりも外径寸法が大きく設定されている。したがって、ピニオンギア１５を有する回転軸１３の回転数は、駆動歯車１６の回転数よりも大きくなる。
　このようなピニオンギア１５と、駆動歯車１６とによって、外部の駆動源による駆動歯車１６の回転数を、ピニオンギア１５を介して増速させて回転軸１３に伝達する、増速伝達部２０が構成される。
　また、回転軸１３には、ピニオンギア１５に対して中心軸Ｃ方向に離間した位置に、スラスト軸受１７を備えている。スラスト軸受１７は、一対のラジアル軸受１２よりも中心軸Ｃ方向の内側に配置されている。スラスト軸受１７によって、回転軸１３は、中心軸Ｃ方向への移動が拘束されている。
　図１に示すように、インペラ１４は、ラジアル軸受１２から中心軸Ｃ方向に離間した位置で回転軸１３に固定されている。インペラ１４は、回転軸１３と一体に回転する。本実施形態のインペラ１４は、一対のラジアル軸受１２よりも中心軸Ｃ方向の外側で回転軸１３に固定されている。具体的には、インペラ１４は、回転軸１３の両端部１３ａ，１３ｂに設けられている。図２に示すように、各インペラ１４は、本実施形態において、ディスク部４１とブレード部４２とカバー部４３とを備えた、いわゆるクローズドインペラである。
　ディスク部４１は、円盤状をなしている。ディスク部４１は、ケーシング１１の中心軸Ｃ方向に沿って、ディスク部４１の中心軸Ｃ方向の第一面４１ａ側から第二面４１ｂ側に向かって、外径が漸次拡大する凹状湾曲面として形成されている。ディスク部４１には、複数のブレード部４２が、周方向に間隔を隔てて形成されている。
　カバー部４３は、複数のブレード部４２を覆うように形成されている。このカバー部４３は、円盤状をなしている。カバー部４３は、ディスク部４１に対向する側が、ディスク部４１と一定の間隔を隔てて対向する凸状面として形成されている。
　各インペラ１４においては、ディスク部４１とカバー部４３との間に、インペラ流路４５が形成されている。インペラ流路４５は、ディスク部４１の第一面４１ａ側の径方向内側で、中心軸Ｃ方向に沿って開口する流入口４５ｉと、インペラ１４の径方向外側に向かって開口する流出口４５ｏと、を有している。
　ケーシング１１は、各インペラ１４の周囲に、吸気流路１８と、排気流路１９と、を備える。吸気流路１８は、ケーシング１１の外部と、インペラ１４の径方向内側に開口したインペラ流路４５の流入口４５ｉとを連通する。排気流路１９は、インペラ流路４５の流出口４５ｏの径方向外側に形成されている。排気流路１９は、中心軸Ｃ周りに連続する渦巻き状をなしている。
　作動流体（例えば、空気）は、インペラ１４が回転軸１３と一体に回転することで、吸気流路１８から流入口４５ｉを経てインペラ流路４５に取り込まれる。作動流体は、インペラ流路４５の流入口４５ｉから流出口４５ｏに向かって流れる間に圧縮される。圧縮された作動流体は、流出口４５ｏから径方向外側に流出し、径方向外側の排気流路１９に送り込まれる。作動流体は、排気流路１９に沿って中心軸Ｃ周りに旋回する間に、さらに圧縮される。
　このようなインペラ１４、吸気流路１８、及び排気流路１９によって、遠心圧縮部３０が構成されている。これにより、図１に示すように、ギアド遠心圧縮機１０は、増速伝達部２０を挟んだ両側に配置される一対の遠心圧縮部３０を備えている。一対の遠心圧縮部３０は、増速伝達部２０を挟んで第一の側に配置された１段目の遠心圧縮部３０Ａと、増速伝達部２０を挟んで第二の側に配置された２段目の遠心圧縮部３０Ｂと、を備える。すなわち、このギアド遠心圧縮機１０は、１軸２段の圧縮機として構成されている。
