JP2008163820A - Centrifugal compressor - Google Patents

Centrifugal compressor Download PDF

Info

Publication number
JP2008163820A
JP2008163820A JP2006353656A JP2006353656A JP2008163820A JP 2008163820 A JP2008163820 A JP 2008163820A JP 2006353656 A JP2006353656 A JP 2006353656A JP 2006353656 A JP2006353656 A JP 2006353656A JP 2008163820 A JP2008163820 A JP 2008163820A
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
impeller
hub
shroud
angle
blade
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Pending
Application number
JP2006353656A
Other languages
Japanese (ja)
Inventor
Masayoshi Otsuka
正義 大塚
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Central R&D Labs Inc
Original Assignee
Toyota Central R&D Labs Inc
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Central R&D Labs Inc filed Critical Toyota Central R&D Labs Inc
Priority to JP2006353656A priority Critical patent/JP2008163820A/en
Publication of JP2008163820A publication Critical patent/JP2008163820A/en
Pending legal-status Critical Current

Links

Images

Landscapes

  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To expand the operational range of a centrifugal compressor while keeping a drop of compression ratio small. <P>SOLUTION: Outlet blade angle &theta;s to a tangential direction of an impeller rotation circumference of a shroud side at a fluid outlet of an impeller is kept smaller than outlet blade angle &theta;h to a tangential direction of an impeller rotation circumference of a hub side at the fluid outlet of the impeller. Flow out angles &alpha;h and &alpha;s of fluid in the shroud side and the hub side of the impeller are kept in roughly same angle. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&amp;INPIT

Description

本発明は、遠心圧縮機のインペラの構造に関する。   The present invention relates to a structure of an impeller of a centrifugal compressor.

気体を圧縮するための圧縮機の一つとして遠心圧縮機１０が知られている。従来の遠心圧縮機１０は、例えば、図６に示すように、インペラ１１が取り付けられた回転軸１２と回転軸１２を回転自在に支持するハウジング１４とシュラウド１５とスクロール１７とを備えている。インペラ１１は、回転軸１２に嵌まり込んでいる円筒形部分と円筒形部分から半径方向に延びた円板状部分とを持つハブ１３と、ハブ１３に固定される回転翼１９とを備えている。回転翼１９は、内周側から外周側に延びた複数の翼で構成されている。シュラウド１５はインペラ１１の回転翼１９との間に微小な隙間を空けて、その内面形状が回転翼１９の外形に沿った形状となっている。各回転翼１９とハブ１３とシュラウド１５によって囲まれる領域は流体の流路を構成する。   A centrifugal compressor 10 is known as one of compressors for compressing gas. For example, as shown in FIG. 6, the conventional centrifugal compressor 10 includes a rotating shaft 12 to which an impeller 11 is attached, a housing 14 that rotatably supports the rotating shaft 12, a shroud 15, and a scroll 17. The impeller 11 includes a hub 13 having a cylindrical portion fitted on the rotary shaft 12, a disk-shaped portion extending radially from the cylindrical portion, and a rotary blade 19 fixed to the hub 13. Yes. The rotary blade 19 is composed of a plurality of blades extending from the inner peripheral side to the outer peripheral side. The shroud 15 has a minute gap between the impeller 11 and the rotor blade 19, and the inner surface shape thereof conforms to the outer shape of the rotor blade 19. A region surrounded by each rotor blade 19, the hub 13, and the shroud 15 constitutes a fluid flow path.

シュラウド１５はインペラ１１への流体吸い込み側には吸い込み口１６を備え、インペラ１１の流体出口側には、インペラ１１を通った流体の圧力回復を行うディフューザ１８とスクロール１７を備えている。ディフューザ１８はインペラ１１出口に設けられた半径方向に向かった平行流路であり、流路の中に複数の静翼３１を備えている。静翼３１はインペラ１１からディフューザ１８に入る流体の方向に沿うように設けられている。スクロール１７はディフューザ１８の複数の静翼３１の間の流路から吐出された流体を集合させる渦巻状の管路である（例えば、特許文献１参照）。   The shroud 15 includes a suction port 16 on the fluid suction side of the impeller 11, and includes a diffuser 18 and a scroll 17 that recovers the pressure of the fluid that has passed through the impeller 11 on the fluid outlet side of the impeller 11. The diffuser 18 is a parallel flow path provided in the outlet of the impeller 11 and directed in the radial direction, and includes a plurality of stationary blades 31 in the flow path. The stationary blade 31 is provided along the direction of the fluid that enters the diffuser 18 from the impeller 11. The scroll 17 is a spiral pipe that collects fluid discharged from the flow path between the plurality of stationary blades 31 of the diffuser 18 (see, for example, Patent Document 1).

