WO2022180902A1 - 多段遠心圧縮機 - Google Patents

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WO2022180902A1
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stage
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blade
downstream
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澄賢 平舘
和寛 塚本
裕太 望月
博美 小林
卓宏 西岡
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株式会社日立インダストリアルプロダクツ
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    • F04D29/441—Fluid-guiding means, e.g. diffusers especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/444—Bladed diffusers

Definitions

  • Patent Document 1 in order to obtain a centrifugal turbomachine having return blades of a shape that can suppress a decrease in efficiency when downsized, a centrifugal turbomachine configured to flow from a diffuser into a return passage via a turning portion is disclosed.
  • the return blades provided in the return passage are arranged in multiple circular cascades, and the blade angle of the return blades (outer blades arranged on the most upstream side) at the inlet of the return passage is axial (high Centrifugal turbomachines configured differently in the longitudinal direction) are described.
  • An object of the present invention is to provide a multi-stage centrifugal compressor that can maintain and improve efficiency while reducing the outer diameter of the stationary flow path.
  • the multistage centrifugal compressor of the present invention is configured as described in the claims.
  • a specific example of the multistage centrifugal compressor in the present invention includes a rotating shaft and a plurality of centrifugal impellers attached to the rotating shaft, and one of the plurality of centrifugal impellers and the one centrifugal impeller a diffuser in which the outflowing fluid flows in a centrifugal direction away from the rotating shaft; and a diffuser provided downstream of the diffuser. a return channel for flowing in a return direction; and a turning portion for turning the flow of the fluid that has flowed through the diffuser from the centrifugal direction to the axial direction of the rotating shaft and further turning from the axial direction to the returning direction.
  • the centrifugal compressor stage is a multi-stage centrifugal compressor in which a plurality of stages are arranged in series in the direction of the rotation shaft, and the return flow path is a plurality of stages arranged in a circular blade cascade around the center line of the rotation shaft.
  • a return vane is provided, and a plurality of the return vanes are installed as a front blade and a rear blade from the upstream side to the downstream side of the flow of the fluid in the return passage, and the suction surface of the rear blade is provided with the above-described return vane.
  • the trailing wing is circumferentially offset on the pressure surface side of the leading wing so as to guide the flow on the pressure surface side of the leading wing.
  • At least one of the circumferential angles ⁇ formed in the circumferential direction is changed according to the centrifugal compressor stage position of the multi-stage centrifugal compressor.
  • FIG. 1 is a meridional cross-sectional view showing the upper half of an example of the overall configuration of a multistage centrifugal compressor to which the present invention is applied;
  • FIG. 2 is a partially enlarged cross-sectional view of the multistage centrifugal compressor shown in FIG. 1;
  • FIG. 3 is a diagram showing half of a state in which the vicinity of the return vanes shown in FIGS. 1 and 2 is viewed from the downstream side in the axial direction of the rotating shaft; It is a figure which shows the half of the state which looked at the periphery of the return vane in the Example of this invention from the downstream of the axial direction of the rotating shaft.
  • FIG. 1 is a meridional cross-sectional view showing the upper half of an example of the overall configuration of a multistage centrifugal compressor to which the present invention is applied
  • FIG. 2 is a partially enlarged cross-sectional view of the multistage centrifugal compressor shown in FIG. 1
  • FIG. 3 is a diagram showing half of
  • FIG. 4 is a schematic diagram showing the positional relationship between the leading blade and the trailing blade of the return vane in the embodiment of the present invention
  • FIG. 5 is a diagram showing the shape characteristics of the leading blade of the first stage return vane in the embodiment of the present invention
  • FIG. 5 is a diagram showing the shape characteristics of the front blades of the return vanes in the intermediate stage located between the first stage and the final stage in the embodiment of the present invention
  • FIG. 4 is a diagram showing the shape characteristics of the front blade of the final stage return vane in the embodiment of the present invention
  • FIG. 5 is a diagram showing the shape characteristics of the leading blade of the first stage return vane in the embodiment of the present invention
  • FIG. 5 is a diagram showing the shape characteristics of the front blades of the return vanes in the intermediate stage located between the first stage and the final stage in the embodiment of the present invention
  • FIG. 4 is a diagram showing the shape characteristics of the front blade of the final stage return vane in the embodiment of the present invention
  • FIG. 4 is a diagram showing velocity triangles near the entrance of the front wing of the fluid entering the front wing of the return vane in the embodiment of the present invention;
  • FIG. 4 is a diagram showing features;
  • FIG. 4 is a diagram showing the geometric features of trailing blades of return vanes in each of the first stage, the intermediate stage located between the first stage and the last stage, and the last stage in an embodiment of the present invention;
  • the shape of the return vanes of only one stage of the centrifugal compressor should be considered.
  • centrifugal compressor stage position of the multi-stage centrifugal compressor (in other words, for each stage) (a) the maximum camber position of the front blade, (b) the ratio of the maximum camber to the chord length of the front blade, (c) The angle formed by the trailing edge of the leading wing and the leading edge of the trailing wing in the circumferential direction around the centerline of the rotation shaft (circumferential direction angle ⁇ ), (d) The leading edge of the trailing wing and the trailing edge of the trailing wing It has been found that any one of the angles formed in the circumferential direction (circumferential direction angle ⁇ ) around the center line of the rotating shaft should be changed (optimized).
  • a multi-stage centrifugal compressor that is an embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings.
  • symbol is used for the same component.
  • a multistage centrifugal compressor 100 includes a centrifugal impeller 1 that imparts rotational energy to a fluid, a rotating shaft 4 to which this centrifugal impeller 1 is attached, and a radially outer side of the centrifugal impeller 1. and a diffuser 5 for converting the dynamic pressure of the fluid discharged from the centrifugal impeller 1 into static pressure. Further, downstream of the diffuser 5, a return passage 6 is provided for guiding the fluid to the centrifugal impeller 1 in the latter stage.
  • the centrifugal impeller 1 normally includes a disk (hub) fastened to the rotating shaft 4, a side plate (shroud) arranged opposite the hub, and a circumferential direction (Fig. 2 and a plurality of blades spaced apart in a direction perpendicular to the plane of FIG.
  • a vaned diffuser having a plurality of blades arranged at substantially equal pitches in the circumferential direction or a vaneless diffuser having no blades is used.
  • a vaned diffuser is used in FIG.
  • the return passage 6 is composed of turning portions 7a and 7b for turning the flow of the fluid flowing through the diffuser 5 from the centrifugal direction to the axial direction and further turning from the axial direction to the return direction, and return vanes 8. (See FIG. 2), the return vanes 8 turn the fluid that has passed through the diffuser 5 from radially outward to inward. It plays the role of flowing into the centrifugal impeller 1 of the stage. As shown in FIG. 3, the return vanes 8 are arranged in a circular blade cascade around the centerline of the rotating shaft.
  • the turning portions 7a and 7b turning from the axial direction to the return direction are formed as a U-shaped curved flow path surrounded by surrounding structures in the meridional plane.
  • the turning portion 7a has a turning portion inlet 9 defined by a substantially cylindrical surface corresponding to the outlet of the diffuser 5, and a turning portion outlet 10 defined by a meridional curved flow path located immediately upstream of the return vane leading edge 12. It is defined as a section from the turning portion inlet 9 defined by a substantially cylindrical surface corresponding to the terminal end to the turning portion outlet 10 .
  • the return vanes 8 are composed of a plurality of blades circumferentially arranged around the rotating shaft 4 at substantially equal pitches.
  • radial bearings for rotatably supporting the rotating shaft 4 are arranged on both end sides of the rotating shaft 4 .
  • centrifugal impellers (six centrifugal impellers in FIG. 1) 1 of multi-stage compressor stages are attached to the rotating shaft 4, and downstream of each centrifugal impeller 1, as shown in FIG. , a diffuser 5 and a return channel 6 are provided.
  • the centrifugal impeller 1, diffuser 5 and return flow path 6 are housed in a casing 19 and a diaphragm 20, and the casing 19 is supported by flanges 21a and 21b.
