WO2025215982A1 - 多段遠心ターボ機械 - Google Patents

多段遠心ターボ機械

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WO2025215982A1
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impeller
outlet
diffuser
flow path
return
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PCT/JP2025/008603
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French (fr)
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達哉 宇野
聡允 三浦
祐司 森田
池田　光宏
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Kawasaki Heavy Industries Ltd
Kawasaki Motors Ltd
Original Assignee
Kawasaki Heavy Industries Ltd
Kawasaki Jukogyo KK
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Pending legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/44—Fluid-guiding means, e.g. diffusers

Definitions

  • This disclosure relates to the configuration of a multi-stage centrifugal turbomachine.
  • Centrifugal turbomachines have been known for some time, converting energy between a machine and a fluid by rotating an impeller with the fluid.
  • Examples of centrifugal turbomachines include compressors, blowers, and pumps.
  • Multi-stage centrifugal turbomachines have multiple stages, with each stage consisting of an impeller and a stationary flow path that sends the fluid discharged from the impeller to the impeller of the next stage.
  • Patent Document 1 discloses this type of multi-stage centrifugal turbomachine.
  • the multi-stage centrifugal fluid machine disclosed in Patent Document 1 comprises a rotating shaft, multiple impellers mounted on the rotating shaft, and a stationary flow path that sends fluid discharged from the impeller to the next-stage impeller.
  • the stationary flow path has a diffuser positioned radially outside the impeller, a return bend connected downstream of the diffuser that converts the fluid flow from radially outward to radially inward, and a return vane connected downstream of the return bend that guides the fluid flowing radially inward to the inlet of the next-stage impeller.
  • compressors that can compress low molecular weight gases such as hydrogen and helium at a high pressure ratio.
  • Examples of such compressors being considered include turbo compressors and positive displacement compressors (e.g., reciprocating compressors), which generate pressure by compressing the volume of a sealed gas.
  • turbo compressors can handle larger flow rates than positive displacement compressors, but it is difficult to provide a high pressure ratio.
  • the pressure ratio per stage must be increased.
  • This disclosure has been made in light of the above circumstances, and its purpose is to provide a configuration that can improve the pressure ratio per stage in a multi-stage centrifugal turbomachine.
  • a centrifugal turbomachine includes: A rotation axis; a plurality of stages arranged in the axial direction of the rotary shaft, each stage including an impeller that rotates integrally with the rotary shaft and a stationary flow path that sends fluid discharged from an outlet of the impeller to an inlet of an impeller of a next stage;
  • the stationary flow path includes a diffuser having a plurality of diffuser vanes arranged circumferentially around the rotation axis and radially outward of an outlet of the impeller; a throttle flow path arranged between the outlet of the impeller and an inlet of the diffuser; a return bend connected to the outlet of the diffuser and turning the fluid flow from the radially outward direction to the radially inward direction; a return guide connected to the outlet of the return bend and having a plurality of return guide vanes arranged circumferentially around the rotation axis; and an L-shaped bend connected to the outlet of the return guide and turning
  • This disclosure provides a configuration that can improve the pressure ratio per stage in a multi-stage centrifugal turbomachine.
  • FIG. 1 is a meridian plane view showing the overall configuration of a multi-stage centrifugal turbo compressor according to one embodiment of the present disclosure.
  • FIG. 2 is an enlarged meridian view of a multi-stage centrifugal turbocompressor showing the impellers and stationary flow paths.
  • FIG. 3 is a graph showing the relationship between the ratio of the outer diameter D1 of the stationary flow passage to the outer diameter D2 of the impeller and the polytropic efficiency.
  • a multi-stage centrifugal turbo compressor will be used as an example of a multi-stage centrifugal turbo machine.
  • the configuration of the multi-stage centrifugal turbo machine according to the present disclosure is not limited to compressors, and may also be applied to pumps, blowers, etc.
  • FIG. 1 is a meridian plane view showing the overall configuration of a multi-stage centrifugal turbo compressor 1 according to one embodiment of the present disclosure.
  • the multi-stage centrifugal turbo compressor 1 shown in FIG. 1 comprises a casing 2, a rotating shaft 3 rotatably supported by the casing 2, and a plurality of impellers 4 disposed inside the casing 2 and fixed to the rotating shaft 3.
  • the plurality of impellers 4 are aligned in the axial direction X of the rotating shaft 3.
  • the direction in which the central axis A of the rotating shaft 3 extends is referred to as the "axial direction X”
  • the radial direction relative to the central axis A is referred to as the "radial direction”
  • the direction approaching the central axis A in this radial direction is referred to as the “radial inward direction”
  • the direction moving away from the central axis A in the radial direction is referred to as the “radial outward direction”
  • the circumferential direction centered on the central axis A is referred to as the "circumferential direction.”