図６に示す遠心圧縮機１０の中の流体の流れについて説明する。吸い込み口１６から遠心圧縮機１０に吸い込まれた流体は、インペラ１１に吸い込まれる。そして、インペラ１１に設けられた複数の回転翼１９とハブ１３とシュラウド１５によって構成される流路を流れていく。この流路は、入口側は回転軸１２と同軸方向であるが、下流に向かうに従って、ハブ１３の流体側面に従って半径方向に流れの方向が変化していく流路である。回転翼１９が回転軸１２によって回転し、この流路内部を流れる流体に回転力を与え、その回転力によって流体は回転しながらインペラ１１の流路に沿って半径方向に向かって流れていく。そして、流体はインペラ１１から吐出され、ディフューザ１８に流入する。ディフューザによって減速されて、圧力回復した流体はスクロール１７に流入する。スクロール１７には複数の静翼３１によって構成されている複数のディフューザ１８の流路を通った流体が集合され、更に圧力が回復されて吐出口から外部に吐出される。   The flow of fluid in the centrifugal compressor 10 shown in FIG. 6 will be described. The fluid sucked into the centrifugal compressor 10 from the suction port 16 is sucked into the impeller 11. And it flows through the flow path comprised by the some rotary blade 19 provided in the impeller 11, the hub 13, and the shroud 15. FIG. This flow path is a flow path in which the direction of flow changes in the radial direction along the fluid side surface of the hub 13 toward the downstream, although the inlet side is coaxial with the rotary shaft 12. The rotating blade 19 is rotated by the rotating shaft 12 to apply a rotational force to the fluid flowing in the flow path, and the fluid flows in the radial direction along the flow path of the impeller 11 while rotating by the rotational force. Then, the fluid is discharged from the impeller 11 and flows into the diffuser 18. The fluid that has been decelerated by the diffuser and recovered in pressure flows into the scroll 17. In the scroll 17, the fluid that has passed through the flow paths of the plurality of diffusers 18 constituted by the plurality of stationary blades 31 is collected, and the pressure is recovered and discharged from the discharge port to the outside.

このような遠心圧縮機１０のインペラ１１の出口における流速分布を図７に示す。インペラ１１に吸い込まれた流体はハブ１３に沿ってその流れの方向が軸方向から半径方向に変わっていく。この流れの方向を子午面方向という。インペラ１１の出口においては、子午面方向は半径方向となっている。この流れの方向が変化していく際に、流体は遠心力によってハブ１３の側に押し付けられるので、インペラ１１内の流路のハブ１３に近い側は流量が多く流速も早いが、逆のシュラウド１５に近い側は流量が少なく、流速も遅くなっている。このため、図７に示すように、インペラ１１出口においては両方の壁面に接する部分の流速は壁面との摩擦により減速され中央より低くなっているが、壁面より離れた流体が流れている部分では、ハブ側子午面方向速度Ｖｈのほうがシュラウド側子午面方向速度Ｖｓよりも大きくなっている。   A flow velocity distribution at the outlet of the impeller 11 of the centrifugal compressor 10 is shown in FIG. The direction of the flow of the fluid sucked into the impeller 11 changes from the axial direction to the radial direction along the hub 13. This flow direction is called the meridional direction. At the exit of the impeller 11, the meridional direction is the radial direction. When the flow direction changes, the fluid is pressed against the hub 13 by centrifugal force. Therefore, the flow path in the impeller 11 near the hub 13 has a high flow rate and a high flow speed, but the reverse shroud. On the side close to 15, the flow rate is small and the flow rate is slow. For this reason, as shown in FIG. 7, at the outlet of the impeller 11, the flow velocity of the portion in contact with both wall surfaces is reduced by friction with the wall surface and is lower than the center, but in the portion where fluid away from the wall surface flows. The hub side meridional surface direction velocity Vh is larger than the shroud side meridional surface direction velocity Vs.