  • a suction flow path 15 is provided on the suction side of the casing 19
  • a discharge flow path 16 is provided on the discharge side of the casing 19 .
  • FIG. 4 is a diagram showing half of the state where the periphery of the return vanes 8 of an arbitrary stage in the multistage centrifugal compressor 100 of the embodiment of the present invention is viewed from the downstream side in the axial direction of the rotating shaft 4, and
  • FIG. Fig. 3 is a schematic diagram showing the positional relationship between the leading blade 8A and the trailing blade 8B of the return vane 8 in the multistage centrifugal compressor 100 of the embodiment of the present invention;
  • the return vanes 8 having multiple circular blade rows are arranged in two rows from the upstream side to the downstream side of the fluid flow in the return passage 6. It is a multi-stage centrifugal compressor with return vanes located in the In this embodiment, a plurality of airfoil-shaped return vanes 8 are installed in the return passage 6 in the circumferential direction on the upstream side and the downstream side in the return passage 6 as front blade rows and rear blade rows, respectively.
  • the trailing blade 8B of the return vane 8 is circumferentially arranged on the pressure surface 8A1 side of the leading blade 8A. are offset in the direction of The fluid flowing near the pressure surface 8A1 of the front wing 8A has a thin and higher velocity boundary layer than the fluid flowing near the suction surface 8A5 of the front wing 8A. A fluid with energy is flowing.
  • FIG. 6 to 8 are diagrams showing the shape features of the leading blade 8A of the return vane 8 in this embodiment.
  • FIG. 6 shows the shape features of the front blade 8A in the first stage of the multistage centrifugal compressor 100 of this embodiment
  • FIG. 8 shows the shape features of the front blade 8A in the stage
  • FIG. 8 shows the shape feature of the front blade 8A in the final stage of the multi-stage centrifugal compressor 100 of this embodiment.
  • the final stage of the multi-stage centrifugal compressor 100 refers to the final stage of the compressor stages having a return flow path (same below).
  • a dashed line 8A6 shown in the figure indicates a chord line that is a straight line connecting the leading edge 8A3 and the trailing edge 8A2 of the leading blade 8A.
  • a dotted line 8A4 shown in the drawing indicates the camber line of the front wing 8A (a line connecting points at equal distances from the upper and lower surfaces of the wing).
  • An arrow 8A7 shown in the drawing indicates the camber of the front wing 8A, which is the distance from an arbitrary position of the chord line 8A6 to the camber line 8A4.
  • an arrow 8A8 shown in the drawing indicates the maximum camber at which the camber of the front wing 8A is maximum.
  • the maximum camber is represented as a ratio to the length of the chord line 8A6 (chord length L).
  • the distance from the leading edge 8A3 of the leading blade 8A to the maximum camber 8A8 on the chord line 8A6 is called the maximum camber position lc ,max .
  • the maximum camber position l c,max is expressed as a ratio to the chord length L (dimensionless chord position).
  • the leading edge 8A3 of the leading blade 8A corresponds to the dimensionless chord position of 0%
  • the trailing edge 8A2 corresponds to the dimensionless chord position of 100%.
  • the ratio of the maximum camber 8A8 to the chord length L of the front blade 8A gradually increases toward the downstream stage.
  • the ratio of the maximum camber 8A8 to the chord length L of the front blade 8A in (b) satisfies the above configuration of the maximum camber position lc ,max of the front blade 8A in (a) and is as described above. It is preferable to configure
  • the effects of setting the front blades 8A of the multistage centrifugal compressor 100 in this way are as follows.
  • the multistage centrifugal compressor 100 gradually pressurizes fluid from the first stage to the final stage. Therefore, due to the compressibility of the fluid to be compressed, the density of the fluid gradually increases from the first stage to the final stage. Therefore, the volumetric flow rate of the fluid flowing inside the multistage centrifugal compressor 100 is the highest at the first stage, and then gradually decreases toward the final stage.
  • the turning angle of the fluid to be achieved by the return vane 8 (the difference between ⁇ rtv and ⁇ ) is the first stage of the multistage centrifugal compressor 100 is the smallest compared to the downstream stages and then gradually increases toward the downstream stages.
  • the turning angle of the fluid achieved by the front blades 8A in the first stage of the multistage centrifugal compressor 100 is can be minimized, and then the fluid turning angle achieved by the front blades 8A can be gradually increased toward the downstream stage, and the different return vanes 8 at each stage can realize the fluid turning angle to be achieved. It becomes possible.
  • the maximum camber position l c,max in any stage is the latter half of the chord line 8A6 (the trailing edge 8A2 side of the position corresponding to the dimensionless chord position 50%). is desirable. This effect is as follows.
  • the camber line 8A4 of the front wing 8A is sharply curved near the trailing edge 8A2. Therefore, as shown in FIG. 5, the direction of flow along the pressure surface 8A1 of the front blade 8A is the direction toward the suction surface 8B1 of the rear blade 8B. This flow presses the flow along the suction surface 8B1 of the trailing blade 8B toward the blade surface, thereby suppressing separation of the flow occurring on the suction surface 8B1 of the trailing blade 8B. By suppressing the separation of the flow, it is possible to achieve both the suppression of efficiency reduction due to the separation and the turning of the flow.
  • the camber line 8A4 of the front blade 8A is sharply curved, the flow tends to separate at the suction surface 8A5 of the front blade 8A in the vicinity thereof. is limited to the vicinity of the trailing edge 8A2, the peeling area of the suction surface 8A5 is limited to the vicinity of the trailing edge 8A2. Therefore, it is possible to effectively suppress flow separation on the suction surface 8B1 of the trailing wing 8B while minimizing an increase in pressure loss in the leading wing 8A.
  • the maximum camber position lc ,max of the leading blade 8A gradually moves from the trailing edge 8A2 side to the leading edge 8A3 side.
  • the shape of the leading blade 8A of the return vane 8 has been described so that the maximum camber 8A8 of the blade 8A gradually increases.
  • the maximum camber position l c,max of the front blade 8A may be the same in two or more adjacent stages of the multi-stage centrifugal compressor 100 .
  • the maximum camber 8A8 of the front blade 8A may be the same in two or more adjacent stages of the multi-stage centrifugal compressor 100.
  • FIG. the maximum camber position l c,max of the first stage front blade 8A is positioned closest to the trailing edge 8A2 side at least in comparison with the final stage when viewed from the first stage, and the maximum camber position l c,max of the final stage front blade 8A lc ,max is positioned closest to the leading edge 8A3, or the maximum camber 8A8 of the first-stage front wing 8A is the smallest, and the maximum camber 8A8 of the final-stage front wing 8A is the largest.
  • the front blade 8A of the return vane 8 may be configured as shown.
  • FIG. 10 shows a pair of front blades 8A that constitute the return vanes 8 at the first stage, the intermediate stage between the first stage and the final stage, and the final stage of the multistage centrifugal compressor 100 in this embodiment.
  • the left side of FIG. 10 shows the first stage
  • the center of FIG. 10 shows the intermediate stage
  • the right side of FIG. 10 shows the final stage.
  • the circumferential angle ⁇ at the first stage is the circumferential angle ⁇ at the first stage
  • ⁇ M shown in the center of FIG. 10 is the circumferential angle ⁇ at the intermediate stage
  • ⁇ L shown in the right side of FIG. 10 represents the magnitude of the circumferential angle ⁇ at the final stage.
  • the circumferential angle ⁇ is largest at the first stage of the multi-stage centrifugal compressor 100, and gradually decreases toward the downstream stages. , becomes smallest at the final stage, that is, the front wing 8A and the rear wing 8B are configured so that ⁇ F > ⁇ M > ⁇ L.
  • the effect of setting the circumferential angle ⁇ of the multistage centrifugal compressor 100 as described above is as follows. That is, in order to suppress the flow separation occurring on the suction surface 8B1 of the trailing blade 8B, the pressure surface 8A1 of the trailing blade 8A and the pressure surface 8B1 of the trailing blade 8B should be separated from each other.
