JP2012041826A - Turbo compressor - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、軸流圧縮機と遠心圧縮機を組み合わせたターボ圧縮機に係わり、さらに詳しくは、ケーシングトリートメントを備えたターボ圧縮機に関する。 The present invention relates to a turbo compressor combining an axial flow compressor and a centrifugal compressor, and more particularly to a turbo compressor provided with a casing treatment.
ターボ圧縮機（軸流圧縮機と遠心圧縮機）の小流量側の作動域を拡大する手段として、循環型のケーシングトリートメントが提案され、既に用いられている（例えば、特許文献１〜４）。 Circulating casing treatments have been proposed and already used as means for expanding the operating range on the small flow rate side of turbo compressors (axial compressors and centrifugal compressors) (for example, Patent Documents 1 to 4).
特許文献１，２は、遠心圧縮機に関するものであり、インペラが位置するケーシングに設置されたスリットから気体を抽気してインペラの上流側に気体を循環させるものである。
特許文献３は、軸流圧縮機に関するものであり、インペラが位置するケーシングに周方向に延びるスリットを設け、このスリット内で気体を循環させるものである。
特許文献４は、軸流圧縮機に関するものであり、インペラが位置するケーシングに設置されたスリットから気体を抽気してインペラの上流側に気体を循環させるものである。
Patent Documents 1 and 2 relate to a centrifugal compressor, and extract gas from a slit installed in a casing where the impeller is located, and circulate the gas upstream of the impeller.
Patent Document 3 relates to an axial compressor, and is provided with a slit extending in a circumferential direction in a casing where an impeller is positioned, and gas is circulated in the slit.
Patent Document 4 relates to an axial compressor, which extracts gas from a slit installed in a casing where the impeller is located and circulates the gas upstream of the impeller.
軸流圧縮機の下流側に遠心圧縮機を組み合わせ、軸流圧縮機で圧縮した気体を再度遠心圧縮機で圧縮して高圧縮比を達成するターボ圧縮機の開発が進められている。 Development of a turbo compressor that achieves a high compression ratio by combining a centrifugal compressor on the downstream side of an axial compressor and compressing the gas compressed by the axial compressor again with the centrifugal compressor is underway.
このターボ圧縮機において、上述した従来のケーシングトリートメントを適用した場合、以下の問題点があった。 This turbo compressor has the following problems when the above-described conventional casing treatment is applied.
従来のケーシングトリートメントでは、気体の抽気位置は、遠心圧縮機のインペラの中間位置、又は軸流圧縮機のインペラの中間位置である。しかし、これらの抽気位置は、軸流圧縮機の上流側との差圧が低いため、抽気流量が少ない。その結果、小流量側作動域への拡大が困難であり、かつ小流量時における効率が悪化する。
また、上述した従来のケーシングトリートメントでは、抽気が常時行われるため、最大流量側では効率が悪化するおそれがある。
In the conventional casing treatment, the gas extraction position is an intermediate position of an impeller of a centrifugal compressor or an intermediate position of an impeller of an axial compressor. However, these extraction positions have a low extraction flow rate because the differential pressure with the upstream side of the axial compressor is low. As a result, it is difficult to expand to the small flow rate side operation region, and the efficiency at the time of small flow rate deteriorates.
Moreover, in the conventional casing treatment described above, since bleed is always performed, the efficiency may be deteriorated on the maximum flow rate side.
本発明は、上述した問題点を解決するために創案されたものである。すなわち、本発明の目的は、圧縮できる最大流量を維持したまま、効率を悪化させることなく小流量側へ作動域を拡大でき、これにより広い流量範囲で作動可能なターボ圧縮機を提供することにある。 The present invention has been developed to solve the above-described problems. That is, an object of the present invention is to provide a turbo compressor capable of operating in a wide flow rate range by expanding the operating range to a small flow rate side without deteriorating efficiency while maintaining the maximum flow rate that can be compressed. is there.
本発明によれば、軸心を中心に回転する動翼列を有する軸流圧縮機と、
該軸流圧縮機の下流側に同軸に配置され前記軸心を中心に回転する遠心インペラを有する遠心圧縮機と、
前記軸流圧縮機の動翼列と遠心圧縮機の遠心インペラを囲みその内側に気体の流路を構成するケーシングと、
前記動翼列の上流側と下流側のケーシング内面を直接連通する循環流路と、を備え、
前記循環流路の上流端は、前記遠心インペラより上流側であって、静圧が動翼列及び遠心インペラの位置より高い位置に設定されている、ことを特徴とするターボ圧縮機が提供される。
According to the present invention, an axial compressor having a moving blade row rotating about an axis,
A centrifugal compressor having a centrifugal impeller that is coaxially disposed on the downstream side of the axial compressor and rotates about the axis;
A casing that surrounds the moving blade row of the axial flow compressor and the centrifugal impeller of the centrifugal compressor and constitutes a gas flow path therein;
A circulation channel that directly communicates the inner surface of the casing on the upstream side and the downstream side of the moving blade row,
An upstream end of the circulation flow path is upstream of the centrifugal impeller, and a static pressure is set at a position higher than positions of the moving blade row and the centrifugal impeller. The
本発明の実施形態によれば、前記軸流圧縮機は前記動翼列の下流側に回転しない静翼列を有しており、
前記循環流路の上流端は、前記静翼列の位置である。
According to an embodiment of the present invention, the axial compressor has a stationary blade row that does not rotate downstream of the moving blade row,
The upstream end of the circulation channel is the position of the stationary blade row.