図８に示すように、インペラ１１は回転軸に固定されており、所定の回転数によって回転し、その流体出口、あるいはインペラ１１の先端の回転方向速度はｕとなっている。インペラ１１の複数の回転翼１９の間に形成された流体流路を流れる流体のインペラ１１の出口での流れの方向は、回転翼１９の出口の方向となっている。そしてハブ側子午面方向速度Ｖｈのほうがシュラウド側子午面方向速度Ｖｓよりも大きくなっていることから、ハブ側の回転翼１９に沿った方向のハブ側出口流速Ｗｈはシュラウド側の回転翼１９に沿った方向のシュラウド側出口流速Ｗｓよりも速くなっている。インペラ１１の回転速度はハブ側もシュラウド側も同じｕであることから、インペラ１１の流路内の流体はいずれもインペラ１１の回転方向に周速ｕをもって移動している。このことからインペラ１１の内部の回転翼１９に沿った方向のハブ側出口流速Ｗｈ，シュラウド側出口流速Ｗｓと回転方向の周速ｕとを合成したハブ側、シュラウド側のそれぞれの合成速度ベクトルＣｈ，Ｃｓは、図８に示すように各方向がずれることとなる。そして、シュラウド側の合成速度ベクトルＣｓのインペラ回転円周の接線方向に対する角度であるシュラウド側流出角αｓは、ハブ側の合成速度ベクトルＣｈのインペラ回転円周の接線方向に対する角度であるハブ側流出角αｈよりも小さくなる。これによって、シュラウド側の流れは静翼３１に対する迎え角が大きくなり、シュラウド側でサージ現象が発生しやすく作動領域が狭くなるという問題があった。   As shown in FIG. 8, the impeller 11 is fixed to a rotating shaft and rotates at a predetermined rotational speed, and the rotational speed of the fluid outlet or the tip of the impeller 11 is u. The direction of the flow of the fluid flowing through the fluid flow path formed between the plurality of rotor blades 19 of the impeller 11 at the outlet of the impeller 11 is the direction of the outlet of the rotor blade 19. Since the hub side meridional surface direction velocity Vh is larger than the shroud side meridional surface direction velocity Vs, the hub side outlet flow velocity Wh in the direction along the hub side rotor blade 19 is applied to the shroud side rotor blade 19. It is faster than the shroud side outlet flow velocity Ws in the direction along. Since the rotational speed of the impeller 11 is the same u on both the hub side and the shroud side, the fluid in the flow path of the impeller 11 moves with a circumferential speed u in the rotational direction of the impeller 11. From this, the hub-side outlet flow velocity Wh in the direction along the rotor blade 19 inside the impeller 11, the shroud-side outlet flow velocity Ws and the circumferential speed u in the rotation direction are combined, and the combined velocity vectors Ch on the hub side and the shroud side. , Cs are shifted in each direction as shown in FIG. The shroud-side outflow angle αs, which is the angle of the shroud-side composite speed vector Cs with respect to the tangential direction of the impeller rotation circumference, is the hub-side outflow, which is the angle of the hub-side composite speed vector Ch with respect to the tangential direction of the impeller rotation circumference. It becomes smaller than the angle αh. As a result, the angle of attack of the flow on the shroud side with respect to the stationary blade 31 is increased, and a surge phenomenon is likely to occur on the shroud side, resulting in a problem that the operating region is narrowed.

そこで、このような問題を解決するために特許文献１に記載された従来技術では、ディフューザ１８の静翼３１のハブ側とシュラウド側との取付角度を変更することによってサージ現象の発生を低減するようにしている。しかし、ディフューザ１８の静翼３１は、複数の翼列を一体として製造することが多いことから、このようにハブ側とシュラウド側において入口角度を変更する構造は、製造に手間がかかるという問題があった。   Therefore, in order to solve such a problem, the conventional technique described in Patent Document 1 reduces the occurrence of a surge phenomenon by changing the mounting angle between the hub side and the shroud side of the stationary blade 31 of the diffuser 18. I am doing so. However, since the stationary blade 31 of the diffuser 18 is often manufactured by integrating a plurality of blade rows, the structure in which the inlet angle is changed on the hub side and the shroud side in this way is troublesome to manufacture. there were.

特開２００４−２７９３２号公報JP 2004-27932 A

一方、上記の問題を解決するために、インペラ１１の回転円周の接線方向に対する出口角度を小さくしてシュラウド側の合成速度ベクトルＣｓの方向が静翼３１に対して適切な迎え角となるようにすることが考えられる。このようにすることによってディフューザ１８のシュラウド側におけるサージの発生は減少するものの、インペラ１１の回転円周の接線方向に対する出口翼角を全体に小さくすることによって圧力比が低下してしまうという問題がある。   On the other hand, in order to solve the above problem, the exit angle with respect to the tangential direction of the rotation circumference of the impeller 11 is reduced so that the direction of the combined velocity vector Cs on the shroud side becomes an appropriate angle of attack with respect to the stationary blade 31. Can be considered. Although this reduces the occurrence of surge on the shroud side of the diffuser 18, there is a problem that the pressure ratio is lowered by reducing the exit blade angle with respect to the tangential direction of the rotation circumference of the impeller 11 as a whole. is there.

本発明は、遠心圧縮機の圧縮比の低下量を抑えつつ作動領域を広げることを目的とする。   An object of the present invention is to widen the operating range while suppressing a decrease in the compression ratio of the centrifugal compressor.