  • the flow from the pressure surface 8A1 of the front blade 8A is placed near the front half of the blade where the deceleration of the flow velocity on the blade surface is the largest on the suction surface 8B1 and separation is likely to occur.
  • the tool deforms due to insufficient rigidity when the tool is pressed against the object to be machined, and machining becomes impossible. Therefore, according to the blade heights in the vicinity of the rear half of the front blade 8A and the front half of the rear blade 8B, the rear half of the pressure surface 8A1 of the front blade 8A and the front half of the suction surface 8B1 of the rear blade 8B It is determined whether or not the width of the flow path formed between the blades of the part can be processed.
  • the volumetric flow rate of the fluid flowing inside the multi-stage centrifugal compressor 100 is the highest at the first stage, and then gradually decreases toward the final stage.
  • the width of the flow path is adjusted according to the magnitude of the volumetric flow rate so that the flow velocity of the fluid flowing through the return vane 8 does not become too high.
  • the front blade 8A and the rear blade 8B are configured to have a wider passage width in the stage with a large volumetric flow rate than in the stage with a small volumetric flow rate.
  • the front wing 8A and the rear wing 8B are arranged so that the blade height in the vicinity of the rear half of the front wing 8A and the front half of the rear wing 8B is also highest at the first stage and gradually decreases toward the final stage.
  • the circumferential angle ⁇ is configured to satisfy ⁇ F > ⁇ M > ⁇ L as in this embodiment, the rear half of the pressure surface 8A1 of the front blade 8A and the suction surface 8B1 of the rear blade 8B Since the width of the flow passage formed between the blades in the front half of the blade gradually decreases from the first stage to the final stage, the width of the flow passage is appropriate considering both the suppression of separation and securing the rigidity of the processing tool. can be set.
  • the circumferential angle ⁇ when the Mach number of the fluid to be compressed by the multistage centrifugal compressor 100 is low and the influence of the compressibility of the fluid can be almost ignored, two or more adjacent multistage centrifugal compressors 100 , the circumferential angle ⁇ may be the same.
  • the leading wing 8A and the trailing wing 8B are configured so that the circumferential angle ⁇ of the first stage is the largest and the circumferential angle ⁇ of the final stage is the smallest at least in comparison with the last stage when viewed from the first stage. You can do it.
  • FIG. 5 shows the shape characteristics of the trailing blade 8B that constitutes the return vane 8 of the multistage centrifugal compressor 100 in this embodiment.
  • Circumferential direction angle ⁇ shown in FIG. 5 is defined by a straight line connecting the center line of rotating shaft 4 and leading edge 8B2 of trailing blade 8B, and the center line of rotating shaft 4 and trailing edge 8B3 of trailing blade 8B. It represents the angle formed in the circumferential direction with the straight line connecting the
  • FIG. 11 shows the shape of the trailing blade 8B that constitutes the return vane 8 at the first stage, the intermediate stage between the first stage and the final stage, and the final stage of the multistage centrifugal compressor 100 in this embodiment.
  • FIG. 11 shows the initial stage
  • the center of FIG. 11 shows the intermediate stage between the initial stage and the final stage
  • the right side of FIG. 11 shows the final stage.
  • ⁇ F shown in the left side of FIG. 11 is the circumferential angle ⁇ at the first stage
  • ⁇ M shown in the center of FIG. 11 is the circumferential angle ⁇ at the intermediate stage.
  • .theta.L shown in the drawing on the right side of FIG. 11 represent the magnitude of the circumferential angle .theta.
  • (d) the magnitude of the circumferential angle ⁇ is greatest at the first stage of the multi-stage centrifugal compressor 100, and then gradually decreases toward the downstream stages. , becomes smallest at the final stage, that is, the trailing blade 8B is configured so that ⁇ F > ⁇ M > ⁇ L .
  • the effect of setting the circumferential angle ⁇ of the multistage centrifugal compressor 100 as described above is as follows.
  • the circumferential angle ⁇ when the Mach number of the fluid compressed by the multistage centrifugal compressor 100 is low and the influence of the compressibility of the fluid can be almost ignored, two or more adjacent multistage centrifugal compressors 100 , the circumferential angle ⁇ may be the same.
  • the trailing blade 8B may be configured so that the circumferential angle ⁇ of the first stage is the largest and the circumferential angle ⁇ of the final stage is the smallest in comparison with at least the final stage when viewed from the first stage. .
  • centrifugal compressor 100 of the present embodiment it is possible to maintain and improve efficiency while reducing the outer diameter of the static flow path, so that cost reduction and improvement in operational efficiency can be expected.
  • By reducing the outer diameter it is also possible to reduce the area occupied by the centrifugal compressor 100 in the field.
  • the present invention is not limited to the above-described embodiments, and includes various modifications.
  • the above-described embodiments have been described in detail to facilitate understanding of the present invention, and are not necessarily limited to those having all the described configurations.
  • it is possible to replace part of the configuration of one embodiment with the configuration of another embodiment and it is also possible to add the configuration of another embodiment to the configuration of one embodiment.
  • Return vane trailing blade 8B1 Return vane trailing blade 8B1 ... Return Suction surface of trailing blade of vane 8B2 Leading edge of trailing blade of return vane 8B3 Trailing edge of trailing blade of return vane 8B4 Pressure surface of trailing blade of return vane 9 Turning portion inlet , 10... Turning portion outlet, 12... Return vane leading edge, 15... Suction channel, 16... Discharge channel, 19... Casing, 20... Diaphragm, 21a, 21b... Flange, 100... Multi-stage centrifugal compressor, C...