　このようなギアド遠心圧縮機１０においては、１段目の遠心圧縮部３０Ａの第一インペラ１４Ａによって圧縮された作動流体は、続いて２段目の遠心圧縮部３０Ｂに流入する。この２段目の遠心圧縮部３０Ｂの第二インペラ１４Ｂを流通する過程で、この作動流体はさらに圧縮されて、高圧の作動流体となる。したがって、本実施形態のギアド遠心圧縮機１０は、インペラ１４として、第一インペラ１４Ａと、第一インペラ１４Ａで圧縮された作動流体を圧縮する第二インペラ１４Ｂとの二つを有している。
　図２に示すように、ケーシング１１内には、各遠心圧縮部３０と、増速伝達部２０（図１参照）との間に、第一シール部５０、及び第二シール部６０が設けられている。具体的には、第一シール部５０、及び第二シール部６０は、インペラ１４と、ラジアル軸受１２との間に配置されている。
　第一シール部５０は、インペラ１４に対して回転軸１３の中心軸Ｃ方向に離間した位置に配置されている。本実施形態の第一シール部５０は、中心軸Ｃ方向において、インペラ１４に対してよりもピニオンギア１５側に配置されている。第一シール部５０は、回転軸１３とケーシング１１との間をシールガスによってシールするドライガスシールである。第一シール部５０は、シール部５１と、シール室５２と、を備える。
　図３に示すように、シール部５１は、回転環５３と、静止環５４と、シャフトスリーブ５５と、リテーナ５６と、コイルバネ５７とを備える。
　回転環５３は、回転軸１３の外周部に回転軸１３と一体に設けられている。回転軸１３の外周部には、筒状のシャフトスリーブ５５が固定されている。シャフトスリーブ５５において、中心軸Ｃ方向においてインペラ１４と反対側の端部には、回転環５３を保持する回転環保持凹部５５ａが形成されている。回転環５３は、円環状で、回転環保持凹部５５ａに嵌め込まれて保持されている。回転環５３において、静止環５４に対向する表面５３ｆには、螺旋状の溝（図示無し）が形成されている。
　静止環５４は、ケーシング１１に形成されたリテーナ５６に保持されている。リテーナ５６は、円環状で、回転軸１３がケーシング１１の内外を貫通して挿通される軸挿通孔１１ｈの内周面に設けられている。リテーナ５６は、回転環５３に対し、インペラ１４と反対側に配置されている。リテーナ５６には、回転環５３に対向する側に、静止環５４を保持する静止環保持凹部５６ａが形成されている。静止環保持凹部５６ａには、静止環５４が、回転軸１３の中心軸Ｃ方向にスライド移動可能に設けられている。静止環保持凹部５６ａ内には、静止環５４とリテーナ５６との間に、静止環５４を回転環５３に向けて付勢するコイルバネ５７が設けられている。
　回転環５３と静止環５４とは、回転軸１３の中心軸Ｃ方向において互いに対向するよう設けられている。静止環５４は、コイルバネ５７によって、回転環５３に向けて押圧されている。
　このような回転環５３と静止環５４とは、回転軸１３の回転が停止しているときには、コイルバネ５７の付勢力によって互いに密着している。回転環５３と静止環５４とは、回転軸１３が中心軸Ｃ周りに回転すると、コイルバネ５７の付勢力に抗して静止環５４が回転環５３から離間する方向に移動する。これによって回転環５３と静止環５４との間に、シールガスが流通可能な隙間が生じる。
　シール室５２は、回転軸１３の外周面１３ｆと、シール部５１を構成するシャフトスリーブ５５、回転環５３、静止環５４、及びリテーナ５６によって画成されている。