本発明の遠心圧縮機は、インペラとディフューザとを有する遠心圧縮機において、インペラの流体出口におけるシュラウド側のインペラ回転円周の接線方向に対する翼の角度は、インペラの流体出口におけるハブ側のインペラ回転円周の接線方向に対する翼の角度よりも小さくなっていることを特徴とする。また、本発明の遠心圧縮機においては、インペラのシュラウド側とハブ側との流体の流出角が略同一角度となっていること、としても好適であるし、インペラの流体出口におけるシュラウド側のインペラ回転円周の接線方向に対する翼の角度は、インペラの流体出口におけるハブ側のインペラ回転円周の接線方向に対する翼の角度よりも１０度以上小さくなっていること、としても好適である。   The centrifugal compressor of the present invention is a centrifugal compressor having an impeller and a diffuser, and the angle of the blade with respect to the tangential direction of the impeller rotation circumference on the shroud side at the fluid outlet of the impeller is the rotation of the impeller on the hub side at the fluid outlet of the impeller. It is smaller than the angle of the wing with respect to the tangential direction of the circumference. In the centrifugal compressor of the present invention, it is preferable that the fluid outflow angles of the shroud side and the hub side of the impeller are substantially the same angle, and the shroud side impeller at the fluid outlet of the impeller It is also preferable that the blade angle with respect to the tangential direction of the rotation circumference is 10 degrees or more smaller than the angle of the blade with respect to the tangential direction of the impeller rotation circumference on the hub side at the fluid outlet of the impeller.

本発明は、遠心圧縮機の圧縮比の低下量を抑えつつ作動領域を広げることができるという効果を奏する。   The present invention has an effect that the operating region can be expanded while suppressing the amount of decrease in the compression ratio of the centrifugal compressor.

以下、図面を参照しながら本発明の好適な実施形態について説明する。図１に示すように、本実施形態の遠心圧縮機１０は、インペラ１１と、インペラ１１が取り付けられた回転軸１２と、回転軸１２を回転自在に支持する図示しないハウジングと、インペラ１１の回転面に沿って微小隙間を空けて設けられたシュラウド１５と、複数の静翼３１を備えてインペラ１１を通った流体の圧力回復を行うディフューザ１８と、ディフューザ１８から吐出された流体を集合させる渦巻状の管路であるスクロール１７と、を備えている。   Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. As shown in FIG. 1, the centrifugal compressor 10 of the present embodiment includes an impeller 11, a rotating shaft 12 to which the impeller 11 is attached, a housing (not shown) that rotatably supports the rotating shaft 12, and rotation of the impeller 11. A shroud 15 provided with a minute gap along the surface, a diffuser 18 provided with a plurality of stationary blades 31 for pressure recovery of fluid passing through the impeller 11, and a spiral for collecting fluid discharged from the diffuser 18 And a scroll 17 that is a pipe-like line.

インペラ１１は回転軸１２に固定され、回転軸方向から半径方向に向かって流路を変化させていくハブ１３とハブ１３に固定された回転翼１９とを有している。回転翼１９のハブ１３に固定された側が回転翼１９のハブ側端２３であり、シュラウド１５の側にある開放端がシュラウド側端２１である。回転翼１９のシュラウド側端２１のハブ１３と対向する面には微小に隙間を空けてシュラウド１５が設けられており、回転翼１９とハブ１３とシュラウド１５によって流体流路が構成される。回転翼１９はシュラウド１５の吸い込み口１６から軸方向に吸い込んだ流体を半径方向に向かって効率よく吐出することができるように各回転翼１９は流体入口から出口に向かってねじられている。各回転翼１９の高さは、流体入口から流体出口に向かって流路幅となる回転翼１９の直径が大きくなっていくことに反比例して、次第に低くなり、流体入口から出口に向かって略一定の流路面積となるように構成されている。   The impeller 11 is fixed to the rotating shaft 12, and includes a hub 13 that changes the flow path from the rotating shaft direction toward the radial direction, and a rotary blade 19 fixed to the hub 13. The side of the rotor blade 19 fixed to the hub 13 is the hub side end 23 of the rotor blade 19, and the open end on the shroud 15 side is the shroud side end 21. A shroud 15 is provided on the surface of the rotor blade 19 facing the hub 13 at the shroud side end 21 with a minute gap, and the rotor blade 19, the hub 13 and the shroud 15 constitute a fluid flow path. Each rotor blade 19 is twisted from the fluid inlet to the outlet so that the rotor 19 can efficiently discharge the fluid sucked in the axial direction from the suction port 16 of the shroud 15 in the radial direction. The height of each rotor blade 19 gradually decreases in inverse proportion to the diameter of the rotor blade 19 that becomes the flow path width from the fluid inlet toward the fluid outlet, and substantially decreases from the fluid inlet toward the outlet. It is comprised so that it may become a fixed channel area.