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Abstract

静止流路の外径を縮小しつつ、効率の維持向上を図ることができる多段遠心圧縮機を得ることを課題とする。リターン流路は、回転軸の中心線を中心とする円形翼列状に配設された複数のリターンベーンを備え、リターンベーンは前置翼（８Ａ）と後置翼（８Ｂ）として複数設置され、後置翼の負圧面に前置翼の圧力面側の流れを導くように、後置翼は前置翼の圧力面側に周方向にオフセットして設けられ、（１）前置翼（８Ａ）の最大キャンバー位置（Ic,max）、（２）前置翼の後縁（８Ａ２）と後置翼の前縁（８Ｂ２）が回転軸の中心線を中心として円周方向になす周方向角度γ、（３）後置翼の前縁（８Ｂ２）と後縁（８Ｂ３）が回転軸の中心線を中心として円周方向になす周方向角度θの少なくとも一つを多段遠心圧縮機の遠心圧縮機段位置に応じて変更する。

Description

多段遠心圧縮機
　本発明は多段遠心圧縮機に係り、特にリターン流路にリターンベーンとして前置翼列と後置翼列を備えた多段遠心圧縮機に関するものである。
　多段遠心圧縮機は、近年の環境負荷低減要求の高まりを受けて、従来以上の高効率化と、広作動範囲化が求められる。その一方で、コスト低減、機場内における省スペース化の観点から、多段遠心圧縮機そのものの小型化が求められている。多段遠心圧縮機の高効率化・広作動範囲化と小型化の両立のためには、静止流路の外径縮小が重要となる。多段遠心圧縮機における静止流路とは、回転する羽根車の吐出口の下流側に設けられる流路であり、ディフューザ流路とリターン流路によって構成され、このうちのリターン流路は、ディフューザ流路を経た流れの旋回方向成分を除去し、次の段の羽根車へと予旋回のない流れを導くための流路である。
　静止流路の外径を縮小すると、静止流路を構成するリターン流路の流路長さも短くなるため、より短い距離で流れを転向させて流れの予旋回を除去する必要がある。リターン流路において、流れを効率よく転向させるために、リターン流路には、通常、リターンベーンと呼ばれる翼が周方向に等間隔に設けられている（例えば、特許文献１参照）。
　特許文献１には、小型化したときの効率の低下を抑制できる形状の返し羽根を有する遠心形ターボ機械を得るために、ディフューザから転向部を経由して戻り流路に流れ込む構成の遠心形ターボ機械において、戻り流路に備わる返し羽根が多重の円形翼列状に配置され、さらに、戻り流路の入口における返し羽根（最も上流側に配置される外翼）の羽根角度が軸方向（高さ方向）で異なるように構成された遠心形ターボ機械が記載されている。
特開２０１５－９４２９３号公報
　遠心圧縮機の更なる小型化のために、リターンベーンの径方向の長さを縮小した場合、リターンベーンの出入口間に要求される流れの転向量が、羽根の長さに対して相対的に大きくなる。
　特許文献１に記載されている遠心形ターボ機械における返し羽根（リターンベーン）では、遠心形ターボ機械の小型化に伴って羽根を主軸（回転軸）の軸方向に垂直な平面で切断した断面（翼型）のキャンバーライン（翼の上面と下面から等しい距離にある点を結んだ線）の反りを大きくすることが必要になり、流れの剥離が生じる可能性が高い。特許文献１では、返し羽根の翼列を二重に設けているので、流れの剥離をある程度回避できる。
しかし、遠心圧縮機の更なる小型化を考えた場合においては、これらの翼単独の形状のみを考慮するだけでは、個々の翼に作用する負荷が過大となるため、ただ翼を二重、三重に設けても、流れが翼面から剥離してしまう恐れがあり、効率の向上が図れない可能性がある。
　本発明の目的は、静止流路の外径を縮小しつつ、効率の維持向上を図ることができる多段遠心圧縮機を提供することにある。
　上記課題を達成するために、本発明の多段遠心圧縮機は、特許請求の範囲に記載のように構成したものである。　
　本発明における多段遠心圧縮機の具体的な一例は、回転軸と、前記回転軸に取り付けられた複数の遠心羽根車を備え、前記複数の遠心羽根車の一つと、前記一つの遠心羽根車から流出した流体が前記回転軸から離れる遠心方向に流れるディフューザと、前記ディフューザの下流に設けられ、前記ディフューザから前記複数の遠心羽根車の後段の遠心羽根車に流入する前記流体が前記回転軸に向かう戻り方向に流れるリターン流路と、前記ディフューザを流れた前記流体の流れが前記遠心方向から前記回転軸の軸方向に転向し、更に、前記軸方向から前記戻り方向に転向する転向部を備えた遠心圧縮機段が、前記回転軸方向に複数連ねられた多段遠心圧縮機であって、前記リターン流路は、前記回転軸の中心線を中心とする円形翼列状に配設された複数のリターンベーンを備え、前記リターンベーンは、前記リターン流路における前記流体の流れの上流側から下流側に向かって、前置翼と後置翼として複数設置され、前記後置翼の負圧面に前記前置翼の圧力面側の流れを導くように、前記後置翼は前記前置翼の圧力面側に周方向にオフセットして設けられ、前記前置翼の最大キャンバー位置、前記前置翼の後縁と前記後置翼の前縁が前記回転軸の中心線を中心として円周方向になす周方向角度γ、前記後置翼の前縁と後縁が前記回転軸の中心線を中心として円周方向になす周方向角度θの少なくとも何れか一つを多段遠心圧縮機の遠心圧縮機段位置に応じて変更したものである。
　本発明によれば、静止流路の外径を縮小しつつ、効率の維持向上を図ることができる多段遠心圧縮機を得ることができる。　
　上記した以外の課題、構成及び効果は、以下の実施形態の説明により明らかにされる。
本発明が適用される多段遠心圧縮機の全体構成例の上半分を示す子午面断面図である。 図１に示した多段遠心圧縮機の部分拡大断面図である。 図１及び図２に示されるリターンベーン周辺を回転軸の軸方向の下流側から見た状態の半分を示す図である。 本発明の実施例におけるリターンベーン周辺を回転軸の軸方向の下流側から見た状態の半分を示す図である。 本発明の実施例におけるリターンベーンの前置翼と後置翼の位置関係を示す模式図である。 本発明の実施例における、初段のリターンベーンの前置翼の形状的特徴を示す図である。 本発明の実施例における、初段と最終段の間に位置する中間段におけるリターンベーンの前置翼の形状的特徴を示す図である。 本発明の実施例における、最終段のリターンベーンの前置翼の形状的特徴を示す図である。 本発明の実施例における、リターンベーンの前置翼に流入する流体の、前置翼の入口付近における速度三角形を示す図である。 本発明の実施例における、初段、初段と最終段の間に位置する中間段、および最終段それぞれの、リターンベーンを構成する、対となる一組の前置翼と後置翼の、形状的特徴を示す図である。 本発明の実施例における、初段、初段と最終段の間に位置する中間段、および最終段それぞれの、リターンベーンの後置翼の形状的特徴を示す図である。
　本発明の実施例を詳細に説明する前に、先ず、本発明の実施例の構成の概要について説明する。　
　圧縮性を有する各種の気体を昇圧する多段遠心圧縮機では、上流側の遠心圧縮機段から下流側の遠心圧縮機段に向かい、気体の圧力が徐々に上昇していく。そのため、上流側の遠心圧縮機段から下流側の遠心圧縮機段に向かい、気体の圧縮性の影響により気体の密度は徐々に増大していき、逆に気体の体積流量は徐々に減少する。多段遠心圧縮機では、このように各段を通過する気体の体積流量が異なるため、段毎に内部流路中の気体の流動状態も異なる。本発明者等の検討によれば、多段遠心圧縮機の更なる小型化において、リターンベーンでの流れの剥離を回避するためには、ある一つの遠心圧縮機段のみのリターンベーンの形状を考慮するだけではなく、段毎の気体の流動状態の差までも考慮した形状の検討が必要となる。　
　そこで、本発明者等は種々検討した結果、リターンベーンとして二重に翼列（前置翼列と後置翼列）を備えた多段遠心圧縮機において、各段での体積流量の相違を考慮して、多段遠心圧縮機の遠心圧縮機段位置に応じて（言い換えれば段毎に）（ａ）前置翼の最大キャンバー位置、（ｂ）前置翼の翼弦長に対する最大キャンバーの比、（ｃ）前置翼の後縁と後置翼の前縁が回転軸中心線を中心として円周方向になす角（周方向角度γ）、（ｄ）後置翼の前縁と後縁が回転軸中心線を中心として円周方向になす角（周方向角度θ）の何れかを変更（最適化）すれば良いことを見出した。
　以下、図示を参照しながら本発明の一実施例である多段遠心圧縮機を説明する。なお、各図において、同一構成部品には同符号を使用する。