本発明の実施形態によれば、ターボ圧縮機は、前記循環流路を全開又は全閉に択一的に切換可能な流路開閉装置を備える。 According to an embodiment of the present invention, the turbo compressor includes a flow path opening / closing device that can selectively switch the circulation flow path between full open and full close.
本発明の別の実施形態によると、ターボ圧縮機は、前記循環流路を流れる気体の流量を連続的に制御可能な循環量制御装置を備える。
According to another embodiment of the present invention, the turbo compressor includes a circulation amount control device capable of continuously controlling the flow rate of the gas flowing through the circulation passage.
上記本発明の構成によれば、循環流路の上流端（抽気位置）が、遠心インペラより上流側であって、静圧が動翼列及び遠心インペラの位置より高い位置に設定されているので、軸流圧縮機の上流側との差圧が大きいため、大量の気体を抽気することができる。
その結果、実際に流入する気体流量が減少した場合でも、抽気流量に相当する分、圧縮機インペラへと流入する見かけの流量が増加もしくは維持されるため、効率を悪化させることなく小流量側へ作動域を拡大することができる。
According to the configuration of the present invention, the upstream end (bleeding position) of the circulation channel is upstream of the centrifugal impeller, and the static pressure is set to a position higher than the positions of the moving blade row and the centrifugal impeller. Since the differential pressure with the upstream side of the axial compressor is large, a large amount of gas can be extracted.
As a result, even if the gas flow rate actually flowing in decreases, the apparent flow rate flowing into the compressor impeller is increased or maintained by the amount corresponding to the bleed flow rate, so that the flow rate is reduced without deteriorating the efficiency. The operating range can be expanded.
以下、本発明の好ましい実施形態を添付図面に基づいて詳細に説明する。なお、各図において共通または対応する部分には同一の符号を付し、重複した説明を省略する。 Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. In addition, in each figure, the same code | symbol is attached | subjected to a common or corresponding part, and the overlapping description is abbreviate | omitted.
（第１実施形態）
図１は、本発明の第１実施形態によるターボ圧縮機の全体構成図である。
この図において、本発明の第１実施形態によるターボ圧縮機１０は、軸流圧縮機１２、遠心圧縮機１４、ケーシング１６、循環流路１８、及び流路開閉装置２０を備える。
本発明の第１実施形態によるターボ圧縮機１０は、例えば空気を圧縮する過給機用の圧縮機であるが、本発明はこれに限定されず、その他の圧縮機であってもよい。
(First embodiment)
FIG. 1 is an overall configuration diagram of a turbo compressor according to a first embodiment of the present invention.
In this figure, the turbo compressor 10 according to the first embodiment of the present invention includes an axial compressor 12, a centrifugal compressor 14, a casing 16, a circulation channel 18, and a channel opening / closing device 20.
The turbo compressor 10 according to the first embodiment of the present invention is, for example, a compressor for a supercharger that compresses air, but the present invention is not limited to this, and may be another compressor.
軸流圧縮機１２は、軸心Ｚ−Ｚを中心に回転する動翼列１２ａと、動翼列１２ａの下流側（図で右側）で回転しない静翼列１２ｂとを有する。この例において、軸流圧縮機１２は、１列の動翼列１２ａと１列の静翼列１２ｂからなる単段の軸流圧縮機であるが、本発明はこれに限定されず、複数の動翼列１２ａと静翼列１２ｂからなる多段の軸流圧縮機であってもよい。 The axial flow compressor 12 includes a moving blade row 12a that rotates about an axis ZZ, and a stationary blade row 12b that does not rotate on the downstream side (right side in the drawing) of the moving blade row 12a. In this example, the axial flow compressor 12 is a single-stage axial flow compressor including one row of moving blade rows 12a and one row of stationary blade rows 12b, but the present invention is not limited to this, and a plurality of It may be a multi-stage axial compressor composed of a moving blade row 12a and a stationary blade row 12b.
遠心圧縮機１４は、軸流圧縮機１２の下流側（図で右側）に軸流圧縮機１２と同軸に配置されており、同一の軸心Ｚ−Ｚを中心に回転する遠心インペラ１４ａを有する。
軸流圧縮機１２と遠心圧縮機１４の回転軸（図示せず）は、同一でも別軸でもよい。別軸の場合、それぞれの回転速度は、同一でも相違してもよい。
The centrifugal compressor 14 is disposed coaxially with the axial flow compressor 12 on the downstream side (right side in the drawing) of the axial flow compressor 12, and has a centrifugal impeller 14a that rotates about the same axis ZZ. .
The rotation shafts (not shown) of the axial flow compressor 12 and the centrifugal compressor 14 may be the same or different shafts. In the case of different shafts, the respective rotation speeds may be the same or different.
ケーシング１６は、軸流圧縮機１２の動翼列１２ａ及び静翼列１２ｂと遠心圧縮機１４の遠心インペラ１４ａを囲み、その内側に気体１の流路１５を構成する。
気体１は、例えば空気であるが、その他の気体（排気ガス、窒素ガス、等）であってもよい。
流路１５は、ケーシング１６の内面１６ａと動翼列１２ａが取り付けられたロータ１３との間、及びケーシング１６の内面１６ａと遠心インペラ１４ａの翼部が取り付けられたコーン部１７との間の空間である。流路１５の断面形状は、ドーナツ形状（中空円形）である。
The casing 16 surrounds the moving blade row 12a and stationary blade row 12b of the axial flow compressor 12 and the centrifugal impeller 14a of the centrifugal compressor 14, and constitutes a flow path 15 for gas 1 inside thereof.