図２に本実施形態のインペラ１１を吸い込み側から見た図を示す。図２に示すように、ハブ１３に取り付けられた各回転翼１９は流体入口側から出口側に向かって次第にその翼高さが低くなっている。また、各回転翼１９は回転方向に対して反対側に向かって湾曲するように構成され、インペラ１１の回転数、外径、各回転翼１９のインペラ１１の回転円周の接線方向に対する翼の角度である出口翼角によって所定の圧力比と流量が出るように構成されている。   The figure which looked at the impeller 11 of this embodiment from the suction side in FIG. 2 is shown. As shown in FIG. 2, each blade 19 attached to the hub 13 gradually decreases in height from the fluid inlet side toward the outlet side. Further, each rotor blade 19 is configured to bend toward the opposite side with respect to the rotation direction, and the rotation speed of the impeller 11, the outer diameter, and the blade blades with respect to the tangential direction of the rotation circumference of the impeller 11 of each rotor blade 19. A predetermined pressure ratio and flow rate are configured to be output by an outlet blade angle that is an angle.

図３に本発明の回転翼１９の斜視図を示し、図４には回転翼１９の先端部の平面を示す。図３、４において、矢印は回転翼１９及びハブ１３の回転方向を示している。図３、４に示すように、回転翼１９は根元から先端に向かってねじれてきている。そして回転翼１９の先端部においては、回転翼１９のシュラウド側端２１はハブ側端２３に対して回転方向の後ろ側に向かって倒れるように構成され、流体出口におけるインペラ回転円周の接線方向に対するシュラウド側出口翼角θｓは、流体出口におけるインペラ回転円周の接線方向に対するハブ側出口翼角θｈよりも小さくなっている。   FIG. 3 shows a perspective view of the rotor blade 19 of the present invention, and FIG. 4 shows a plan view of the tip of the rotor blade 19. 3 and 4, the arrows indicate the rotation directions of the rotary blade 19 and the hub 13. As shown in FIGS. 3 and 4, the rotary blade 19 is twisted from the root toward the tip. At the tip of the rotor blade 19, the shroud side end 21 of the rotor blade 19 is configured to tilt toward the rear side in the rotational direction with respect to the hub side end 23, and the tangential direction of the impeller rotation circumference at the fluid outlet The shroud-side outlet blade angle θs is smaller than the hub-side outlet blade angle θh with respect to the tangential direction of the impeller rotation circumference at the fluid outlet.

ハブ側出口翼角θｈとシュラウド側出口翼角θｓとはそれぞれの遠心圧縮機の設計条件などによって選択されるが、ハブ側出口翼角θｈとシュラウド側出口翼角θｓとの差は１０度以上であることが望ましい。例えば、θｈ＝５５度、θｓ＝４５度、のように構成することも好適である。また、回転翼１９の先端部は、ハブ側端２３はハブ１３に略直角に取り付けられており、ハブ側端２３からシュラウド側端２１に向かって回転方向に向かって倒れるような曲面として構成してもよいし、ハブ１３にハブ側端２３を傾斜して固定して、ハブ側端２３からシュラウド側端２１に向かって直線的に翼面が傾斜するように構成するようにしてもよい。   The hub-side outlet blade angle θh and the shroud-side outlet blade angle θs are selected depending on the design conditions of the respective centrifugal compressors. The difference between the hub-side outlet blade angle θh and the shroud-side outlet blade angle θs is 10 degrees or more. It is desirable that For example, it is also preferable to configure such that θh = 55 degrees and θs = 45 degrees. The tip end of the rotor blade 19 has a hub side end 23 attached to the hub 13 at a substantially right angle, and is configured as a curved surface that falls from the hub side end 23 toward the shroud side end 21 in the rotational direction. Alternatively, the hub side end 23 may be inclined and fixed to the hub 13, and the blade surface may be linearly inclined from the hub side end 23 toward the shroud side end 21.

以上のように構成された遠心圧縮機の動作について、図５を参照しながら説明する。図５に示すように、インペラ１１は反時計回りに周速ｕで回転している。回転翼１９のハブ側端２３におけるインペラ１１の回転円周の接線方向に対する翼の角度はハブ側出口翼角θｈであり、回転翼１９のシュラウド側端２１におけるインペラ１１の回転円周の接線方向に対する翼の角度はシュラウド側出口翼角θｓである。図５に示すように、シュラウド側出口翼角θｓはハブ側出口翼角θｈよりも小さな角度であることから、シュラウド側の流体流れ方向は回転方向の後方側に傾くこととなる。   The operation of the centrifugal compressor configured as described above will be described with reference to FIG. As shown in FIG. 5, the impeller 11 rotates counterclockwise at a circumferential speed u. The blade angle with respect to the tangential direction of the rotation circumference of the impeller 11 at the hub side end 23 of the rotary blade 19 is the hub side outlet blade angle θh, and the tangential direction of the rotation circumference of the impeller 11 at the shroud side end 21 of the rotary blade 19. The blade angle with respect to is the shroud-side outlet blade angle θs. As shown in FIG. 5, the shroud-side outlet blade angle θs is smaller than the hub-side outlet blade angle θh, so that the fluid flow direction on the shroud side is inclined rearward in the rotational direction.