　先ず、本発明が適用される多段遠心圧縮機の構成例について図１乃至３を用いて説明する。　
　図１に示すように、多段遠心圧縮機１００は、回転エネルギーを流体に付与する遠心羽根車１と、この遠心羽根車１が取り付けられる回転軸４と、遠心羽根車１の半径方向外側にあって遠心羽根車１から流出された流体の動圧を静圧へと変換するディフューザ５とから概略構成されている。また、ディフューザ５の下流には、後段の遠心羽根車１へ流体を導くためのリターン流路６が設けられている。
　特に図示しないが、遠心羽根車１は、通常、回転軸４に締結する円盤（ハブ）と、ハブに対向して配置される側板（シュラウド）と、ハブとシュラウド間に位置し周方向（図２の紙面と直角方向）に間隔をおいて配置された複数枚の羽根とを有している。
　ディフューザ５には、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付きディフューザと、翼を有さないベーンレスディフューザのいずれかが用いられる。図２ではベーン付きディフューザが用いられている。
　また、リターン流路６は、ディフューザ５を流れた流体の流れが遠心方向から軸方向に転向し、更に、軸方向からリターン方向に転向する転向部７ａ及び７ｂと、リターンベーン８から構成されており（図２参照）、リターンベーン８によってディフューザ５を通過した流体を半径方向外向きから内向きへと転向させ、更に、リターンベーン８によって流体の旋回成分を除去し、流体を整流しながら次段の遠心羽根車１へと流入させる役割を担っている。リターンベーン８は図３に示すように回転軸の中心線を中心とする円形翼列状に配設されている。
　図２に示すように、軸方向からリターン方向に転向する転向部７ａ及び７ｂは、子午面内において、周囲の構造物に囲まれたＵ字状の曲り流路として形成される。転向部７ａは、その転向部入口９を、ディフューザ５の出口に相当する略円筒面で定義し、その転向部出口１０を、リターンベーン前縁１２の直上流に位置する子午面曲り流路の終端に相当する略円筒面で定義した転向部入口９から転向部出口１０までの区間として定義する。
　リターンベーン８は、回転軸４のまわりに周方向にほぼ等ピッチに配置された複数枚の翼から構成されている。また、特に図示しないが、遠心圧縮機１００には、回転軸４を回転自在に支持するラジアル軸受が回転軸４の両端側に配置されている。
　また、回転軸４には、多段の圧縮機段の遠心羽根車（図１では６枚の遠心羽根車）１が取り付けられ、各遠心羽根車１の下流側には、図２に示すように、ディフューザ５及びリターン流路６が設けられている。
　これら遠心羽根車１とディフューザ５及びリターン流路６は、ケーシング１９及びダイヤフラム２０内に収容され、ケーシング１９はフランジ２１ａ及び２１ｂにより支持されている。また、ケーシング１９の吸込み側には吸込流路１５が設けられており、ケーシング１９の吐出側には吐出流路１６が設けられている。
　このように構成された多段遠心圧縮機１００においては、図１に示すように、吸込流路１５から吸引された流体が、各段の遠心羽根車１とディフューザ５及びリターン流路６を通過するごとに昇圧され、最終的に所定圧力になって吐出流路１６から吐出される。
　ところで、このように構成された多段遠心圧縮機１００では、上述した如く、更なる小型化のために、リターンベーン８の径方向の長さを縮小した場合、リターンベーン８の出入口間に要求される流れの転向量が、リターンベーン８の径方向の長さに対して相対的に大きくなるため、流れの剥離が生じる恐れがあり、効率の向上が図れない可能性がある。
　これを解決するのが本実施例の多段遠心圧縮機１００であり、以下、その詳細を図４乃至図１１を用いて説明する。　
　図４は、本発明の実施例の多段遠心圧縮機１００における任意の段のリターンベーン８の周辺を回転軸４の軸方向の下流側から見た状態の半分を示す図であり、図５は、本発明の実施例の多段遠心圧縮機１００におけるリターンベーン８の前置翼８Ａと後置翼８Ｂの位置関係を示す模式図である。
　図４及び図５に示す本実施例の多段遠心圧縮機１００は、円形翼列が多重に設けられるリターンベーン８が、リターン流路６における流体の流れの上流側から下流側に向かって二列に配置されているリターンベーンを有する多段遠心圧縮機である。本実施例では、リターン流路６内に翼型のリターンベーン８が、リターン流路６内の上流側、下流側にそれぞれ前置翼列、後置翼列として円周方向に複数設置されている。リターンベーン８の後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１に前置翼８Ａの圧力面８Ａ１側の流れを導くために、リターンベーン８の後置翼８Ｂは、前置翼８Ａの圧力面８Ａ１側に周方向にオフセットして設けられている。前置翼８Ａの圧力面８Ａ１の翼面付近を流れる流体は、前置翼８Ａの負圧面８Ａ５の翼面付近を流れる流体に対し、翼面上に発達する速度境界層の厚みが薄くより高いエネルギーを有する流体が流れている。従って、このように高いエネルギーを有する前置翼８Ａの圧力面８Ａ１の翼面付近を流れる流体を、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１の翼面付近に導くことで、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１の翼面上の速度境界層の発達を抑制することができ、負圧面８Ｂ１の翼面上の流れの剥離を抑制することが可能となる。
　図６乃至図８は、本実施例におけるリターンベーン８の前置翼８Ａの形状的特徴を示す図である。図６は、本実施例の多段遠心圧縮機１００の初段における前置翼８Ａの形状的特徴を、図７は、本実施例の多段遠心圧縮機１００の初段と最終段の間に位置する中間段における前置翼８Ａの形状的特徴を、図８は、本実施例の多段遠心圧縮機１００の最終段における前置翼８Ａの形状的特徴を、それぞれ示している。ここで多段遠心圧縮機１００の最終段とはリターン流路を備えている圧縮機段の最終段を指す（以下同じ）。
　図中に示す一転鎖線８Ａ６は、前置翼８Ａの前縁８Ａ３と後縁８Ａ２を結んだ直線である翼弦線を示している。図中に示す点線８Ａ４は、前置翼８Ａのキャンバーライン（翼の上面と下面から等しい距離にある点を結んだ線）を示している。また図中に示す矢印８Ａ７は、翼弦線８Ａ６の任意の位置から垂直方向に伸ばした垂線がキャンバーライン８Ａ４に達するまでの距離である、前置翼８Ａのキャンバーを示している。更に図中に示す矢印８Ａ８は、前置翼８Ａのキャンバーが最大となる最大キャンバーを示している。以降、最大キャンバーは、翼弦線８Ａ６の長さ（翼弦長Ｌ）に対する比率として表すこととする。
翼弦線８Ａ６上において、前置翼８Ａの前縁８Ａ３から最大キャンバー８Ａ８に至るまでの距離を、最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘと呼ぶ。最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘは、翼弦長Ｌに対する割合（無次元翼弦位置）で表される。ここで、前置翼８Ａの前縁８Ａ３は無次元翼弦位置が０%の位置に、後縁８Ａ２は無次元翼弦位置が１００%の位置に、それぞれ相当する。
　図６乃至図８に示すように、本実施例では、（ａ）多段遠心圧縮機１００の初段では、前置翼８Ａの最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘが、多段遠心圧縮機１００の他の段と比較して最も後縁側に位置するとともに、それから下流側段に向かうにつれて、最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘが徐々に前置翼８Ａの前縁８Ａ３方向に移動するよう、リターンベーン８の前置翼８Ａを構成している。また、（ｂ）前置翼８Ａの最大キャンバー８Ａ８が、多段遠心圧縮機１００の初段が他の段と比較して最も小さく、それから下流側段に向かうにつれて、最大キャンバー８Ａ８が徐々に大きくなるよう、リターンベーン８の前置翼８Ａを構成している。言い換えれば、前置翼８Ａの翼弦長Ｌに対する最大キャンバー８Ａ８の比が下流側段に向かうにつれて徐々に大きくなっている。なお、（ｂ）の前置翼８Ａの翼弦長Ｌに対する最大キャンバー８Ａ８の比は、（ａ）の前置翼８Ａの最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘの上述の構成を満たし上で上述のように構成することが好ましい。