　ガス供給路１００は、第一シール部５０にシールガスを送り込んでいる。本実施形態のガス供給路１００は、ケーシング１１の外部からシール室５２に、窒素ガス等のシールガスを送り込むようにケーシング１１に形成されている。本実施形態のガス供給路１００は、作動流体が流れる作動流体流路２００に供給側接続部１０１で接続されている。ガス供給路１００は、シールガスとして作動流体を第一シール部５０に送り込んでいる。このガス供給路１００には、ガス中の異物を除去するフィルター１０２や、シールガスの送給の断続、送給量の調整を行う流量調整弁等の流量弁１０３が設けられている。
　回転軸１３が回転している状態で、ガス供給路１００を通して送り込まれたシールガスは、シール室５２に流れ込む。シール室５２に流れ込んだシールガスは、回転環５３と静止環５４との隙間を通り抜け、ケーシング１１においてインペラ１４とは反対側に開口した軸挿通孔１１ｈからケーシング１１の外部に流出する。このようにして、シールガスがシール部５１を通してケーシング１１の内部から外部に向かって漏出することで、外部からケーシング１１内のインペラ１４側への異物等の侵入が抑えられる。
　第二シール部６０は、インペラ１４と第一シール部５０との間に配置されている。第二シール部６０は、回転軸１３とケーシング１１との間をシールしている。即ち、第二シール部６０は、インペラ１４側からシール室５２側への作動流体の漏出、及びシール室５２側からインペラ１４側へのシールガスの侵入を抑えている。本実施形態の第二シール部６０は、ラビリンスシールである。第二シール部６０は、ケーシング１１に固定されたリング本体６１と、リング本体６１の径方向内側に設けられて、回転軸１３の外周面に摺接する摺接面６２ａを有したラビリンス部６２と、を一体に備えている。
　図２及び図３に示すように、２段目の遠心圧縮部３０Ｂにおいて、ガス供給路１００Ｂは、１段目の遠心圧縮部３０Ａから２段目の遠心圧縮部３０Ｂに作動流体を送給する作動流体流路２００に接続されている。作動流体流路２００は、１段目の遠心圧縮部３０Ａの第一インペラ１４Ａの吐出側に設けられた排気流路１９Ａと、２段目の遠心圧縮部３０Ｂの第二インペラ１４Ｂの吸込側に設けられた吸気流路１８Ｂとを接続する。この作動流体流路２００は、１段目の遠心圧縮部３０Ａの排気流路１９Ａから吐出された作動流体を冷却する冷却装置２０１を備えている。
　図３に示すように、２段目の遠心圧縮部３０Ｂのガス供給路１００Ｂは、作動流体流路２００に対し、冷却装置２０１の上流側（入口側）に配置された供給側接続部１０１で接続されている。これにより、ガス供給路１００Ｂは、第一インペラ１４Ａで圧縮された作動流体の吐出側に連通している。ガス供給路１００Ｂは、作動流体が流れる作動流体流路２００に接続されることで、シールガスとして作動流体をシール室５２Ｂに送り込む。なお、１段目の遠心圧縮部３０Ａのガス供給路１００Ａは、２段目の遠心圧縮部３０Ｂの吐出側に接続されている。
　ガス流出路１１０は、２段目の遠心圧縮部３０Ｂの第二シール部６０に設けられている。ガス流出路１１０は、ガス供給路１００から供給されるシールガスよりも圧力の低い圧力空間に連通している。ガス流出路１１０は、シールガスの少なくとも一部を第一シール部５０から圧力空間に流出させている。本実施形態のガス流出路１１０は、第二シール部６０の摺接面６２ａで開口している。ガス流出路１１０は、１段目の遠心圧縮部３０Ａの第一インペラ１４Ａの吸込側の吸気流路１８Ａに連通する連通配管２１０に流出側接続部１１２で接続されている。流出側接続部１１２は、ガス供給路１００Ｂが作動流体流路２００に接続された供給側接続部１０１よりも、作動流体の圧力が低い。したがって、ガス流出路１１０は、第一インペラ１４Ａで圧縮される前の圧力Ｐ１を有した連通配管２１０内の圧力空間に連通していることとなる。