  • the casing 2 is provided with an intake passage 22 that draws in fluid and sends it to the first-stage impeller 4, and a discharge passage 23 that discharges the fluid from the final-stage impeller 4 to the outside.
  • the casing 2 also has a stationary passage 5 that sends the fluid discharged from the impeller 4 to the impeller 4 of the next stage.
  • the combination of impellers 4 and stationary passages 5 forms a stage, which is the unit of pressure increase in the multi-stage centrifugal turbo compressor 1.
  • the fluid drawn into the intake passage 22 is pressurized each time it passes through a stage consisting of an impeller 4 and a stationary passage 5, and is discharged to the outside from the discharge passage 23.
  • the passage shape and number of pressure increase stages of the multi-stage centrifugal turbo compressor 1 are merely examples.
  • each impeller 4 of the multi-stage centrifugal turbo compressor 1 has a known structure, including, for example, an impeller hub through which the rotating shaft 3 is inserted, a disk centered on the impeller hub, a plurality of blades arranged on the disk in the circumferential direction around the rotating shaft 3, and a shroud covering the blades.
  • the impeller 4 is a closed type, it may also be an open type in which the shroud is omitted.
  • the impeller 4 has an impeller flow path 40 formed by the disk, the blades, and the shroud, through which the fluid to be compressed passes.
  • the inlet of the impeller flow path 40 (hereinafter referred to as the impeller inlet 41) faces the axial direction X, and the outlet of the impeller flow path 40 (hereinafter referred to as the impeller outlet 42) faces radially outward at the outer periphery of the impeller 4.
  • the fluid is compressed by centrifugal force generated as it passes through the impeller flow path 40 of the rotating impeller 4, and the compressed fluid is discharged radially outward from the impeller outlet 42.
  • the stationary flow path 5 includes a diffuser 51 arranged on the outer periphery of the impeller 4 and a return flow path 52 connected downstream of the diffuser 51.
  • the diffuser 51 reduces the velocity of the fluid pressurized by the impeller 4 and discharged from the impeller outlet 42, thereby increasing the static pressure.
  • the diffuser 51 is a flow path whose cross-sectional area expands radially outward.
  • the diffuser 51 has multiple diffuser vanes 56 arranged circumferentially around the rotating shaft 3. The fluid passes between adjacent diffuser vanes 56. By having the diffuser vanes 56, the diffuser 51 can recover static pressure more quickly than if it did not have the diffuser vanes 56, and can also rectify the flow to suppress unstable flow phenomena (i.e., localized stall).
  • a throttle flow passage 60 is provided between the impeller outlet 42 and the inlet of the diffuser 51 (hereinafter referred to as the diffuser inlet 58).
  • the flow passage cross-sectional area of the diffuser inlet 58 is smaller than the flow passage cross-sectional area of the impeller outlet 42. More specifically, the flow passage cross-sectional area of the annular flow passage centered on the rotation axis 3 of the diffuser inlet 58 is smaller than the flow passage cross-sectional area of the annular flow passage centered on the rotation axis 3 of the impeller outlet 42.
  • the throttle flow passage 60 suddenly reduces the flow passage area of the fluid in the short distance from the impeller outlet 42 to the diffuser inlet 58.
  • the return flow path 52 includes a return bend 53 connected to the outlet of the diffuser 51, a return guide 54 downstream of the return bend 53, and an L-shaped bend 55 downstream of the return guide 54.
  • the outlet of the L-shaped bend 55 is connected to the impeller inlet 41 of the next stage.
  • the return bend 53 has a flow path with a U-shaped meridional plane.
  • the inlet and outlet of the return bend 53 are oriented radially.
  • the point in the return bend 53 where the flow direction begins to change significantly (hereinafter referred to as the "bending point P") is preferably located away from the end of the diffuser vane 56 within the range allowed by the outer diameter D1 of the stationary flow path 5.
  • the outer diameter D1 of the stationary flow path 5 is the distance from the central axis A to the outermost part of the return bend 53.
  • the flow path cross section of the return bend 53 gradually expands from the inlet to the outlet.
  • the return bend 53 is a "long circuitous route" with a larger radius of curvature and a longer flow path.
  • Turning the flow along the shortest route means, for example, that the return bend has a shape that abruptly changes the angle of the flow by 180 degrees, like a hairpin curve.
  • the fluid that flows radially outward into the return bend 53 changes direction as it passes through the return bend 53, flows out radially inward from the return bend 53, and flows into the return guide 54.
  • the return guide 54 has multiple return guide vanes 57 arranged circumferentially around the rotating shaft 3. The fluid passes between adjacent return guide vanes 57.
  • the distance in the axial direction X between the inlet of the return bend 53 and the inlet of the return guide 54 is smaller than the distance in the axial direction X between the inlet of the return bend 53 and the inlet of the return guide 54.
  • the extension direction of the return guide 54 is inclined from the radial direction.
  • the L-shaped bend 55 has a flow path whose meridian cross section is L-shaped.