The gas 1 is, for example, air, but may be other gases (exhaust gas, nitrogen gas, etc.).
The flow path 15 is a space between the inner surface 16a of the casing 16 and the rotor 13 to which the moving blade row 12a is attached, and between the inner surface 16a of the casing 16 and the cone portion 17 to which the wing portion of the centrifugal impeller 14a is attached. It is. The cross-sectional shape of the flow channel 15 is a donut shape (hollow circle).
上述した構成により、本発明の第１実施形態によるターボ圧縮機１０は、前方から吸入した低圧の気体１を軸流圧縮機１２で圧縮して中圧の気体２とし、これを再度遠心圧縮機１４で圧縮して更に圧力の高い高圧の気体３として、外部に送出するようになっている。従って、軸流圧縮機１２と遠心圧縮機１４により高い圧縮比を達成することができる。 With the above-described configuration, the turbo compressor 10 according to the first embodiment of the present invention compresses the low-pressure gas 1 sucked from the front into the medium-pressure gas 2 by the axial flow compressor 12 and again converts this to the centrifugal compressor. The gas is compressed at 14 and sent to the outside as a high-pressure gas 3 having a higher pressure. Therefore, a high compression ratio can be achieved by the axial flow compressor 12 and the centrifugal compressor 14.
図１において、循環流路１８は、動翼列１２ａの上流側（図で左側）と下流側（図で右側）のケーシング内面を直接連通する流路である。
循環流路１８の上流端１８ａは、動翼列１２ａの下流側に位置するケーシング内面に開口しており、循環流路１８の下流端１８ｂは、動翼列１２ａの上流側に位置するケーシング内面に開口している。上流端１８ａと下流端１８ｂを結ぶ循環流路１８の中間部分１８ｃはケーシング１６の内面１６ａより外側に設けられている。
In FIG. 1, a circulation flow path 18 is a flow path that directly communicates the inner surface of the casing on the upstream side (left side in the figure) and the downstream side (right side in the figure) of the rotor blade row 12a.
The upstream end 18a of the circulation channel 18 is open to the inner surface of the casing located on the downstream side of the moving blade row 12a, and the downstream end 18b of the circulation channel 18 is the inner surface of the casing located on the upstream side of the moving blade row 12a. Is open. An intermediate portion 18 c of the circulation flow path 18 connecting the upstream end 18 a and the downstream end 18 b is provided outside the inner surface 16 a of the casing 16.
循環流路１８の上流端１８ａ及び下流端１８ｂのケーシング１６の内面１６ａへの開口形状は、周方向に連続的又は断続的に延びる１又は複数のスリット形状であるのが好ましい。
また、中間部分１８ｃの軸心Ｚ−Ｚに直交する断面形状は、上流端１８ａから下流端１８ｂまでの圧力損失を低くできる限りで任意であり、１又は複数の円形、矩形、円弧形状、その他であってもよい。
The opening shape of the upstream end 18a and the downstream end 18b of the circulation flow path 18 to the inner surface 16a of the casing 16 is preferably one or a plurality of slit shapes extending continuously or intermittently in the circumferential direction.
Further, the cross-sectional shape orthogonal to the axis ZZ of the intermediate portion 18c is arbitrary as long as the pressure loss from the upstream end 18a to the downstream end 18b can be lowered, and one or a plurality of circles, rectangles, arcs, etc. It may be.
流路開閉装置２０は、循環流路１８を全開又は全閉に択一的に切換可能に構成されている。
この例において、流路開閉装置２０は、循環流路１８の中間部分１８ｃにおいて軸方向に移動可能な弁部材２０ａと、弁部材２０ａを軸方向に移動させるアクチュエータ２０ｂとからなる。アクチュエータ２０ｂは、弁部材２０ａを下流端１８ｂへの分岐位置（全閉位置）と分岐位置より外側（全開位置）とのいずれかに位置決めするようになっている。
The channel opening / closing device 20 is configured to be able to selectively switch the circulation channel 18 between full open and full close.
In this example, the flow path opening / closing device 20 includes a valve member 20a that can move in the axial direction in an intermediate portion 18c of the circulation flow path 18, and an actuator 20b that moves the valve member 20a in the axial direction. The actuator 20b positions the valve member 20a at either the branch position (fully closed position) to the downstream end 18b or the outside (fully opened position) from the branch position.
なお、循環流路１８の開閉位置は、下流端１８ｂへの分岐位置に限定されず、上流端１８ａの近傍でも、中間部分１８ｃでもよい。 The opening / closing position of the circulation channel 18 is not limited to the branch position to the downstream end 18b, and may be in the vicinity of the upstream end 18a or the intermediate portion 18c.
上述した流路開閉装置２０により、弁部材２０ａを全開位置又は全閉位置に移動することにより、循環流路１８を全開又は全閉に択一的に切換えることができる。 By moving the valve member 20a to the fully open position or the fully closed position by the above-described flow path opening / closing device 20, the circulation flow path 18 can be selectively switched to the fully open or fully closed position.
図２は、本発明の第１実施形態によるターボ圧縮機の静圧分布図である。
この図において、横軸は遠心インペラ１４ａの下流端を基準とする軸方向位置、縦軸は回転中心（Ｚ−Ｚ軸）からの半径方向距離と入口側圧力を基準とする静圧比である。
図中のターボ圧縮機１０は、回転中心（Ｚ−Ｚ軸）の上半分を示している。
また、ターボ圧縮機１０の上部に示す曲線は、循環流路１８がない場合のターボ圧縮機１０の各部に対応する静圧比である。
さらに、図中のＡ１，Ａ２，Ａ３，Ａ４は、それぞれ動翼列１２ａの上流側、動翼列１２ａの位置、静翼列１２ｂの位置、及び遠心インペラ１４ａの上流側における静圧を示している。なおこの静圧分布図は、所定の条件におけるシミュレーション結果である。
FIG. 2 is a static pressure distribution diagram of the turbo compressor according to the first embodiment of the present invention.