　第一インペラ１４Ａの吸込側の吸気流路１８Ａを流れる作動流体において、第一インペラ１４Ａで圧縮された作動流体の圧力を圧力Ｐ２とすると、圧縮される前の第一インペラ１４Ａで圧縮される前の圧力Ｐ１となっている。このようにして、ガス流出路１１０が接続される流出側接続部１１２は、ガス供給路１００Ｂが接続さえる供給側接続部１０１よりも、流通している作動流体の圧力が低い。したがって、本実施形態のガス流出路１１０は、第一インペラ１４Ａで圧縮される前の圧力Ｐ１を有した連通配管２１０内の圧力空間に連通していることとなる。
　２段目の遠心圧縮部３０Ｂにおいて、上記のようにガス流出路１１０を備えると、ガス供給路１００Ｂからシール室５２Ｂに送り込んだ作動流体の少なくとも一部は、第二シール部６０Ｂの摺接面６２ａと回転軸１３との隙間を通り、摺接面６２ａに開口したガス流出路１１０に流れ込む。ガス流出路１１０に流れ込んだ流体は、吸気流路１８Ａに流出する。ここで、ガス流出路１１０から作動流体が流出する作動流体流路２００は、１段目の遠心圧縮部３０Ａを経て圧縮されて大気圧Ｐ０よりも高い圧力Ｐ２を有した圧力空間である。
　このようにすると、シール室５２Ｂの内周面には、ガス供給路１００Ｂの圧力Ｐ２と、ガス流出路１１０の圧力Ｐ１との差圧ΔＰ（＝Ｐ２－Ｐ１）が作用する。
　ここで、シール室５２Ｂは、回転軸１３の中心軸Ｃ方向に直交し、シール室５２内の作動流体（シールガス）による中心軸Ｃ方向の圧力によるスラスト力を受ける第一受圧面５２ｆ及び第二受圧面５２ｇを有している。ここで、中心軸Ｃ方向において、第一インペラ１４Ａ側に位置する第一受圧面５２ｆと、第二インペラ１４Ｂ側に位置する第二受圧面５２ｇとでは、中心軸Ｃ方向において、互いに対向する領域は、スラスト力が互いに相殺される。すなわち、第一受圧面５２ｆに作用する第一インペラ１４Ａ側を向くスラスト力と、第二受圧面５２ｇに作用する第二インペラ１４Ｂ側を向くスラスト力とは、第一受圧面５２ｆと第二受圧面５２ｇの同面積分が相殺される。つまり、シール室５２Ｂにおいては、第一受圧面５２ｆと第二受圧面５２ｇとの面積の差分（例えば、図３において符号Ａで示した領域）に相当するスラスト力が作用する。
　ところで、上記したようなギアド遠心圧縮機１０において、２段目の遠心圧縮部３０Ｂでは、ガス供給路１００Ｂに対し、作動流体流路２００から送り込む作動流体と、不図示のシールガス供給源から送り込むシールガスとを、適宜切り換えるようにしても良い。例えば、ギアド遠心圧縮機１０の起動時に、機内の作動流体の圧力が立ち上がらない状態では、不図示のシールガス供給源からシールガスを送り込んで第一シール部５０におけるシールを行ってもよい。この場合、シールガスとともに、ガス供給路１００Ｂに作動流体流路２００から作動流体を送り込んでも良い。ギアド遠心圧縮機１０の運転が立ち上がり、十分な量（圧力）の作動流体が得られるようになった後、不図示のシールガス供給源からシールガスを送り込むのを停止させる。
　上述した実施形態のギアド遠心圧縮機１０によれば、ガス供給路１００Ｂからシール室５２Ｂに送り込んだ作動流体の少なくとも一部は、ガス流出路１１０に流れ込む。これにより、第一シール部５０から第二シール部６０へシールガスの一部が流れる。その結果、シール室５２Ｂの内周面に作用する作動流体による圧力が小さくなる。したがって、回転軸１３の中心軸Ｃ方向に沿ったスラスト力を小さくすることができる。スラスト力が小さくなれば、スラスト軸受１７で支持すべき荷重が減り、インペラ１４が回転するときの摺動抵抗が低下する。また、スラスト軸受１７の強化も不要となる。その結果、ギアド遠心圧縮機１０の作動効率の低下、及びコスト上昇を抑えることが可能となる。