一方、インペラ１１に吸い込まれた流体はハブ１３に沿ってその流れの方向が軸方向から半径方向に変わっていくので、流体は遠心力によってハブ１３の側に押し付けられ、インペラ１１内の流路のハブ１３に近い側は流量が多く流速も早くなり、逆のシュラウドに近い側は流量が少なく、流速も遅くなっている。このため、インペラ１１出口においてはハブ側子午面方向速度Ｖｈのほうがシュラウド側子午面方向速度Ｖｓよりも大きく、回転翼１９のハブ側端２３に沿った方向のハブ側出口流速Ｗｈのほうが回転翼１９のシュラウド側端２１に沿った方向のシュラウド側出口流速Ｗｓよりも大きくなっている。また、ハブ側、シュラウド側ともにインペラ１１出口の周速はｕで一定であることから、シュラウド側出口翼角θｓがハブ側出口翼角θｈよりも小さくなると、回転翼１９のシュラウド側端２１に沿った方向のシュラウド側出口流速Ｗｓと周速ｕとの合成速度ベクトルＣｓの方向は、回転翼１９のハブ側端２３に沿った方向のハブ側出口流速Ｗｈと周速ｕとの合成速度ベクトルＣｈの方向に近づいてくる。そして、シュラウド側の合成速度ベクトルＣｓとハブ側の合成速度ベクトルＣｈのインペラ１１の回転円周の接線方向に対する角度であるシュラウド側流出角αｓもハブ側流出角αｈに近づいてくる。   On the other hand, the direction of the flow of the fluid sucked into the impeller 11 changes from the axial direction to the radial direction along the hub 13, so that the fluid is pressed toward the hub 13 by the centrifugal force, and the flow path in the impeller 11. The side close to the hub 13 has a high flow rate and a high flow rate, and the side close to the reverse shroud has a low flow rate and a low flow rate. For this reason, at the impeller 11 outlet, the hub side meridional surface direction velocity Vh is larger than the shroud side meridional surface direction velocity Vs, and the hub side outlet flow velocity Wh in the direction along the hub side end 23 of the rotor blade 19 is the rotor blade. 19 is larger than the shroud side outlet flow velocity Ws in the direction along the shroud side end 21. Further, since the peripheral speed of the outlet of the impeller 11 is constant at u on both the hub side and the shroud side, when the shroud side outlet blade angle θs becomes smaller than the hub side outlet blade angle θh, the rotor blade 19 reaches the shroud side end 21. The direction of the combined velocity vector Cs of the shroud-side outlet flow velocity Ws and the circumferential speed u in the direction along the direction is the combined velocity vector of the hub-side outlet flow velocity Wh and the circumferential speed u along the hub-side end 23 of the rotor blade 19. Approaching Ch direction. The shroud-side outflow angle αs, which is an angle of the shroud-side combined speed vector Cs and the hub-side combined speed vector Ch with respect to the tangential direction of the rotational circumference of the impeller 11, also approaches the hub-side outflow angle αh.

すると、シュラウド側の流体の静翼３１に対する迎え角が減少し、流量が低下した際のサージの発生が抑えられる。特に遠心圧縮機は流量が減少してくると、シュラウド側の流体の静翼３１に対する迎え角が大きくなり、サージが発生しやすくなるが、本実施形態によると、シュラウド側の迎え角が大きくならないようにすることかできるため、サージの発生を効果的に低減することができ、サージの発生無しで運転できる動作領域を拡大することができるという効果を奏する。   Then, the angle of attack of the fluid on the shroud side with respect to the stationary blade 31 is reduced, and the occurrence of surge when the flow rate is reduced is suppressed. In particular, when the flow rate of the centrifugal compressor is decreased, the angle of attack of the fluid on the shroud side with respect to the stationary blade 31 is increased, and surge is likely to occur. However, according to the present embodiment, the angle of attack on the shroud side is not increased. Therefore, the occurrence of a surge can be effectively reduced, and the operation area that can be operated without the occurrence of a surge can be expanded.

更に、設計上、このシュラウド側流出角αｓをハブ側流出角αｈと同一となるようにすることによって、シュラウド側、ハブ側とで流体がディフューザ１８に流入する角度を等しくなるようにすることができる。このようにシュラウド側とハブ側の流出角αｓ，αｈを等しくなるようにすることによって、ディフューザ１８での流れの方向をハブ側とシュラウド側とでそろえることができ、ディフューザの取付角をシュラウド側とハブ側とで変えることなく製造することができる。また、全体効率の改善を図ることができる。   Further, by design, the shroud side outflow angle αs is made equal to the hub side outflow angle αh, so that the angles at which fluid flows into the diffuser 18 on the shroud side and the hub side are made equal. it can. By making the outflow angles αs and αh on the shroud side and the hub side equal in this way, the flow direction in the diffuser 18 can be made uniform on the hub side and the shroud side, and the mounting angle of the diffuser can be adjusted on the shroud side. And the hub side can be manufactured without change. In addition, the overall efficiency can be improved.