In this figure, the horizontal axis indicates the axial position with reference to the downstream end of the centrifugal impeller 14a, and the vertical axis indicates the static pressure ratio with reference to the radial distance from the rotation center (Z-Z axis) and the inlet side pressure.
The turbo compressor 10 in the figure shows the upper half of the center of rotation (Z-Z axis).
Moreover, the curve shown in the upper part of the turbo compressor 10 is a static pressure ratio corresponding to each part of the turbo compressor 10 when there is no circulation flow path 18.
Further, A1, A2, A3, and A4 in the figure indicate the static pressure on the upstream side of the moving blade row 12a, the position of the moving blade row 12a, the position of the stationary blade row 12b, and the upstream side of the centrifugal impeller 14a, respectively. Yes. This static pressure distribution diagram is a simulation result under a predetermined condition.
本発明の第１実施形態によれば、循環流路１８の上流端１８ａは、遠心圧縮機１４の遠心インペラ１４ａより上流側であって、静圧が動翼列１２ａ及び遠心インペラ１４ａの位置より高い位置に設定されている。
すなわち図２の例において、循環流路１８の上流端１８ａは、Ａ３に相当する静翼列１８ｂの位置に設定されている。
According to the first embodiment of the present invention, the upstream end 18a of the circulation flow path 18 is upstream of the centrifugal impeller 14a of the centrifugal compressor 14, and the static pressure is higher than the position of the moving blade row 12a and the centrifugal impeller 14a. It is set to a high position.
That is, in the example of FIG. 2, the upstream end 18a of the circulation flow path 18 is set at the position of the stationary blade row 18b corresponding to A3.
この構成により、気体の抽気位置を、遠心インペラ１４ａの中間位置（Ａ４）又は動翼列１２ａの中間位置（Ａ２）とする従来のケーシングトリートメントと比較して、本発明の第１実施形態における気体の抽気位置（Ａ３）の静圧が高く、動翼列１２ａの上流側（Ａ１）との差圧が大きいため、大量の気体を抽気することができる。 With this configuration, the gas in the first embodiment of the present invention is compared with the conventional casing treatment in which the gas extraction position is the intermediate position (A4) of the centrifugal impeller 14a or the intermediate position (A2) of the moving blade row 12a. Since the static pressure at the extraction position (A3) is high and the differential pressure with the upstream side (A1) of the moving blade row 12a is large, a large amount of gas can be extracted.
図３は、従来のターボ圧縮機における流量と圧力比及び効率との関係図である。
この図において、横軸は流量、縦軸は圧力比と効率である。また、図中の実線は、循環流路（すなわちケーシングトリートメント）がない場合、破線は循環流路がある場合である。
さらに、図中のＢ１は最大回転速度における特性、Ｂ２は最小回転速度における特性、Ｂ３はその中間速度における特性、Ｂ４はサージラインを示している。すなわち、循環流路がない場合、従来のターボ圧縮機はＢ１，Ｂ２，Ｂ４で囲まれる領域が作動領域であることを模式的に示している。
FIG. 3 is a relationship diagram between a flow rate, a pressure ratio, and efficiency in a conventional turbo compressor.
In this figure, the horizontal axis represents the flow rate, and the vertical axis represents the pressure ratio and efficiency. Moreover, the solid line in the figure indicates the case where there is no circulation channel (that is, casing treatment), and the broken line indicates the case where there is a circulation channel.
Further, in the figure, B1 is a characteristic at the maximum rotational speed, B2 is a characteristic at the minimum rotational speed, B3 is a characteristic at the intermediate speed, and B4 is a surge line. That is, when there is no circulation channel, the conventional turbo compressor schematically shows that the region surrounded by B1, B2, and B4 is the operation region.
図３において、循環流路がある場合、実際に流入する気体流量が減少した場合でも、抽気流量に相当する分、圧縮機インペラへと流入する見かけの流量が増加もしくは維持されるため、図中に破線で示すように、Ｂ１，Ｂ２，Ｂ４の線が小流量側へ移動する。
しかし、上述したように従来の抽気位置は、軸流圧縮機の上流側との差圧が低いため、抽気流量が少なく、小流量側作動域への移動が少ない。
また、従来のケーシングトリートメントでは、抽気が常時行われるため、抽気流量に相当する分、圧縮できる最大流量が減少する場合がある。
In FIG. 3, when there is a circulation flow path, even if the gas flow rate actually flowing in decreases, the apparent flow rate flowing into the compressor impeller is increased or maintained by the amount corresponding to the extraction flow rate. As shown by broken lines in FIG. 5, the lines B1, B2, and B4 move to the small flow rate side.
However, as described above, the conventional extraction position has a low differential pressure with respect to the upstream side of the axial compressor, so that the extraction flow rate is small and the movement to the small flow rate side operation region is small.
Moreover, in the conventional casing treatment, since the bleed is always performed, the maximum flow rate that can be compressed may be reduced by an amount corresponding to the bleed flow rate.