  • the inlet of the L-shaped bend 55 faces radially, and the outlet of the L-shaped bend 55 faces in the axial direction X. Fluid that flows radially inward into the L-shaped bend 55 changes direction while passing through the L-shaped bend 55, and flows out of the L-shaped bend 55 in the axial direction X.
  • the outer diameter D1 of the stationary flow path 5 is at least 1.8 times the outer diameter D2 of the impeller 4.
  • the outer diameter D2 of the impeller 4 is the distance from the central axis A to the outermost part of the impeller 4.
  • the fluid discharged radially outward from the impeller outlet 42 passes through the throttle flow passage 60 before flowing into the diffuser 51. While passing through the diffuser 51, the fluid is decelerated by the action of the diffuser vanes 56, and flows into the return flow passage 52 with increased static pressure. In the return flow passage 52, the fluid first passes through the return bend 53, thereby redirecting its flow from radially outward to radially inward. Next, while passing through the return guide 54, the return guide vanes 57 remove the swirling velocity component, rectifying the fluid. Next, the fluid passes through the L-shaped bend 55, thereby redirecting its flow from radially inward to the axial direction X. In this way, the fluid that has passed through the stationary flow passage 5 flows into the impeller inlet 41 of the next-stage impeller 4.
  • a wake is generated by the diffuser vane 56 downstream of the diffuser 51.
  • the wake of the diffuser vane 56 has a slower flow velocity than the surrounding area, resulting in a non-uniform flow velocity distribution (i.e., non-uniformity) at the outlet of the diffuser 51.
  • the diffuser 51 is connected to the return bend 53 of the return flow path 52, and if the non-uniformity in the flow velocity distribution at the bend point P of the return bend 53 is large, the pressure loss of the fluid passing through the return bend 53 increases, resulting in a decrease in the performance of the multi-stage centrifugal turbo compressor 1.
  • the non-uniformity in the flow velocity distribution in the stationary flow path 5 is reduced by (i) to (iii) described below, making the stationary flow path 5 a more uniform flow field.
  • the stationary flow path 5 includes a throttle passage 60 provided upstream of a diffuser 51 having a diffuser vane 56.
  • a throttle passage 60 provided upstream of a diffuser 51 having a diffuser vane 56.
  • the circumferential velocity component of the flow is larger than in the case of a low-pressure ratio, and therefore the flow angle at the impeller outlet 42 is smaller than the inlet angle of the flow at which the application of the diffuser vane 56 is expected to be effective. Therefore, the throttle passage 60 provided between the impeller outlet 42 and the diffuser inlet 58 increases the inlet angle of the flow to the diffuser 51 (i.e., the flow angle at the diffuser inlet 58) to a flow angle at which the application of the diffuser vane 56 is expected to be effective.
  • the fluid at the impeller outlet 42 has velocity distortion (i.e., non-uniformity in the flow velocity distribution), and this velocity distortion tends to increase as the pressure ratio increases. Therefore, the velocity distortion of the fluid exiting the impeller outlet 42 is reduced by passing it through the throttle passage 60. By reducing the velocity distortion of the fluid flowing into the diffuser 51, fluid separation in the diffuser 51 is suppressed, proper pressure recovery in the diffuser 51 is promoted, and the velocity distribution caused by the wake at the outlet of the diffuser 51 is suppressed.
  • velocity distortion i.e., non-uniformity in the flow velocity distribution
  • the stationary flow path 5 includes a return bend 53 connected to a diffuser 51 having diffuser vanes 56, and the outer diameter D1 of the stationary flow path 5 is 1.8 times or more the outer diameter D2 of the impeller 4.
  • One indicator of compressor performance is the polytropic efficiency ⁇ p, which represents the ratio of the compressor's workload to the theoretical work.
  • the inventors investigated the relationship between the polytropic efficiency ⁇ p and the radial dimension of the stationary flow path in a compressor capable of compressing low-molecular-weight gases such as hydrogen and helium at a high pressure ratio.
  • the polytropic efficiency ⁇ p can be calculated using the following equation 1.
  • the polytropic efficiency ⁇ p converges to a certain value when (D1/D2) is 1.8 or greater. From this, it is preferable that (D1/D2) be 1.8 or greater. Furthermore, by setting (D1/D2) to 1.8 or greater, the distance between the outlet of the diffuser 51 and the turning point P of the return bend 53 can be increased. In other words, the wake of the diffuser vane 56 is diffused (mixed) before reaching the turning point P of the return bend 53, homogenizing the flow field immediately before entering the turning point P. This reduces the degree of non-uniformity in the flow velocity distribution of the return bend 53 of the stationary flow path 5.
  • the return flow passage 52 of the stationary flow passage 5 includes a return bend 53 connected to a diffuser 51 having a diffuser vane 56.