また、流速、流量の大きいハブ側出口翼角θｈを必要設計角度から変化させずに流速、流量の少ないシュラウド側出口翼角θｓをθｈより小さくしているため、全体の圧力比の低下量が少ない状態で、シュラウド側の回転力に対する抵抗の減少を図ることが出来ることから、遠心圧縮機１０の駆動必要動力が減少し、効率の向上を図ることが出来るという効果を奏する。   In addition, since the hub-side outlet blade angle θh having a large flow velocity and flow rate is not changed from the required design angle, the shroud-side outlet blade angle θs having a small flow velocity and flow rate is made smaller than θh. Since the resistance to the rotational force on the shroud side can be reduced in a small state, the power required for driving the centrifugal compressor 10 is reduced, and the efficiency can be improved.

本発明の実施形態にかかる遠心圧縮機を示す斜視図である。It is a perspective view showing a centrifugal compressor concerning an embodiment of the present invention. 本発明の実施形態にかかる遠心圧縮機のインペラを軸方向から見た平面図である。It is the top view which looked at the impeller of the centrifugal compressor concerning the embodiment of the present invention from the axial direction. 本発明の実施形態にかかる遠心圧縮機の回転翼を示す斜視図である。It is a perspective view which shows the rotary blade of the centrifugal compressor concerning embodiment of this invention. 本発明の実施形態にかかる遠心圧縮機の回転翼の先端部を示す平面図である。It is a top view which shows the front-end | tip part of the rotary blade of the centrifugal compressor concerning embodiment of this invention. 本発明の実施形態にかかる遠心圧縮機のインペラとディフューザの流れの方向を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the direction of the flow of the impeller and diffuser of the centrifugal compressor concerning embodiment of this invention. 従来技術における遠心圧縮機の断面図である。It is sectional drawing of the centrifugal compressor in a prior art. 遠心圧縮機のインペラ出口における子午面方向速度の分布図である。It is a distribution map of meridional surface direction speed in the impeller exit of a centrifugal compressor. 従来技術における遠心圧縮機のインペラとディフューザの流れの方向を示す図である。It is a figure which shows the direction of the flow of the impeller and diffuser of the centrifugal compressor in a prior art.

符号の説明Explanation of symbols

１０ 遠心圧縮機、１１ インペラ、１２ 回転軸、１３ ハブ、１４ ハウジング、１５ シュラウド、１６ 吸い込み口、１７ スクロール、１８ ディフューザ、１９ 回転翼、２１ シュラウド側端、２３ ハブ側端、３１ 静翼、ｕ 周速、Ｖｈ ハブ側子午面方向速度、Ｖｓ シュラウド側子午面方向速度、Ｗｈ ハブ側出口流速、Ｗｓ シュラウド側出口流速、αｈ ハブ側流出角、αｓ シュラウド側流出角、θｈ ハブ側出口翼角、θｓ シュラウド側出口翼角。   10 Centrifugal Compressor, 11 Impeller, 12 Rotating Shaft, 13 Hub, 14 Housing, 15 Shroud, 16 Suction Port, 17 Scroll, 18 Diffuser, 19 Rotating Blade, 21 Shroud Side End, 23 Hub Side End, 31 Stator Blade, u Peripheral speed, Vh Hub side meridional speed, Vs shroud side meridional speed, Wh Hub side outlet flow velocity, Ws shroud side outlet flow velocity, αh Hub side outlet angle, αs shroud side outlet angle, θh Hub side outlet blade angle, θs Shroud side exit blade angle.

Claims (3)

インペラとディフューザとを有する遠心圧縮機において、インペラの流体出口におけるシュラウド側のインペラ回転円周の接線方向に対する翼の角度は、インペラの流体出口におけるハブ側のインペラ回転円周の接線方向に対する翼の角度よりも小さくなっていること
を特徴とする遠心圧縮機。 In a centrifugal compressor having an impeller and a diffuser, the angle of the blade with respect to the tangential direction of the impeller rotation circumference on the shroud side at the fluid outlet of the impeller is such that the blade angle with respect to the tangential direction of the impeller rotation circumference on the hub side at the fluid outlet of the impeller A centrifugal compressor characterized by being smaller than the angle. 請求項１に記載の遠心圧縮機において、
インペラのシュラウド側とハブ側との流体の流出角が略同一角度となっていること
を特徴とする遠心圧縮機。 The centrifugal compressor according to claim 1,
A centrifugal compressor characterized in that the fluid outflow angles of the shroud side and the hub side of the impeller are substantially the same angle. 請求項１又は２に記載の遠心圧縮機において、
インペラの流体出口におけるシュラウド側のインペラ回転円周の接線方向に対する翼の角度は、インペラの流体出口におけるハブ側のインペラ回転円周の接線方向に対する翼の角度よりも１０度以上小さくなっていること
を特徴とする遠心圧縮機。 The centrifugal compressor according to claim 1 or 2,
The blade angle with respect to the tangential direction of the impeller rotation circumference on the shroud side at the fluid outlet of the impeller is 10 degrees or more smaller than the angle of the blade with respect to the tangential direction of the impeller rotation circumference on the hub side at the impeller fluid outlet. Centrifugal compressor characterized by.
JP2006353656A 2006-12-28 2006-12-28 Centrifugal compressor Pending JP2008163820A (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2006353656A JP2008163820A (en) 2006-12-28 2006-12-28 Centrifugal compressor