図４は、本発明の第１実施形態によるターボ圧縮機における流量と圧力比及び効率との関係図である。
この図において、図中の実線は循環流路１８が全閉の場合、破線は循環流路１８が全開の場合である。全閉の場合、図３の従来例の循環流路（すなわちケーシングトリートメント）がない場合と一致する。
なお、図３と同様に、図中のＢ１は最大回転速度における特性、Ｂ２は最小回転速度における特性、Ｂ３はその中間速度における特性、Ｂ４はサージラインを示している。すなわち、循環流路がない場合、本発明の第１実施形態によるターボ圧縮機１０はＢ１，Ｂ２，Ｂ４で囲まれる領域が作動領域であることを模式的に示している。
FIG. 4 is a relationship diagram between the flow rate, the pressure ratio, and the efficiency in the turbo compressor according to the first embodiment of the present invention.
In this figure, the solid line in the figure is when the circulation channel 18 is fully closed, and the broken line is when the circulation channel 18 is fully open. When fully closed, this corresponds to the case where there is no circulation channel (that is, casing treatment) in the conventional example of FIG.
As in FIG. 3, B1 in the figure indicates the characteristic at the maximum rotational speed, B2 indicates the characteristic at the minimum rotational speed, B3 indicates the characteristic at the intermediate speed, and B4 indicates the surge line. That is, when there is no circulation flow path, the turbo compressor 10 according to the first embodiment of the present invention schematically shows that the region surrounded by B1, B2, and B4 is the operation region.
図４において、循環流路が全開の場合、実際に流入する気体流量が減少した場合でも、抽気流量に相当する分、圧縮機インペラへと流入する見かけの流量が増加もしくは維持されるため、図中に破線で示すように、Ｂ１，Ｂ２，Ｂ４の線が小流量側へ移動する。
この場合、本発明の第１実施形態では、図２に示したように、循環流路１８の上流端１８ａ（抽気位置）が、静圧が動翼列１２ａ及び遠心インペラ１４ａの位置より高い位置（Ａ３）に設定されているので、軸流圧縮機１２の上流側（Ａ１）との差圧が大きいため、大量の気体を抽気することができる。
その結果、本発明の第１実施形態では、小流量側へ作動域を拡大することができる。
In FIG. 4, when the circulation flow path is fully open, even when the actual gas flow rate decreases, the apparent flow rate flowing into the compressor impeller is increased or maintained by the amount corresponding to the extraction flow rate. As indicated by broken lines inside, the lines B1, B2, and B4 move to the small flow rate side.
In this case, in the first embodiment of the present invention, as shown in FIG. 2, the upstream end 18a (bleeding position) of the circulation flow path 18 is a position where the static pressure is higher than the positions of the moving blade row 12a and the centrifugal impeller 14a. Since it is set to (A3), since the differential pressure with the upstream (A1) of the axial flow compressor 12 is large, a large amount of gas can be extracted.
As a result, in the first embodiment of the present invention, the operating range can be expanded to the small flow rate side.
また、本発明の第１実施形態では、循環流路１８を全開又は全閉に択一的に切換可能な流路開閉装置２０を備えているので、循環流路１８を全開すれば、上述したように小流量側へ作動域を拡大することができ、循環流路１８を全閉すれば、抽気のない場合に圧縮できる最大流量を維持することができる。
従って、流路開閉装置２０を必要に応じて作動させることにより、圧縮できる最大流量を維持したまま、小流量側へ作動域を拡大できる。
In addition, in the first embodiment of the present invention, the flow path opening / closing device 20 that can be selectively switched between full open and full close is provided. As described above, the operating range can be expanded to the small flow rate side, and if the circulation channel 18 is fully closed, the maximum flow rate that can be compressed in the absence of extraction can be maintained.
Therefore, by operating the flow path opening / closing device 20 as necessary, the operating range can be expanded to the small flow rate side while maintaining the maximum flow rate that can be compressed.
図３、図４において図中の折線Ｃは、エンジン作動条件における流量と圧力比の関係を模式的に示している。
折線Ｃの折曲がり位置Ｃ１における効率は、図３と図４の比較から、図４の方が高いことがわかる。
3 and 4, the broken line C in the figure schematically shows the relationship between the flow rate and the pressure ratio under engine operating conditions.
From the comparison between FIG. 3 and FIG. 4, it can be seen that the efficiency in FIG. 4 is higher at the folding position C1 of the broken line C.
この理由は、従来のケーシングトリートメントでは、循環流路を流れる気体の流量が少なく、圧縮機インペラへと流入する見かけの流量増加は限定的となるため、結果として効率を維持できないまま小流量側へ作動域が拡大されていると考えられる。
これに対し、本発明の第１実施形態では、循環流路を流れる気体の流量が多く、圧縮機インペラへと流入する見かけの流量を増加させることが可能となり、効率がほとんど低下しないものと考えられる。
The reason for this is that in conventional casing treatments, the flow rate of gas flowing through the circulation channel is small, and the apparent increase in flow rate flowing into the compressor impeller is limited, so that the efficiency cannot be maintained and the flow rate is reduced to the low flow rate side. It is considered that the operating range has been expanded.
On the other hand, in the first embodiment of the present invention, the flow rate of the gas flowing through the circulation flow path is large, the apparent flow rate flowing into the compressor impeller can be increased, and the efficiency is hardly decreased. It is done.