　本実施例において、多段遠心圧縮機１００の前置翼８Ａをこのように設定することの効果は、以下の通りである。　
　多段遠心圧縮機１００は、初段から最終段まで流体を徐々に昇圧する。従って、圧縮する流体の圧縮性により、初段から最終段にかけて流体の密度が徐々に増大する。このため、多段遠心圧縮機１００の内部を流れる流体の体積流量は、初段が最も多く、それから最終段に向かうにつれて徐々に少なくなる。
　図９は、リターンベーン８の前置翼８Ａと後置翼８Ｂ、および、前置翼８Ａに流入する流体の、前置翼８Ａの入口（前縁８Ａ３と同一半径位置）付近における速度三角形を示している。一般に多段遠心圧縮機では、各段のヘッドが同等になるように構成される。各段羽根車に流入する流体が旋回成分を有さない場合の、各段羽根車の理論ヘッドＨｔｈは式（１）で表される。　
　理論ヘッドＨｔｈ＝Ｕ２×Ｃｕ２／ｇ　・・・　式（１）
　ここで、Ｕ２は各段の羽根車の周速を、Ｃｕ２は各段の羽根車出口における流体の絶対速度の周方向成分を、ｇは重力加速度を、それぞれ表す。各段の理論ヘッドＨｔｈを同等に構成する場合には、各段ともＵ２およびＣｕ２が同等になる。従って、前置翼８Ａの入口付近における速度三角形中に示される、絶対速度の周方向成分Ｃｕも、各段とも同等になるように構成されることになる。
　ここで上述したように、多段遠心圧縮機１００の内部を流れる流体の体積流量は、初段が最も多く、それから最終段に向かうにつれて徐々に少なくなる。圧縮機内部を流れる流体の、体積流量と絶対速度の子午面方向成分Ｃｍとは、基本的には比例関係にある。従って、前置翼８Ａの入口付近における速度三角形中に示される、絶対速度の子午面方向成分Ｃｍは、多段遠心圧縮機１００の初段において最も大きく、それから最終段に向かうにつれて徐々に小さくなる。
　上記のＣｕとＣｍの各段での特徴から、前置翼８Ａの入口付近における流体の絶対流れ角βは、多段遠心圧縮機１００の初段が下流側段と比較して最も大きく、それから下流側の段に向かうにつれて徐々に小さくなる。一方で図９に示すように、後置翼８Ｂの後縁８Ｂ３における羽根角度βｒｔｖは、次段の羽根車へ流入する流れが旋回成分を有さないようにするため、羽根後縁を回転軸４の方向へと向ける、βｒｔｖ≒９０°として設定する場合が多い。従って、前置翼８Ａの前縁８Ａ３から後置翼８Ｂの後縁８Ｂ３にかけて、リターンベーン８が達成すべき流体の転向角（βｒｔｖとβとの差）は、多段遠心圧縮機１００の初段が下流側段と比較して最も小さく、それから下流側の段に向かうにつれて徐々に大きくなる。
　この、各段で異なるリターンベーン８が達成すべき流体の転向角の大きさに対応するため、本実施例では、多段遠心圧縮機１００の初段では、前置翼８Ａの最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘが、多段遠心圧縮機１００の他の段と比較して最も後縁側に位置するとともに、それから下流側段に向かうにつれて、最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘが徐々に前置翼８Ａの前縁８Ａ３方向に移動するよう、リターンベーン８の前置翼８Ａを構成している。また、前置翼８Ａの最大キャンバー８Ａ８が、多段遠心圧縮機１００の初段が他の段と比較して最も小さく、それから下流側段に向かうにつれて、最大キャンバー８Ａ８が徐々に大きくなるよう、リターンベーン８の前置翼８Ａを構成している。最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘは、前置翼８Ａにおけるどこの無次元翼弦位置で翼負荷が最大となるかを表し、どれだけ前縁８Ａ３側から流体を転向させ始めるかの指標となる。また、最大キャンバー８Ａ８は、前置翼８Ａにおける翼負荷の大きさを表す。従って、最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘが０％に近ければ近いほど、また最大キャンバー８Ａ８が大きいほど、前置翼８Ａで達成される流体の転向角を大きくすることができる。従って、本実施例のように前置翼８Ａの最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘや最大キャンバー８Ａ８を構成することで、多段遠心圧縮機１００の初段において前置翼８Ａで達成される流体の転向角を最も小さくし、それから下流側段に向かって前置翼８Ａで達成される流体の転向角を徐々に大きくでき、各段で異なるリターンベーン８が達成すべき流体の転向角を実現することが可能となる。
　またこの際、何れの段においても最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘは、翼弦線８Ａ６の後半部（無次元翼弦位置５０％に相当する位置よりも後縁８Ａ２側）になるよう構成した方が望ましい。この効果は以下の通りである。
　即ち、図６乃至図８に示すように、前置翼８Ａのキャンバーライン８Ａ４が後縁８Ａ２付近で急激に曲がる形状となる。このため図５に示すように、前置翼８Ａの圧力面８Ａ１に沿う流れの方向が、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１に向かう方向となる。この流れにより、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１に沿って流れる流れが翼面に向かって押さえつけられ、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１で生じる流れの剥離が抑制される。流れの剥離を抑えることで、剥離に伴う効率低下抑制と流れの転向を両立することができる。
　前置翼８Ａのキャンバーライン８Ａ４が急激に曲がる形状になっていると、その付近において前置翼８Ａの負圧面８Ａ５で流れが剥離し易くなるが、本実施例では前置翼８Ａのキャンバーラインの急激な曲がりが後縁８Ａ２付近に限定されるため、負圧面８Ａ５の剥離域が後縁８Ａ２近傍の領域に限定される。従って、前置翼８Ａでの圧力損失増大を最小限に抑えつつ、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１における流れの剥離を効果的に抑制することが可能となる。
　なお上記説明では、多段遠心圧縮機１００の初段から最終段に向け、前置翼８Ａの最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘが後縁８Ａ２側から徐々に前縁８Ａ３側に移動するよう、また、前置翼８Ａの最大キャンバー８Ａ８が徐々に大きくなるよう、リターンベーン８の前置翼８Ａを構成する形状について説明した。しかしながら、多段遠心圧縮機１００が圧縮する流体のマッハ数が低く、流体の圧縮性の影響が殆ど無視できるような場合も存在する。そのような場合には、前置翼８Ａの最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘは、多段遠心圧縮機１００の隣接し合う２つ以上の段で同一とする構成としても良い。また、前置翼８Ａの最大キャンバー８Ａ８は、前記多段遠心圧縮機１００の隣接し合う２つ以上の段で同一とする構成としても良い。言い換えれば、初段から見て少なくとも最終段との比較において、初段の前置翼８Ａの最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘが最も後縁８Ａ２側に位置し、最終段の前置翼８Ａの最大キャンバー位置ｌｃ,ｍａｘが最も前縁８Ａ３側に位置するようになっているか、また、初段の前置翼８Ａの最大キャンバー８Ａ８が最も小さく、最終段の前置翼８Ａの最大キャンバー８Ａ８が最も大きくなるように、リターンベーン８の前置翼８Ａを構成するようにしても良い。
　続いて図５および図１０を用い、本実施例における多段遠心圧縮機１００のリターンベーン８を構成する前置翼８Ａと後置翼８Ｂの、円周方向の位置関係について更に説明する。図５中に記載されている周方向角度γは、回転軸４の中心線と前置翼８Ａの後縁８Ａ２とを結ぶ直線と、回転軸４の中心線と後置翼８Ｂの前縁８Ｂ２とを結ぶ直線とが円周方向になす角度を表している。一方で図１０は、本実施例における多段遠心圧縮機１００の初段、初段と最終段の間の中間段、および最終段における、リターンベーン８を構成する、対となる一組の前置翼８Ａと後置翼８Ｂとを示しており、図１０の左側が初段を、図１０の中央が中間段を、図１０の右側が最終段を示している。また、図１０の左側の図中に記載されているγＦは初段における周方向角度γの大きさを、図１０の中央の図中に記載されているγＭは中間段における周方向角度γの大きさを、図１０の右側の図中に記載されているγＬは最終段における周方向角度γの大きさを、それぞれ表す。図１０に示すように本実施例では、（ｃ）周方向角度γの大きさが、多段遠心圧縮機１００の初段が最も大きく、それから下流側段に向かうにつれて周方向角度γが徐々に小さくなり、最終段で最も小さくなる、つまり、γＦ＞γＭ＞γＬとなるように前置翼８Ａと後置翼８Ｂを構成している。