  • the return bend 53 is a long, detour-like flow passage compared to when the flow is turned along the shortest path. In this embodiment, by making the return bend 53 a detour-like flow passage, the distance in the axial direction X from the inlet of the return bend 53 to the outlet of the return bend 53 is longer than the distance in the axial direction X from the inlet of the return bend 53 to the outlet of the return guide 54.
  • the return bend 53 has an additional flow passage length compared to when the flow is turned along the shortest path, so that the wake of the diffuser vane 56 can be diffused while the fluid passes through the return bend 53. This reduces the degree of non-uniformity in the flow velocity distribution at the inlet of the return guide 54 following the return bend 53.
  • a multi-stage centrifugal turbomachine 1 includes: A rotation axis 3; a plurality of stages arranged in an axial direction X of the rotary shaft 3, each stage including an impeller 4 that rotates integrally with the rotary shaft 3 and a stationary flow path 5 that sends fluid discharged from an outlet of the impeller 4 to an inlet of the impeller 4 of the next stage;
  • the stationary flow path 5 includes a diffuser 51 having a plurality of diffuser vanes 56 arranged in a circumferential direction around the rotation axis 3 radially outside the outlet 42 of the impeller 4, a throttle flow path 60 arranged between the outlet 42 of the impeller 4 and an inlet 58 of the diffuser 51, a return bend 53 connected to the outlet of the diffuser 51 and turning the fluid flow from a radially outward direction to a radially inward direction, a return guide 54 connected to the outlet of the return bend 53 and having a plurality of return guide vanes 57
  • At least one of the multiple stages includes a stationary flow path 5 having an outer diameter 1.8 times or more the outer diameter D2 of the impeller 4, a diffuser vane 56, a throttle flow path 60, and a return bend 53 having a larger radius of curvature and a longer path.
  • the stationary flow path 5 includes a diffuser 51 with a diffuser vane 56, which allows for early recovery of static pressure and suppresses flow instability through a rectifying effect.
  • the pressure ratio up to the outlet of the diffuser 51 can be increased compared to when a vaneless diffuser is included.