上述したように、本発明の第１実施形態では、軸流圧縮機１２を遠心圧縮機１４と組み合わせ、かつ、より静圧の高くなる軸流段静翼部から抽気を行うことで循環流路１８内の循環流量を増加させることができる。
その結果、見かけ上の流量が増加し、圧縮機の作動域全体が小流量側へシフトする。さらに循環流路１８を流路開閉装置２０によって制御することにより、広範囲で作動可能なターボ圧縮機１０が実現可能となる。
As described above, in the first embodiment of the present invention, the axial flow compressor 12 is combined with the centrifugal compressor 14, and extraction is performed from the axial flow stage stationary blade portion where the static pressure becomes higher, so that the inside of the circulation flow path 18. The circulation flow rate can be increased.
As a result, the apparent flow rate increases and the entire operating range of the compressor shifts to the small flow rate side. Furthermore, by controlling the circulation flow path 18 with the flow path opening / closing device 20, the turbo compressor 10 operable in a wide range can be realized.
（第２実施形態）
図５は、本発明の第２実施形態によるターボ圧縮機の全体構成図である。
この図において、第２実施形態のターボ圧縮機１０は、軸流圧縮機１２、遠心圧縮機１４、ケーシング１６、循環流路１８、及び循環量制御装置２０を備える。
以下において、主に、上述した第１実施形態によるターボ圧縮機１０を異なる点（構成や作用など）について、第２実施形態によるターボ圧縮機１０を説明する。
以下において、第２実施形態によるターボ圧縮機１０について説明しない点（構成や作用など）は、上述の第１実施形態と同じである。
(Second Embodiment)
FIG. 5 is an overall configuration diagram of a turbo compressor according to the second embodiment of the present invention.
In this figure, a turbo compressor 10 of the second embodiment includes an axial flow compressor 12, a centrifugal compressor 14, a casing 16, a circulation flow path 18, and a circulation amount control device 20.
In the following, the turbo compressor 10 according to the second embodiment will be mainly described with respect to differences (configuration, operation, etc.) from the turbo compressor 10 according to the first embodiment described above.
In the following, the points (configuration, operation, etc.) that are not described for the turbo compressor 10 according to the second embodiment are the same as those in the first embodiment.
循環流路１８は、以下のように、第１実施形態の場合と共通する構成と異なる構成をする。 The circulation channel 18 has a configuration different from the configuration common to the case of the first embodiment as follows.
循環流路１８が第１実施形態の場合と共通する構成は、次の通りである。 A configuration in which the circulation channel 18 is common to the case of the first embodiment is as follows.
図５において、循環流路１８は、動翼列１２ａの上流側（図で左側）と下流側（図で右側）のケーシング内面１６ａを直接連通する流路である。
循環流路１８の上流端１８ａは、動翼列１２ａの下流側に位置するケーシング内面１６ａに開口しており、循環流路１８の下流端１８ｂは、動翼列１２ａの上流側に位置するケーシング内面１６ａに開口している。上流端１８ａと下流端１８ｂを結ぶ循環流路１８の中間部分１８ｃはケーシング１６の内面１６ａより外側に設けられている。
In FIG. 5, the circulation flow path 18 is a flow path that directly communicates the casing inner surface 16a on the upstream side (left side in the figure) and the downstream side (right side in the figure) of the rotor blade row 12a.
The upstream end 18a of the circulation flow path 18 is open to the casing inner surface 16a located on the downstream side of the moving blade row 12a, and the downstream end 18b of the circulation flow path 18 is the casing located on the upstream side of the moving blade row 12a. It opens to the inner surface 16a. An intermediate portion 18 c of the circulation flow path 18 connecting the upstream end 18 a and the downstream end 18 b is provided outside the inner surface 16 a of the casing 16.
循環流路１８の上流端１８ａ及び下流端１８ｂのケーシング１６の内面１６ａへの開口形状は、周方向に連続的又は断続的に延びる１又は複数のスリット形状であるのが好ましい。 The opening shape of the upstream end 18a and the downstream end 18b of the circulation flow path 18 to the inner surface 16a of the casing 16 is preferably one or a plurality of slit shapes extending continuously or intermittently in the circumferential direction.
循環流路１８が第１実施形態の場合と異なる構成は、次の通りである。 A configuration in which the circulation channel 18 is different from that in the first embodiment is as follows.
図６は、図５のＡ−Ａ断面図である。
図５、図６に示すように、循環流路１８の中間部分１８ｃの少なくとも一部は、その外面１９ａ及び内面１９ｂが軸心Ｚ−Ｚ上の点Ｏを中心とする球面形状になっている。この例において、外面１９ａは点Ｏを中心とする半径Ｒ１の球面の一部であり、内面１９ｂは点Ｏを中心とする半径Ｒ２の球面の一部である。
6 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
As shown in FIGS. 5 and 6, at least a part of the intermediate portion 18 c of the circulation channel 18 has a spherical shape whose outer surface 19 a and inner surface 19 b are centered on a point O on the axis ZZ. . In this example, the outer surface 19a is a part of a spherical surface with a radius R1 centered on the point O, and the inner surface 19b is a part of a spherical surface with a radius R2 centered on the point O.
従って、この部分において、循環流路１８の点Ｏを通る平面での断面形状は、点Ｏを中心とする中空円形となる。しかし、本発明は、中空円形の断面形状に限定されず、その一部が分割された円弧形状であってもよい。 Therefore, in this portion, the cross-sectional shape in a plane passing through the point O of the circulation flow path 18 is a hollow circle centered on the point O. However, the present invention is not limited to the hollow circular cross-sectional shape, and may be an arc shape in which a part thereof is divided.
第２実施形態では、流路開閉装置２０の代わりに、循環量制御装置２０が設けられる。 In the second embodiment, a circulation amount control device 20 is provided instead of the flow path opening / closing device 20.