　本実施例において、多段遠心圧縮機１００の周方向角度γの大きさをこのように設定することの効果は、以下の通りである。　
　即ち、後置翼８Ｂの前記負圧面８Ｂ１で生じる流れの剥離の抑制のためには、前置翼８Ａの圧力面８Ａ１の後半部と、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１の前半部の翼間に構成される流路の幅をなるべく狭めるとともに、負圧面８Ｂ１上において最も翼面上の流速の減速が大きくなり剥離が生じやすい翼の前半付近に、前置翼８Ａの圧力面８Ａ１からの流れを向けることが最も有効である。一方この、前置翼８Ａの圧力面８Ａ１の後半部と、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１の前半部の翼間に構成される流路の幅を狭め過ぎると、この部位を切削加工する際に小径の加工工具を用いて切削せざるを得なくなり、加工性が悪化する。特に、この部位の翼高さ（子午断面図におけるリターンベーン８の流路幅と同義）が高い場合には（初段で高くなる）、この部位を切削する際に、小径で工具長さの長く剛性の低い工具を用いなければならなくなる。工具の剛性が十分確保できない場合には、工具を加工対象物に押し当てる際に、剛性が足りずに工具が変形し、加工ができなくなる。従って、前置翼８Ａの後半部と前記後置翼８Ｂの前半部付近における翼高さに応じて、前置翼８Ａの圧力面８Ａ１の後半部と、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１の前半部の翼間に構成される流路の幅の加工可否が決定される。
　前述の通り流体の圧縮性により、多段遠心圧縮機１００の内部を流れる流体の体積流量は、初段が最も多く、それから最終段に向かうにつれて徐々に少なくなる。体積流量の大きさに応じ、リターンベーン８内を流れる流体の流速が過大になり過ぎないよう、流路幅を調整する。体積流量が大きい段では、体積流量が小さい段と比較して広い流路幅を有するように前置翼８Ａと後置翼８Ｂを構成する。従って、前置翼８Ａの後半部と後置翼８Ｂの前半部付近における翼高さも、初段が最も高く、それから最終段に向かうにつれて徐々に低くなるよう、前置翼８Ａと後置翼８Ｂが構成されることになる。ここで本実施例のように、周方向角度γをγＦ＞γＭ＞γＬとなるよう構成すれば、前置翼８Ａの圧力面８Ａ１の後半部と、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１の前半部の翼間に構成される流路の流路の幅も初段から最終段に向けて徐々に小さくなるため、剥離の抑制と加工工具の剛性確保の両面を考慮した適切な流路幅が設定できる。
　なお周方向角度γについても、多段遠心圧縮機１００が圧縮する流体のマッハ数が低く、流体の圧縮性の影響が殆ど無視できるような場合には、多段遠心圧縮機１００隣接し合う２つ以上の段で、周方向角度γを同一とする構成としても良い。言い換えれば、初段から見て少なくとも最終段との比較において、初段の周方向角度γを最も大きく、最終段の周方向角度γを最も小さくなるように前置翼８Ａと後置翼８Ｂを構成するようにしても良い。
　最後に図５および図１１を用い、本実施例における多段遠心圧縮機１００のリターンベーン８を構成する後置翼８Ｂの形状的特徴を説明する。図５中に記載されている周方向角度θは、回転軸４の中心線と後置翼８Ｂの前縁８Ｂ２とを結ぶ直線と、回転軸４の中心線と後置翼８Ｂの後縁８Ｂ３とを結ぶ直線とが円周方向になす角度を表している。一方で図１１は、本実施例における多段遠心圧縮機１００の初段、初段と最終段の間の中間段、および最終段における、リターンベーン８を構成する後置翼８Ｂの形状を示しており、図１１の左側が初段を、図１１の中央が初段と最終段の間の中間段を、図１１の右側が最終段を示している。また、図１１の左側の図中に記載されているθＦは初段における周方向角度θの大きさを、図１１の中央の図中に記載されているθＭは中間段における周方向角度θの大きさを、図１１の右側の図中に記載されているθＬは最終段における周方向角度θの大きさを、それぞれ表す。図１１に示すように本実施例では、（ｄ）周方向角度θの大きさが、多段遠心圧縮機１００の初段において最も大きく、それから下流側段に向かうにつれて周方向角度θが徐々に小さくなり、最終段で最も小さくなる、つまり、θＦ＞θＭ＞θＬとなるよう後置翼８Ｂを構成している。
　本実施例において、多段遠心圧縮機１００の周方向角度θの大きさをこのように設定することの効果は、以下の通りである。
　前述のように、図１０に示す後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１で生じる流れの剥離を抑制するためには、前置翼８Ａの圧力面８Ａ１の後半部と、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１の前半部の翼間に構成される流路幅をなるべく狭めた方が良い。しかしながら前述のように本実施例では、図１０中に記載されている周方向角度γを、多段遠心圧縮機１００の初段が最も大きく、それから下流側段に向かうにつれてγが徐々に小さくなり、最終段で最も小さくなるように前置翼８Ａと後置翼Ｂを構成している。従って、前置翼８Ａの圧力面８Ａ１の後半部と、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１の前半部の翼間に構成される流路の幅は、図１０に示されるように、多段遠心圧縮機１００の初段が最も大きく、それから下流側段に向かうにつれ徐々に小さくなり、最終段で最小となる。これより、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１で生じる流れの剥離は、多段遠心圧縮機１００の初段ほど生じ易く、それから下流側段に向かうにつれ徐々に生じ難くなる。本実施例のように、周方向角度θを、θＦ＞θＭ＞θＬとなるように後置翼８Ｂを構成すれば、多段遠心圧縮機１００の上流側の段ほど、後置翼８Ｂの翼弦長Ｌをより長く確保することができる。これにより、多段遠心圧縮機１００の上流側の段ほど、後置翼８Ｂにおける単位長さ当たりの翼負荷を軽減することができるため、多段遠心圧縮機１００の何れの段においても、後置翼８Ｂの負圧面８Ｂ１で生じる流れの剥離を抑制することが可能となる。
　なお周方向角度θについても、多段遠心圧縮機１００が圧縮する流体のマッハ数が低く、流体の圧縮性の影響が殆ど無視できるような場合には、多段遠心圧縮機１００隣接し合う２つ以上の段で、周方向角度θを同一とする構成としても良い。言い換えれば、初段から見て少なくとも最終段との比較において、初段の周方向角度θを最も大きく、最終段の周方向角度θを最も小さくなるように後置翼８Ｂを構成するようにしても良い。
　以上により、本実施例の遠心圧縮機１００によれば、静止流路の外径を縮小しつつ、効率の維持向上を図ることができるため、コストの低減と運用効率の向上が期待でき、また、外径縮小によって、遠心圧縮機１００の場内における専有面積の低減も可能となる。
　なお、本発明は上述した実施例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、上述した実施例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、必ずしも説明したすべての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換える事が可能であり、また、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加える事も可能である。また、各実施例の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をする事が可能である。　