  • the outer diameter D1 of the stationary flow path 5 is 1.8 times or more the outer diameter D2 of the impeller 4, which is expected to increase the amount of static pressure recovery. In this way, the multi-stage centrifugal turbomachine 1 is configured to increase the pressure ratio.
  • the present disclosure provides a configuration that can improve the pressure ratio per stage in the multi-stage centrifugal turbomachine 1. Therefore, the configuration of the multi-stage centrifugal turbomachine 1 according to the present disclosure is suitable for application to compressors capable of compressing low molecular weight gases such as hydrogen and helium at a high pressure ratio.

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Abstract

遠心ターボ機械は、回転軸と、回転軸と一体的に回転するインペラと当該インペラの出口から吐き出された流体を次段のインペラの入口へ送る静止流路とを単位段落とし、回転軸の軸方向に並ぶ複数の段落と、を備える。静止流路は、インペラの出口の径方向外側に配置された複数のディフューザベーンを有するディフューザと、インペラの出口とディフューザの入口との間に配置された絞り流路と、ディフューザの出口と接続されたリターンベンドと、リターンベンドの出口と接続されたリターンガイドと、リターンガイドの出口と接続されたＬ字ベンドとを有し、静止流路の外径はインペラの外径の１．８倍以上であり、リターンベンドは最短経路で流れをターンさせる場合と比較して曲率半径が大きく且つ長い経路を有する。

Description

多段遠心ターボ機械
　本開示は、多段遠心ターボ機械の構成に関する。
　従来から、流体でインペラを回転させることによって機械と流体の間でエネルギー変換をする遠心ターボ機械が知られている。遠心ターボ機械として、圧縮機、送風機、ポンプなどが例示される。多段遠心ターボ機械は、インペラと、インペラから吐き出された流体を次段のインペラへ送る静止流路とを単位段落として、多数の段落を備える。例えば、特許文献１には、この種の多段遠心ターボ機械が開示されている。
　特許文献１に開示された多段遠心流体機械は、回転軸と、回転軸に設置された複数のインペラと、インペラから吐き出された流体を次段のインペラへ送る静止流路とを備えている。静止流路は、インペラの径方向外側に配置されたディフューザと、ディフューザの下流に接続され流体の流れを径方向外向きから径方向内向きに変換するリターンベンドと、リターンベンドの下流に接続され径方向内向きに流れる流体を次段のインペラの入口へ導くリターンベーンとを、有する。
特開２０２３－１４５０号公報
　水素やヘリウムなどの分子量の小さい気体を高い圧力比で圧縮できる圧縮機が求められている。このような圧縮機として、ターボ圧縮機と、密封された気体の容積を圧縮し圧力を得る容積圧縮機（例えば、レシプロ圧縮機）とが検討されている。一般に、ターボ圧縮機は、容積圧縮機と比較して、大流量を処理可能であるが、高い圧力比を提供することが難しい。ターボ圧縮機で容積圧縮機と同等の圧力比を提供するためには、一段落あたりの圧力比を大きくする必要がある。
　本開示は以上の事情に鑑みてなされたものであり、その目的は、多段遠心ターボ機械において一段落あたりの圧力比を向上できる構成を提供することにある。
　上記課題を解決するために、本開示の一態様に係る遠心ターボ機械は、
回転軸と、
前記回転軸と一体的に回転するインペラと当該インペラの出口から吐き出された流体を次段のインペラの入口へ送る静止流路とを単位段落とし、前記回転軸の軸方向に並ぶ複数の段落と、を備え、
前記静止流路は、前記インペラの出口の径方向外側に前記回転軸を中心として周方向に並ぶ複数のディフューザベーンを有するディフューザと、前記インペラの出口と前記ディフューザの入口との間に配置された絞り流路と、前記ディフューザの出口と接続されて前記流体の流れを前記径方向外向きから前記径方向内向きに転向するリターンベンドと、前記リターンベンドの出口と接続されて前記回転軸を中心として前記周方向に並ぶ複数のリターンガイドベーンを有するリターンガイドと、前記リターンガイドの出口と接続されて前記流体の流れを前記径方向内向きから前記軸方向に転向するＬ字ベンドとを有し、
前記静止流路の外径は前記インペラの外径の１．８倍以上であり、前記リターンベンドは最短経路で流れをターンさせる場合と比較して曲率半径が大きく且つ長い経路を有するものである。
　本開示によれば、多段遠心ターボ機械において一段落あたりの圧力比を向上できる構成を提供できる。