　また、シール室５２Ｂには、シールガスとして、このギアド遠心圧縮機１０の作動流体が供給される。したがって、スラスト力を小さくするために、作動流体とは別に、シールガスを供給する必要が無く、低コスト化を図ることができる。
　また、流出側接続部１１１と供給側接続部１０１との差圧によって、作動流体は、ガス供給路１００Ｂを通してシール室５２Ｂに送り込まれ、ガス流出路１１０から円滑に排出される。
　また、ガス供給路１００Ｂは、第一インペラ１４Ａで圧縮された作動流体の吐出側に連通している。したがって、第一インペラ１４Ａで圧縮された作動流体を、ガス供給路１００Ｂを通してシール室５２Ｂに送り込むことができる。これにより、ガス供給路１００Ｂを通してシール室５２Ｂに送り込む作動流体を、わざわざ加圧する必要が無く、エネルギーの有効利用を図ることができる。
　また、ガス流出路１１０は、第一インペラ１４Ａにおける作動流体の吸込側に連通している。このような構成によれば、シール室５２Ｂから排出される作動流体を、第一インペラ１４Ａの吸込側に送り込み、第一インペラ１４Ａで再び昇圧させて再利用することができる。
　また、ガス流出路１１０は、第二インペラ１４Ｂの吐出側における作動流体の圧力Ｐ３よりも、圧力が低い。したがって、シール室５２Ｂ側から第二シール部６０Ｂを越えて第二インペラ１４Ｂ側に作動流体が流入することが抑えられる。
　また、シール室５２Ｂは、回転軸１３の中心軸Ｃ方向に交差し、作動流体による中心軸Ｃ方向の圧力を受ける第一受圧面５２ｆ及び第二受圧面５２ｇを有している。作動流体による圧力を第一受圧面５２ｆ及び第二受圧面５２ｇで受けることで、スラスト力を有効に低減することができる。
（第一実施形態の変形例）
　第一実施形態では、ガス流出路１１０は、第一インペラ１４Ａの吸込側の吸気流路１８Ａに接続するようにしたが、これに限るものではない。ガス供給路１００Ｂとガス流出路１１０との間で、シール室５２Ｂからガス流出路１１０へと向かう作動流体の流れを生成できるだけの差圧を確保できるのであれば、適宜他の部位に接続してもよい。
　例えば、図４に示すように、ガス流出路１１０は、作動流体流路２００に対し、冷却装置２０１の下流側（出口側）に配置された流出側接続部１１１で接続されていてもよい。
　作動流体流路２００を流れる作動流体は、冷却装置２０１を経ることで、冷却装置２０１における圧力損失によって、その圧力が低下する。第一インペラ１４Ａで圧縮された作動流体の圧力を圧力Ｐ２とすると、冷却装置２０１を経ることで、その圧力はＰ２’に低下する。このようにして、ガス流出路１１０が作動流体流路２００に接続される流出側接続部１１１は、ガス供給路１００Ｂが作動流体流路２００に接続された供給側接続部１０１よりも、作動流体の圧力が低い。したがって、本実施形態のガス流出路１１０は、作動流体流路２００における冷却装置２０１の下流側（出口側）の空間を圧力空間として連通されることとなる。
　このようにすると、シール室５２Ｂの内周面には、ガス供給路１００Ｂの圧力Ｐ２と、ガス流出路１１０の圧力Ｐ２’との差圧ΔＰ（＝Ｐ２－Ｐ２’）が作用する。これにより、第一インペラ１４Ａで圧縮された作動流体を送り込むガス供給路１００Ｂと、冷却装置２０１を経て圧力が低下した冷却装置２０１の出口側に連通したガス流出路１１０との間の差圧を利用して、ガス供給路１００Ｂからシール室５２Ｂを経てガス流出路１１０へと作動流体を円滑に移動させることができる。
《第二実施形態》
　次に、図５及び図６を参照して第二実施形態の回転機械について説明する。
　第二実施形態においては第一実施形態と同様の構成要素には同一の符号を付して詳細な説明を省略する。この第二実施形態のギアド遠心圧縮機１０は、ガス供給路１００とガス流出路１１０との差圧に応じて、シール室５２に供給する作動流体の圧力を自動的に調整する構成を備える。