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2006353656A JP2008163820A (en) 2006-12-28 2006-12-28 Centrifugal compressor

Publications (1)

Publication Number Publication Date
JP2008163820A true JP2008163820A (en) 2008-07-17

Family

ID=39693620

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP2006353656A Pending JP2008163820A (en) 2006-12-28 2006-12-28 Centrifugal compressor

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP2008163820A (en)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2011018005A1 (en) * 2009-08-11 2011-02-17 珠海格力电器股份有限公司 Centrifugal compressor having lower compression ratio and air conditioning unit using the same
CN104863892A (en) * 2014-02-20 2015-08-26 顾发华 Impeller with high outlet flow field uniformity and centrifugal compressor
JP2015212551A (en) * 2015-07-21 2015-11-26 株式会社日立製作所 Centrifugal fluid machine
WO2019127870A1 (en) * 2017-12-26 2019-07-04 北京伯肯节能科技股份有限公司 Impeller, centrifugal compressor and fuel cell system

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6098198A (en) * 1983-11-02 1985-06-01 Hitachi Ltd Impeller
JPH10504621A (en) * 1994-06-10 1998-05-06 株式会社 荏原製作所 Centrifugal or mixed-flow turbomachinery

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6098198A (en) * 1983-11-02 1985-06-01 Hitachi Ltd Impeller
JPH10504621A (en) * 1994-06-10 1998-05-06 株式会社 荏原製作所 Centrifugal or mixed-flow turbomachinery

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2011018005A1 (en) * 2009-08-11 2011-02-17 珠海格力电器股份有限公司 Centrifugal compressor having lower compression ratio and air conditioning unit using the same
CN101994710B (en) * 2009-08-11 2012-05-23 珠海格力电器股份有限公司 Low-compression ratio centrifugal compressor and air conditioning unit using same
CN104863892A (en) * 2014-02-20 2015-08-26 顾发华 Impeller with high outlet flow field uniformity and centrifugal compressor
JP2015212551A (en) * 2015-07-21 2015-11-26 株式会社日立製作所 Centrifugal fluid machine
WO2019127870A1 (en) * 2017-12-26 2019-07-04 北京伯肯节能科技股份有限公司 Impeller, centrifugal compressor and fuel cell system

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5233436B2 (en) Centrifugal compressor with vaneless diffuser and vaneless diffuser
JP5903756B2 (en) Diffuser
JP6138470B2 (en) Centrifugal compressor
WO2011007467A1 (en) Impeller and rotary machine
JP5029024B2 (en) Centrifugal compressor
WO2011013258A1 (en) Impeller of centrifugal compressor
RU2591750C2 (en) Supersonic compressor unit (versions) and method for assembly thereof
JP2011089460A (en) Turbo type fluid machine
JP6470578B2 (en) Centrifugal compressor
JP2012072735A (en) Centrifugal compressor
JP2009057959A (en) Centrifugal compressor, its impeller, and its operating method
WO2016042818A1 (en) Centrifugal impeller and centrifugal compressor
JP2008163820A (en) Centrifugal compressor
JP2019007425A (en) Centrifugal compressor and turbocharger
WO2018155546A1 (en) Centrifugal compressor
JP4882939B2 (en) Movable blade axial flow pump
KR20160021229A (en) Centrifugal rotor
JP6806551B2 (en) Centrifugal compressor, turbocharger
JP2010236401A (en) Centrifugal fluid machine
WO2016047256A1 (en) Turbo machine
JP2008163821A (en) Centrifugal compressor
JP2007177737A (en) Centrifugal compressor
JP2013204422A (en) Turbine
JP2006336486A (en) Turbo compressor
KR101270899B1 (en) Impeller and centrifugal compressor including the same

Legal Events

Date Code Title Description
A621 Written request for application examination

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621

Effective date: 20091211

A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20110929

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20111004

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20120619

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20120814

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20130305

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20130426

A02 Decision of refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02

Effective date: 20131112