図１は、本開示の一態様に係る多段遠心ターボ圧縮機の全体構成を示す子午面図である。 図２は、インペラと静止流路を示す多段遠心ターボ圧縮機の拡大子午面図である。 図３は、インペラの外径Ｄ２に対する静止流路の外径Ｄ１の比とポリトロープ効率との関係を示す図表である。
　次に、図面を参照して本開示の実施の形態を説明する。ここでは、多段遠心ターボ機械の一例として、多段遠心ターボ圧縮機を用いて説明する。但し、本開示に係る多段遠心ターボ機械の構成は、圧縮機に限定されず、ポンプ、及び送風機などに適用されてもよい。
　図１は本開示の一態様に係る多段遠心ターボ圧縮機１の全体構成を示す子午面図である。図１に示す多段遠心ターボ圧縮機１は、ケーシング２と、ケーシング２に回転可能に支持された回転軸３と、ケーシング２の内部に配置され回転軸３に固定された複数のインペラ４とを備える。複数のインペラ４は、回転軸３の軸方向Ｘに並んでいる。ここで、回転軸３の中心軸線Ａが延びている方向を「軸方向Ｘ」、中心軸線Ａに対する半径方向を「径方向」、この径方向で中心軸線Ａに近づく向きを「径方向内向き」、径方向で中心軸線Ａから遠ざかる向きを「径方向外向き」、中心軸線Ａを中心とする円周方向を「周方向」と称する。
　ケーシング２には、流体を吸い込んで初段のインペラ４へ送る吸込流路２２と、最終段のインペラ４から流体を外部へ吐き出す吐出流路２３とが設けられている。また、ケーシング２には、インペラ４から出た流体を次段のインペラ４へ送る静止流路５が設けられている。インペラ４と静止流路５の組み合わせにより、多段遠心ターボ圧縮機１の昇圧単位となる段落が構成されている。吸込流路２２へ吸い込まれた流体は、インペラ４と静止流路５からなる段落を通過するごとに昇圧され、吐出流路２３から外部へ吐出される。但し、多段遠心ターボ圧縮機１の流路形状や昇圧段落の数は例示に過ぎない。
　図２は、インペラ４と静止流路５を示す多段遠心ターボ圧縮機１の拡大子午面図である。図２に示すように、多段遠心ターボ圧縮機１の各インペラ４は、既知の構造を有し、例えば、回転軸３が挿通されるインペラハブと、インペラハブを中心とするディスクと、ディスク上に設けられ回転軸３を中心として周方向に並ぶ複数の羽根と、羽根を覆うシュラウドとを有する。なお、インペラ４はクローズド型であるが、シュラウドが省略されたオープン型であってもよい。インペラ４には、ディスクと羽根とシュラウドとによって、圧縮する流体が通過するインペラ流路４０が形成されている。インペラ流路４０の入口（以下、インペラ入口４１と称する）は軸方向Ｘを向いており、インペラ流路４０の出口（以下、インペラ出口４２と称する）はインペラ４の外周において径方向外側へ向いている。流体は回転するインペラ４のインペラ流路４０を通り抜ける際に発生する遠心力によって圧縮され、圧縮された流体はインペラ出口４２から径方向外向きに放射状に吐き出される。
　静止流路５は、インペラ４の外周に配置されたディフューザ５１と、ディフューザ５１の下流に接続された戻り流路５２とを含む。
　ディフューザ５１は、インペラ４で昇圧されてインペラ出口４２から吐き出された流体の速度を低下させ、静圧を増加させる。ディフューザ５１は、径方向外側へ向かって流路断面積が拡大する流路である。ディフューザ５１には、回転軸３を中心として周方向に並ぶ複数のディフューザベーン５６が配置されている。流体は、隣り合うディフューザベーン５６の間を通過する。ディフューザ５１がディフューザベーン５６を有することによって、ディフューザベーン５６を有しない場合と比較して、静圧を早期に回復させることができ、また、流れを整流して不安定流動現象（即ち、局所的な失速）を抑制することができる。
　インペラ出口４２とディフューザ５１の入口（以下、ディフューザ入口５８と称する）との間には、絞り流路６０が設けられている。インペラ出口４２の流路断面積よりもディフューザ入口５８の流路断面積は小さい。詳細には、インペラ出口４２の回転軸３を中心とする環状の流路断面の面積よりも、ディフューザ入口５８の回転軸３を中心とする環状の流路断面の面積の方が小さい。絞り流路６０は、インペラ出口４２からディフューザ入口５８までの短い間で、流体の流路面積を急激に縮小させる。
　戻り流路５２は、ディフューザ５１の出口に接続されたリターンベンド５３と、リターンベンド５３の下流のリターンガイド５４と、リターンガイド５４の下流のＬ字ベンド５５とを含む。Ｌ字ベンド５５の出口は次段のインペラ入口４１と接続されている。
　リターンベンド５３は、子午面形状がＵ字状の流路を有する。リターンベンド５３の入口及び出口は径方向を向いている。リターンベンド５３のうち流れの向きが大きな変化を開始する箇所（以下、「曲がり点Ｐ」と称する）は、静止流路５の外径Ｄ１により許容される範囲内でディフューザベーン５６の終端から離れていることが好ましい。ここで、静止流路５の外径Ｄ１とは、中心軸線Ａからリターンベンド５３の最も外周に位置する部分までの距離である。
　リターンベンド５３の流路断面は入口から出口へ向けて徐々に拡大している。リターンベンド５３は、最短経路で流れをターンさせる場合と比較して、曲率半径が大きく且つ流路の長い「大回り経路」となっている。最短経路で流れをターンさせる場合とは、例えば、リターンベンドがヘアピンカーブのように流れの角度を急激に１８０°転換させるような形状を有する場合である。大回り経路のリターンベンド５３では、最短経路の場合と比較して、リターンベンド５３の入口から出口までの流路断面積の拡大率を増加することが可能であり、これにより、静圧回復量の増加が見込める。また、大回り経路のリターンベンド５３では、最短経路の場合と比較して、流れの剥離を抑制でき、圧力損失を低減できる。