　即ち、図５に示すように、第二実施形態のギアド遠心圧縮機１０Ｂは、２段目の遠心圧縮部３０Ｂに、ガス供給路１００Ｂと、ガス流出路１１０と、差圧検出部８０と、流量調整部８１と、コントローラ８２と、を備える。
　差圧検出部８０は、ガス供給路１００Ｂとガス流出路１１０との差圧ΔＰを検出する。流量調整部８１は、ガス供給路１００Ｂにおける作動流体の流量を調整する。コントローラ８２は、差圧検出部８０で検出された差圧ΔＰに応じて流量調整部８１の開度を調整する。
　ギアド遠心圧縮機１０Ｂにおけるシール室５２に供給する作動流体の圧力の調整方法について説明する。例えば、図６に示すように、差圧検出部８０は、ガス供給路１００Ｂとガス流出路１１０との差圧ΔＰを検出する（ステップＳ１０１）。
　コントローラ８２は、差圧検出部８０が検出した差圧ΔＰが、予め定めた範囲の上限閾値を超えたか否かを判定する（ステップＳ１０２）。差圧ΔＰが上限閾値を超えていた場合、流量調整部８１の開度を小さくする（ステップＳ１０３）。これによって、ガス供給路１００Ｂにおける作動流体の流量が減り、ガス流出路１１０との差圧ΔＰが小さくなる
　また、コントローラ８２は、差圧検出部８０が検出した差圧ΔＰが、予め定めた範囲の下限閾値を下回ったか否かを判定する（ステップＳ１０４）。差圧ΔＰが下限閾値を下回っていた場合、流量調整部８１の開度を大きくする（ステップＳ１０５）。これによって、ガス供給路１００Ｂにおける作動流体の流量が増え、ガス流出路１１０との差圧ΔＰが大きくなる。
　ギアド遠心圧縮機１０Ｂの運転中、上記のステップＳ１０１～Ｓ１０５の処理を、一定時間毎に繰り返す
　上述した実施形態のギアド遠心圧縮機１０Ｂによれば、上記第一実施形態と同様、ガス供給路１００Ｂからシール室５２Ｂに送り込んだ作動流体の少なくとも一部が、ガス流出路１１０に流れ込む。これにより、シール室５２Ｂの内周面に作用するシールガスによる圧力が小さくなる。したがって、回転軸１３の中心軸Ｃ方向に沿ったスラスト力を小さくすることができる。その結果、ギアド遠心圧縮機１０の作動効率の低下、及びコスト上昇を抑えることが可能となる。
　また、ガス供給路１００Ｂとガス流出路１１０との差圧に応じてガス供給路１００Ｂにおける作動流体の流量を調整することで、スラスト力を適切に調整するができる。
　以上、本発明の実施形態について図面を参照して詳述したが、各実施形態における各構成及びそれらの組み合わせ等は一例であり、本発明の趣旨から逸脱しない範囲内で、構成の付加、省略、置換、及びその他の変更が可能である。また、本発明は実施形態によって限定されることはなく、特許請求の範囲によってのみ限定される。
　例えば、上述の実施形態では、ギアド遠心圧縮機１０の態様として、いわゆる１軸２段の構成を例に説明を行った。しかしながら、ギアド遠心圧縮機１０の態様はこれに限定されず、設計や仕様に応じて２軸４段や、それ以上の軸数、段数を備えていてもよい。いずれの構成であっても、各段の遠心圧縮部３０では、上記の実施形態における記載と同等の作用効果を得ることができる。
　また、本発明は、ギアド遠心圧縮機１０に限らず、外部の駆動源によって回転軸１３が直接回転駆動される方式の多段遠心圧縮機や蒸気タービン、ガスタービン等の回転機械に適用することもできる。
　上記した回転機械によれば、回転機械に生じるスラスト力を低減することができる。
１０、１０Ｂ　ギアド遠心圧縮機（回転機械）
１１　ケーシング
１１ｈ　軸挿通孔
１２　ラジアル軸受
１３　回転軸
１３ａ　第一端部
１３ｂ　第二端部
１３ｆ　外周面
１４　インペラ