　例えば、（ａ）前置翼の最大キャンバー位置、（ｂ）前置翼の翼弦長に対する最大キャンバーの比、（ｃ）前置翼の後縁と後置翼の前縁が回転軸中心線を中心として円周方向になす角（周方向角度γ）、（ｄ）後置翼の前縁と後縁が回転軸中心線を中心として円周方向になす角（周方向角度θ）については、（ａ）、（ｃ）、（ｄ）の少なくとも一つの前述した特徴を備えていれば良い。もちろん、（ａ）、（ｃ）、（ｄ）の何れか二つ、又は全ての特徴を備えるようにすることにより、より大きな効果が得られる。
　１…遠心羽根車、４…回転軸、５…ディフューザ、６…リターン流路、７ａ、７ｂ…転向部、８…リターンベーン、８Ａ…リターンベーンの前置翼、８Ａ１…リターンベーンの前置翼の圧力面、８Ａ２…リターンベーンの前置翼の後縁、８Ａ３…リターンベーンの前置翼の前縁、８Ａ４…リターンベーンの前置翼のキャンバーライン、８Ａ５…リターンベーンの前置翼の負圧面、８Ａ６…リターンベーンの前置翼の翼弦線、８Ａ７…リターンベーンの前置翼のキャンバー、８Ａ８…リターンベーンの前置翼の最大キャンバー、８Ｂ…リターンベーンの後置翼、８Ｂ１…リターンベーンの後置翼の負圧面、８Ｂ２…リターンベーンの後置翼の前縁、８Ｂ３…リターンベーンの後置翼の後縁、８Ｂ４…リターンベーンの後置翼の圧力面、９…転向部入口、１０…転向部出口、１２…リターンベーン前縁、１５…吸込流路、１６…吐出流路、１９…ケーシング、２０…ダイヤフラム、２１ａ、２１ｂ…フランジ、１００…多段遠心圧縮機、Ｃ…絶対速度、Ｃｍ…絶対速度の子午面方向成分、Ｃｕ…絶対速度の周方向成分、Ｃｕ２…羽根車出口における流体の絶対速度の周方向成分、Ｈｔｈ…理論ヘッド、Ｌ…翼弦長、Ｕ２…羽根車周速、ｇ…重力加速度、ｌｃ,ｍａｘ…最大キャンバー位置、β…絶対流れ角、βｒｔｖ…後置翼の後縁における羽根角度、θ…リターンベーンの後置翼の前縁と後縁とがなす角、θＦ…多段遠心圧縮機の初段のθ、θＭ…多段遠心圧縮機の初段と最終段の間の中間段のθ、θＬ…多段遠心圧縮機の最終段のθ、γ…回転軸の中心線と前置翼の後縁とを結ぶ直線と、回転軸の中心線と後置翼の前縁とを結ぶ直線とが、円周方向になす角度、γＦ…多段遠心圧縮機の初段のγ、γＭ…多段遠心圧縮機の初段と最終段の間の中間段のγ、γＬ…多段遠心圧縮機の最終段のγ

Claims (15)

  1. 　回転軸と、前記回転軸に取り付けられた複数の遠心羽根車を備え、
    　前記複数の遠心羽根車の一つと、前記一つの遠心羽根車から流出した流体が前記回転軸から離れる遠心方向に流れるディフューザと、前記ディフューザの下流に設けられ、前記ディフューザから前記複数の遠心羽根車の後段の遠心羽根車に流入する前記流体が前記回転軸に向かう戻り方向に流れるリターン流路と、前記ディフューザを流れた前記流体の流れが前記遠心方向から前記回転軸の軸方向に転向し、更に、前記軸方向から前記戻り方向に転向する転向部を備えた遠心圧縮機段が、前記回転軸の軸方向に複数連ねられた多段遠心圧縮機であって、
    　前記リターン流路は、前記回転軸の中心線を中心とする円形翼列状に配設された複数のリターンベーンを備え、
    　前記リターンベーンは、前記リターン流路における前記流体の流れの上流側から下流側に向かって、前置翼と後置翼として複数設置され、
    　前記後置翼の負圧面に前記前置翼の圧力面側の流れを導くように、前記後置翼は前記前置翼の圧力面側に周方向にオフセットして設けられ、
    　前記前置翼の最大キャンバー位置、前記前置翼の後縁と前記後置翼の前縁が前記回転軸の中心線を中心として円周方向になす周方向角度γ、前記後置翼の前縁と後縁が前記回転軸の中心線を中心として円周方向になす周方向角度θの少なくともの何れか一つを多段遠心圧縮機の遠心圧縮機段位置に応じて変更したことを特徴とする多段遠心圧縮機。
  2. 　請求項１に記載の多段遠心圧縮機において、
    　前記リターンベーンのうちで最も上流側の遠心圧縮機段のリターン流路に設けられる前記前置翼の最大キャンバー位置が最も後縁側に位置するとともに、前記リターンベーンのうちで最も下流側の遠心圧縮機段のリターン流路に設けられる前記前置翼の最大キャンバー位置が最も前縁側に位置することを特徴とする多段遠心圧縮機。
  3. 　請求項２に記載の多段遠心圧縮機において、
    　前記前置翼の最大キャンバー位置が下流側の遠心圧縮機段に行くにつれて徐々に前記前置翼の前縁方向に移動することを特徴とする多段遠心圧縮機。
  4. 　請求項２に記載の多段遠心圧縮機において、
    　最も上流側の遠心圧縮機段と最も下流側の遠心圧縮機段の間において、前記前置翼の最大キャンバー位置が下流側の段とその直前の上流側の段とで同一位置にあることを特徴とする多段遠心圧縮機。
  5. 　請求項２乃至４の何れか一項に記載の多段遠心圧縮機において、
    　何れの遠心圧縮機段においても、前記前置翼の最大キャンバー位置が、前記前置翼の翼弦線の後半部にあることを特徴とする多段遠心圧縮機。
  6. 　請求項２乃至４の何れか一項に記載の多段遠心圧縮機において、
    　前記リターンベーンのうちで最も上流側の遠心圧縮機段のリターン流路に設けられる前記前置翼の翼弦長に対する最大キャンバーの比が最も小さく、前記リターンベーンのうちで最も下流側の遠心圧縮機段のリターン流路に設けられる前記前置翼の翼弦長に対する最大キャンバーの比が最も大きくなることを特徴とする多段遠心圧縮機。
  7. 　請求項２乃至４の何れか一項に記載の多段遠心圧縮機において、
    　何れの遠心圧縮機段においても、前記前置翼の最大キャンバー位置が、前記前置翼の翼弦線の後半部にあり、
    　前記リターンベーンのうちで最も上流側の遠心圧縮機段のリターン流路に設けられる前記前置翼の翼弦長に対する最大キャンバーの比が最も小さく、前記リターンベーンのうちで最も下流側の遠心圧縮機段のリターン流路に設けられる前記前置翼の翼弦長に対する最大キャンバーの比が最も大きくなることを特徴とする多段遠心圧縮機。
  8. 　請求項６に記載の多段遠心圧縮機において、
    　前記前置翼の翼弦長に対する最大キャンバーの比が下流側の遠心圧縮機段に行くにつれて徐々に大きくなることを特徴とする多段遠心圧縮機。
  9. 　請求項６に記載の多段遠心圧縮機において、
    　最も上流側の遠心圧縮機段と最も下流側の遠心圧縮機段の間において、前記前置翼の翼弦長に対する最大キャンバーの比が下流側の段とその直前の上流側の段とで同一であることを特徴とする多段遠心圧縮機。
  10. 　請求項１に記載の多段遠心圧縮機において、
    　前記前置翼の後縁と前記後置翼の前縁が前記回転軸の中心線を中心として円周方向になす周方向角度γが、前記リターンベーンのうちで最も上流側の遠心圧縮機段のリターン流路に設けられる前記リターンベーンで最も大きく、前記リターンベーンのうちで最も下流側の遠心圧縮機段のリターン流路に設けられる前記リターンベーンで最も小さいことを特徴とする多段遠心圧縮機。
  11. 　請求項１０に記載の多段遠心圧縮機において、
    　前記周方向角度γが下流側の遠心圧縮機段に行くにつれて徐々に小さくなることを特徴とする多段遠心圧縮機。
  12. 　請求項１０に記載の多段遠心圧縮機において、
    　最も上流側の遠心圧縮機段と最も下流側の遠心圧縮機段の間において、前記周方向角度γが下流側の段とその直前の上流側の段とで同一であることを特徴とする多段遠心圧縮機。
  13. 　請求項１に記載の多段遠心圧縮機において、
    　前記後置翼の前縁と後縁が前記回転軸の中心線を中心として円周方向になす周方向角度θが、前記リターンベーンのうちで最も上流側の遠心圧縮機段のリターン流路に設けられる前記リターンベーンで最も大きく、前記リターンベーンのうちで最も下流側の遠心圧縮機段のリターン流路に設けられる前記リターンベーンで最も小さいことを特徴とする多段遠心圧縮機。
  14. 　請求項１３に記載の多段遠心圧縮機において、
    　前記周方向角度θが下流側の遠心圧縮機段に行くにつれて徐々に小さくなることを特徴とする多段遠心圧縮機。
  15. 　請求項１３に記載の多段遠心圧縮機において、
    　最も上流側の遠心圧縮機段と最も下流側の遠心圧縮機段の間において、前記周方向角度θが下流側の段とその直前の上流側の段とで同一であることを特徴とする多段遠心圧縮機。
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