　リターンベンド５３へ径方向外向きに流入した流体は、リターンベンド５３を通過する間に転向し、リターンベンド５３から径方向内向きに流出し、リターンガイド５４へ流入する。リターンガイド５４には、回転軸３を中心として周方向に並ぶ複数のリターンガイドベーン５７が配置されている。流体は、隣り合うリターンガイドベーン５７の間を通過する。リターンベンド５３の入口とリターンガイド５４の入口との軸方向Ｘの距離よりも、リターンベンド５３の入口とリターンガイド５４の出口との軸方向Ｘの距離は小さい。つまり、子午面形状において、リターンガイド５４の延伸方向は径方向から傾いている。
　Ｌ字ベンド５５は、子午断面形状がＬ字状の流路を有する。Ｌ字ベンド５５の入口は径方向を向いており、Ｌ字ベンド５５の出口は軸方向Ｘを向いている。Ｌ字ベンド５５へ径方向内向きに流入した流体は、Ｌ字ベンド５５を通過する間に転向し、Ｌ字ベンド５５から軸方向Ｘへ流れ出る。
　静止流路５の外径Ｄ１は、インペラ４の外径Ｄ２の１．８倍以上である。ここで、インペラ４の外径Ｄ２は、中心軸線Ａからインペラ４の最も外周に位置する部分までの距離である。静止流路５の外径Ｄ１をインペラ４の外径Ｄ２の１．８倍以上とすることにより、多段遠心ターボ圧縮機１に容積型圧縮機と同等の圧力比の提供が実現可能となる。静止流路５の外径Ｄ１の上限は特に定めないが、静止流路５の外径Ｄ１が大きくなると多段遠心ターボ圧縮機１全体が巨大化したり回転軸３の軸受への負荷が大きくなったりすることから、静止流路５の外径Ｄ１は、インペラ４の外径Ｄ２の２．２倍以下が好ましい。
　上記構成の静止流路５では、インペラ出口４２から径方向外向きに吐き出された流体は、絞り流路６０を通過してからディフューザ５１へ流入する。流体は、ディフューザ５１を通過する間にディフューザベーン５６の作用によって減速し、静圧が増加した状態で、戻り流路５２へ流入する。戻り流路５２では、流体は、先ず、リターンベンド５３を通過することによって、流れを径方向外向きから径方向内向きに転向する。次に、流体は、リターンガイド５４を通過する間にリターンガイドベーン５７の作用によって旋回速度成分が除去され、整流される。続いて、流体は、Ｌ字ベンド５５を通過することによって、流れを径方向内向きから軸方向Ｘに転向する。このように、静止流路５を通過した流体は、次段のインペラ４のインペラ入口４１へ流入する。
　ディフューザ５１の下流では、ディフューザベーン５６によって後流（wake）が生じる。ディフューザベーン５６の後流は周囲と比較して流速が遅く、ディフューザ５１の出口で流速の分布（即ち、非一様性）をもたらす。ディフューザ５１は戻り流路５２のリターンベンド５３と接続されており、リターンベンド５３の曲がり点Ｐで流速分布の不均一度合が大きいと、リターンベンド５３を通過する流体の圧力損失が増加し、多段遠心ターボ圧縮機１の性能の低下をもたらす。そこで、本開示に係る多段遠心ターボ圧縮機１では、以下に説明する（ｉ）乃至（iii）によって、静止流路５の流速分布の不均一度合を抑え、静止流路５をより一様な流れ場としている。
（ｉ）静止流路５は、ディフューザベーン５６を有するディフューザ５１の上流に設けられた絞り流路６０を備える。高圧力比用途のインペラ４の場合、低圧力比の場合と比較して流れの周方向速度成分が大きいために、インペラ出口４２の流れ角はディフューザベーン５６の適用効果が期待される流れの流入角よりも小さい。そこで、インペラ出口４２とディフューザ入口５８の間に設けられた絞り流路６０によって、ディフューザ５１への流れの流入角（即ち、ディフューザ入口５８の流れ角）をディフューザベーン５６の適用効果が望める流れ角まで大きくしている。また、インペラ出口４２の流体は速度歪み（即ち、流速分布の不均一）を有し、その速度歪みは圧力比が高くなるほど大きくなる傾向がある。そこで、インペラ出口４２から出た流体の速度歪みを、絞り流路６０を通過させることによって低減させる。ディフューザ５１へ流入する流体の速度歪みの低減によって、ディフューザ５１での流体の剥離が抑制され、ディフューザ５１での適切な圧力回復が促進され、ディフューザ５１の出口での後流に起因する速度分布が抑えられる。
（ii）静止流路５は、ディフューザベーン５６を有するディフューザ５１に接続されたリターンベンド５３を含み、静止流路５の外径Ｄ１はインペラ４の外径Ｄ２の１．８倍以上である。圧縮機の性能を表す指標の一つとして、圧縮機の仕事量と理論仕事の比を表すポリトロープ効率ηpが挙げられる。発明者らは、水素やヘリウムなどの分子量の小さい気体を高い圧力比で圧縮できる圧縮機において、ポリトロープ効率ηpと静止流路の径方向の寸法との関係を調べた。ポリトロープ効率ηpは次の数１で求め得る。
　上記数１において、インペラ４の外径Ｄ２に対する静止流路５の外径Ｄ１の比（Ｄ１／Ｄ２）をパラメータとし、（Ｄ１/Ｄ２）を１．５から２．２の間で０．１刻みで変化させてポリトロープ効率ηpを求めた。図３は、ポリトロープ効率ηpの演算結果を示す図表である。図３に示すように、（Ｄ１/Ｄ２）が１．８までは（Ｄ１/Ｄ２）の増加に伴いポリトロープ効率ηpが増加するが、（Ｄ１/Ｄ２）が１．８以上では（Ｄ１/Ｄ２）が増加してもポリトロープ効率ηpは殆ど変化しない。つまり、（Ｄ１/Ｄ２）が１．８以上ではポリトロープ効率ηpが或る値に収束することが分かった。このことから、（Ｄ１/Ｄ２）は１．８以上であることが好ましい。更に、（Ｄ１/Ｄ２）が１．８以上であることにより、ディフューザ５１の出口とリターンベンド５３の曲がり点Ｐとの距離を長くとることができる。つまり、ディフューザベーン５６の後流が、リターンベンド５３の曲がり点Ｐに至るまでに拡散（ミキシング）され、曲がり点Ｐに入る直前の流れ場が一様化される。これにより、静止流路５のリターンベンド５３の流速分布の不均一度合が抑制される。