循環量制御装置２０は、循環流路１８を流れる気体の流量を連続的に制御できるように構成されている。
この例において、循環量制御装置２０は、前記球面形状の外面１９ａ及び内面１９ｂに沿って円弧状に延びる複数のベーン２０ａと、Ｚ−Ｚ上の点Ｏを通る揺動軸２１を中心に複数のベーン２０ａを揺動させるアクチュエータ２０ｂとからなる。なお、各ベーン２０ａは、軸心Ｚ−Ｚと平行な方向においても、当該方向と直交する方向においても、前記球面形状の外面１９ａ及び内面１９ｂに沿って延びる。従って、各ベーン２０ａにおいて、外面１９ａと対向する面、および内面１９ｂと対向する面は、それぞれ球面の一部を構成する。
複数のベーン２０ａの揺動は、同期するのが好ましい。また、この同期を達成するために、複数の揺動軸２１を同期させる同期機構を用いるのが好ましい。また各揺動軸２１をそれぞれ別のアクチュエータ２０ｂで同期させてもよい。
The circulation amount control device 20 is configured to continuously control the flow rate of the gas flowing through the circulation flow path 18.
In this example, the circulation amount control device 20 includes a plurality of vanes 20a extending in an arc shape along the spherical outer surface 19a and inner surface 19b, and a plurality of swinging shafts 21 passing through a point O on ZZ. Actuator 20b for swinging the vane 20a. Each vane 20a extends along the spherical outer surface 19a and inner surface 19b both in a direction parallel to the axis ZZ and in a direction perpendicular to the direction. Therefore, in each vane 20a, the surface facing the outer surface 19a and the surface facing the inner surface 19b each constitute a part of a spherical surface.
The swinging of the plurality of vanes 20a is preferably synchronized. In order to achieve this synchronization, it is preferable to use a synchronization mechanism that synchronizes the plurality of swing shafts 21. Further, the respective swing shafts 21 may be synchronized by separate actuators 20b.
ベーン２０ａの気体の流れに沿った断面形状は、この例では平板であるが、翼形であるのが好ましく、その他の形状であってもよい。 The cross-sectional shape along the gas flow of the vane 20a is a flat plate in this example, but is preferably an airfoil, and may have other shapes.
また、図６において、複数のベーン２０ａは、周方向に３０度ピッチで１２枚設けられ、それぞれ揺動軸２１を中心に揺動して、循環流路１８の中空円形流路を全閉できるようになっている。さらに全閉から揺動軸２１を９０度揺動させることにより、循環流路１８を全開することができる。
従って、この構成により、循環流路１８の流量を全閉から全開まで制御することができる。
なお、本発明は、この構成に限定されず、循環流路１８の流量を連続的に制御できればよい。
In FIG. 6, twelve vanes 20a are provided at a pitch of 30 degrees in the circumferential direction, and each of the vanes 20a swings around the swinging shaft 21 to fully close the hollow circular channel of the circulation channel 18. It is like that. Further, the circulation channel 18 can be fully opened by swinging the swing shaft 21 by 90 degrees from the fully closed position.
Therefore, with this configuration, the flow rate of the circulation channel 18 can be controlled from fully closed to fully open.
In addition, this invention is not limited to this structure, What is necessary is just to be able to control the flow volume of the circulation flow path 18 continuously.
また、上述した複数のベーン２０ａは、揺動軸２１を中心に揺動して流量を連続的に制御するため、ベーン２０ａを通過した気体は、ベーンの向きにより、軸心Ｚ−Ｚを中心とする旋回（スワール）が付加される。
このスワールの方向は、圧縮機の回転方向と同じ順スワールでも、圧縮機の回転方向と逆向きの逆スワールでもよい。また、このスワールにより、動翼列１２ａに流入する気体全体のスワールを制御し、効率を高めてもよい。
Further, the plurality of vanes 20a described above oscillate about the oscillating shaft 21 to continuously control the flow rate, so that the gas passing through the vane 20a is centered on the axis ZZ depending on the direction of the vane. A swirl is added.
The direction of this swirl may be the same forward swirl as the rotation direction of the compressor or a reverse swirl opposite to the rotation direction of the compressor. In addition, the swirl of the entire gas flowing into the rotor blade row 12a may be controlled by this swirl to increase efficiency.
上述した循環量制御装置２０により、複数のベーン２０ａを同期して揺動することにより、循環流路１８を流れる気体の流量を連続的に制御することができる。 The flow rate of the gas flowing through the circulation flow path 18 can be continuously controlled by swinging the plurality of vanes 20a synchronously by the circulation amount control device 20 described above.
本発明の第２実施形態によれば、循環流路１８の上流端１８ａは、第１実施形態と同様に、遠心圧縮機１４の遠心インペラ１４ａより上流側であって、静圧が動翼列１２ａ及び遠心インペラ１４ａの位置より高い位置に設定されている。
すなわち図２の例において、循環流路１８の上流端１８ａは、Ａ３に相当する静翼列１２ｂの位置に設定されている。
According to the second embodiment of the present invention, the upstream end 18a of the circulation flow path 18 is upstream of the centrifugal impeller 14a of the centrifugal compressor 14 and the static pressure is the moving blade row, as in the first embodiment. 12a and a position higher than the position of the centrifugal impeller 14a.
That is, in the example of FIG. 2, the upstream end 18a of the circulation flow path 18 is set at the position of the stationary blade row 12b corresponding to A3.