１４Ａ　第一インペラ
１４Ｂ　第二インペラ
１５　ピニオンギア
１６　駆動歯車
１７　スラスト軸受
１８、１８Ａ、１８Ｂ　吸気流路
１９、１９Ａ　排気流路
２０　増速伝達部
３０、３０Ａ、３０Ｂ　遠心圧縮部
４１　ディスク部
４１ａ　第一面
４１ｂ　第二面
４２　ブレード部
４３　カバー部
４５　インペラ流路
４５ｉ　流入口
４５ｏ　流出口
５０　第一シール部
５１　シール部
５２、５２Ｂ　シール室
５２ａ　内周面
５２ｆ及び第二受圧面５２ｇ　受圧面
５３　回転環
５３ｆ　表面
５４　静止環
５５　シャフトスリーブ
５５ａ　回転環保持凹部
５６　リテーナ
５６ａ　静止環保持凹部
５７　コイルバネ
６０、６０Ｂ　第二シール部
６１　リング本体
６２　ラビリンス部
６２ａ　摺接面
８０　差圧検出部
８１　流量調整部
８２　コントローラ
１００、１００Ｂ　ガス供給路
１０１　供給側接続部
１０２　フィルター
１０３　流量弁
１１０　ガス流出路
１１１　流出側接続部
１１２　流出側接続部
２００　作動流体流路
２０１　冷却装置
２１０　連通配管
Ｃ　中心軸
ΔＰ、ΔＰａ、ΔＰｂ　差圧
Ｐ０　大気圧
Ｐ１、Ｐ２、Ｐ２'、Ｐ３　圧力
Ｓ１０１　ステップ
Ｓ１０２　ステップ
Ｓ１０３　ステップ
Ｓ１０４　ステップ
Ｓ１０５　ステップ

Claims (6)

  1. 　中心軸回りに回転可能な回転軸と、
    　前記回転軸に固定され、前記回転軸と一体に回転することで作動流体を圧縮するインペラと、
    　前記回転軸を覆うケーシングと、
    　前記インペラに対して前記回転軸の中心軸方向に離間した位置に配置され、前記回転軸と前記ケーシングとの間をシールガスによってシールする第一シール部と、
    　前記インペラと前記第一シール部との間に配置され、前記回転軸と前記ケーシングとの間をシールする第二シール部と、
    　前記第一シール部に前記シールガスを送り込むガス供給路と、
    　前記第二シール部に設けられ、前記シールガスよりも圧力の低い圧力空間に連通して前記シールガスの少なくとも一部を前記第一シール部から前記圧力空間に流出させるガス流出路と、を備える回転機械。
  2. 　前記ガス供給路は、前記作動流体が流れる作動流体流路に供給側接続部で接続されて、前記シールガスとして前記作動流体を前記第一シール部に送り込み、
    　前記ガス流出路は、前記供給側接続部よりも、流通する前記作動流体の圧力が低い位置で前記作動流体流路に接続されている請求項１に記載の回転機械。
  3. 　前記インペラとして、第一インペラと、前記第一インペラで圧縮された前記作動流体を圧縮する第二インペラとを有し、
    　前記ガス供給路は、前記第一インペラで圧縮された前記作動流体が流通する位置で前記作動流体流路と連通している請求項２に記載の回転機械。
  4. 　前記ガス流出路は、前記第一インペラに流入される前記作動流体が流通する位置で前記作動流体流路と連通している請求項３に記載の回転機械。
  5. 　前記第一インペラから吐出された前記作動流体を冷却する冷却装置を備え、
    　前記ガス流出路は、前記冷却装置で冷却された前記作動流体が流通する位置で前記作動流体流路と連通している請求項３に記載の回転機械。
  6. 　前記ガス供給路と前記ガス流出路との差圧を検出する差圧検出部と、
    　前記差圧検出部で検出された前記差圧に応じて前記ガス供給路における前記作動流体の流量を調整する流量調整部と、を備える請求項１から５の何れか一項に記載の回転機械。
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