（iii）静止流路５の戻り流路５２は、ディフューザベーン５６を有するディフューザ５１に接続されたリターンベンド５３を含み、リターンベンド５３は最短経路で流れをターンさせる場合と比較して、経路の長い大回り流路となっている。本実施形態においては、リターンベンド５３を大回り流路とすることにより、リターンベンド５３の入口からリターンベンド５３の出口までの軸方向Ｘの距離は、リターンベンド５３の入口からリターンガイド５４の出口までの軸方向Ｘの距離よりも大きい。このように、リターンベンド５３が、最短経路で流れをターンさせる場合と比較して余分な流路長さを有することで、流体がリターンベンド５３を通過する間にディフューザベーン５６の後流を拡散させることができる。これにより、リターンベンド５３に続くリターンガイド５４の入口の流速分布の不均一の程度が抑制される。
〔総括〕
　本開示の第１の項目に係る多段遠心ターボ機械１は、
回転軸３と、
回転軸３と一体的に回転するインペラ４とインペラ４の出口から吐き出された流体を次段のインペラ４の入口へ送る静止流路５とを単位段落とし、回転軸３の軸方向Ｘに並ぶ複数の段落と、を備え、
静止流路５は、インペラ４の出口４２の径方向外側で回転軸３を中心として周方向に並ぶ複数のディフューザベーン５６を有するディフューザ５１と、インペラ４の出口４２とディフューザ５１の入口５８との間に配置された絞り流路６０と、ディフューザ５１の出口と接続されて流体の流れを径方向外向きから径方向内向きに転向するリターンベンド５３と、リターンベンド５３の出口と接続されて回転軸３を中心として周方向に並ぶ複数のリターンガイドベーン５７を有するリターンガイド５４と、リターンガイド５４の出口と接続されて流体の流れを径方向内向きから軸方向Ｘに転向するＬ字ベンド５５とを有し、
静止流路５の外径Ｄ１はインペラ４の外径Ｄ２の１．８倍以上であり、
リターンベンド５３は、最短経路で流れをターンさせる場合と比較して曲率半径が大きく且つ長い経路を有する。なお、複数の段落のうち少なくとも１つの段落（望ましくは、全ての段落）は、インペラ４の外径Ｄ２の１．８倍以上の外径、ディフューザベーン５６、絞り流路６０、及び、曲率半径が大きく且つ長い経路を有するリターンベンド５３の組み合わせを有する静止流路５を備える。
　上記構成の多段遠心ターボ機械１では、静止流路５がディフューザベーン５６を有するディフューザ５１を含むことにより、静圧が早期に回復され、整流効果により不安定流動現象が抑制される結果、ベーンレスディフューザを含む場合と比較して、ディフューザ５１の出口までの圧力比を高くできる。更に、多段遠心ターボ機械１は、静止流路５の外径Ｄ１がインペラ４の外径Ｄ２の１．８倍以上であることにより、静圧回復量の増加が見込まれる。このように多段遠心ターボ機械１は圧力比を高める構成を備える。そのうえ、ディフューザベーン５６に起因して大きくなり得る流速分布の不均一度合は、静止流路５に設けられた絞り流路６０、及び、大回り経路のリターンベンド５３の作用によって抑制され、静止流路５を流れる流体の圧力損失が抑えられている。これにより、本開示によれば、多段遠心ターボ機械１において一段落あたりの圧力比を向上できる構成を提供できる。そのため、本開示に係る多段遠心ターボ機械１の構成は、水素やヘリウムなどの分子量の小さい気体を高い圧力比で圧縮できる圧縮機への適用に好適である。
　以上の本開示の議論は、例示及び説明の目的で提示されたものであり、本開示を本明細書に開示される形態に限定することを意図するものではない。例えば、前述の詳細な説明では、本開示の様々な特徴は、本開示を合理化する目的で１つの実施形態に纏められているが、複数の特徴のうち幾つかが組み合わされてもよい。また、本開示に含まれる複数の特徴は、上記で論じたもの以外の代替の実施形態、構成、又は態様に組み合わされてもよい。

Claims (1)

  1. 　回転軸と、
    　前記回転軸と一体的に回転するインペラと当該インペラの出口から吐き出された流体を次段のインペラの入口へ送る静止流路とを単位段落とし、前記回転軸の軸方向に並ぶ複数の段落と、を備え、
    　前記静止流路は、前記インペラの出口の径方向外側で前記回転軸を中心として周方向に並ぶ複数のディフューザベーンを有するディフューザと、前記インペラの出口と前記ディフューザの入口との間に配置された絞り流路と、前記ディフューザの出口と接続されて前記流体の流れを前記径方向外向きから前記径方向内向きに転向するリターンベンドと、前記リターンベンドの出口と接続されて前記回転軸を中心として前記周方向に並ぶ複数のリターンガイドベーンを有するリターンガイドと、前記リターンガイドの出口と接続されて前記流体の流れを前記径方向内向きから前記軸方向に転向するＬ字ベンドとを有し、
    　前記静止流路の外径は前記インペラの外径の１．８倍以上であり、
    　前記リターンベンドは最短経路で流れをターンさせる場合と比較して曲率半径が大きく且つ長い経路を有する、
    多段遠心ターボ機械。
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