この構成により、気体の抽気位置を、遠心インペラ１４ａの中間位置（Ａ４）又は動翼列１２ａの中間位置（Ａ２）とする従来のケーシングトリートメントと比較して、本発明の第２実施形態における気体の抽気位置（Ａ３）の静圧が高く、動翼列１２ａの上流側（Ａ１）との差圧が大きいため、大量の気体を抽気することができる。 With this configuration, the gas in the second embodiment of the present invention is compared with the conventional casing treatment in which the gas extraction position is the intermediate position (A4) of the centrifugal impeller 14a or the intermediate position (A2) of the moving blade row 12a. Since the static pressure at the extraction position (A3) is high and the differential pressure with the upstream side (A1) of the moving blade row 12a is large, a large amount of gas can be extracted.
図７は、本発明の第２実施形態によるターボ圧縮機における流量と圧力比及び効率との関係図である。
この図において、図中の太い実線は循環流路１８が全閉の場合、破線は循環流路１８が全開の場合である。全閉の場合、図３の従来例の循環流路（すなわちケーシングトリートメント）がない場合と一致する。また、細い実線は、全閉と全開の中間位置、すなわち循環流路１８を流れる流量が最大と最小の中間流量の場合である。
FIG. 7 is a relationship diagram between the flow rate, the pressure ratio, and the efficiency in the turbo compressor according to the second embodiment of the present invention.
In this figure, the thick solid line in the figure is when the circulation channel 18 is fully closed, and the broken line is when the circulation channel 18 is fully open. When fully closed, this corresponds to the case where there is no circulation channel (that is, casing treatment) in the conventional example of FIG. The thin solid line is the intermediate position between fully closed and fully opened, that is, the case where the flow rate flowing through the circulation flow path 18 is the maximum and minimum intermediate flow rate.
なお、図３と同様に、図中のＢ１は最大回転速度における特性、Ｂ２は最小回転速度における特性、Ｂ３はその中間速度における特性、Ｂ４はサージラインを示している。すなわち、循環流路がない場合、本発明の第２実施形態によるターボ圧縮機１０はＢ１，Ｂ２，Ｂ４で囲まれる領域が作動領域であることを模式的に示している。 As in FIG. 3, B1 in the figure indicates the characteristic at the maximum rotational speed, B2 indicates the characteristic at the minimum rotational speed, B3 indicates the characteristic at the intermediate speed, and B4 indicates the surge line. That is, when there is no circulation flow path, the turbo compressor 10 according to the second embodiment of the present invention schematically shows that the region surrounded by B1, B2, and B4 is the operation region.
図７において、循環流路が全開の場合、実際に流入する気体流量が減少した場合でも、抽気流量に相当する分、圧縮機インペラへと流入する見かけの流量が増加もしくは維持されるため、図中に破線で示すように、Ｂ１，Ｂ２，Ｂ４の線が小流量側へ移動する。
この場合、本発明の第２実施形態では、図２に示したように、循環流路１８の上流端１８ａ（抽気位置）が、静圧が動翼列１２ａ及び遠心インペラ１４ａの位置より高い位置（Ａ３）に設定されているので、軸流圧縮機１２の上流側（Ａ１）との差圧が大きいため、大量の気体を抽気することができる。
その結果、本発明の第２実施形態では、小流量側へ作動域を拡大することができる。
In FIG. 7, when the circulation flow path is fully open, even if the actual gas flow rate decreases, the apparent flow rate flowing into the compressor impeller is increased or maintained by the amount corresponding to the extraction flow rate. As indicated by broken lines inside, the lines B1, B2, and B4 move to the small flow rate side.
In this case, in the second embodiment of the present invention, as shown in FIG. 2, the upstream end 18a (bleeding position) of the circulation flow path 18 is a position where the static pressure is higher than the positions of the moving blade row 12a and the centrifugal impeller 14a. Since it is set to (A3), since the differential pressure with the upstream (A1) of the axial flow compressor 12 is large, a large amount of gas can be extracted.
As a result, in the second embodiment of the present invention, the operating range can be expanded to the small flow rate side.
また、本発明の第２実施形態では、循環流路１８を流れる気体の流量を連続的に制御可能な循環量制御装置２０を備えているので、循環流路１８の流量を増加させれば、上述したように小流量側へ作動域を拡大することができ、循環流路１８の流量を減少させてゼロにすれば、抽気のない場合に圧縮できる最大流量を維持することができる。さらに、図７で細い実線で示したように、循環流路１８の流量を中間流量で運転することもできる。
従って、循環量制御装置２０により循環流路１８の流量を制御することにより、圧縮できる最大流量を維持したまま、効率を悪化させることなく小流量側へ作動域を拡大できる。
Further, in the second embodiment of the present invention, since the circulation amount control device 20 capable of continuously controlling the flow rate of the gas flowing through the circulation flow path 18 is provided, if the flow rate of the circulation flow path 18 is increased, As described above, the operating range can be expanded to the small flow rate side, and if the flow rate of the circulation flow path 18 is reduced to zero, the maximum flow rate that can be compressed without extraction is maintained. Furthermore, as shown by a thin solid line in FIG. 7, the flow rate of the circulation flow path 18 can be operated at an intermediate flow rate.
Therefore, by controlling the flow rate of the circulation flow path 18 with the circulation amount control device 20, the operating range can be expanded to the small flow rate side without deteriorating the efficiency while maintaining the maximum flow rate that can be compressed.
図３、図７において図中の折線Ｃは、エンジン作動条件における流量と圧力比の関係を模式的に示している。
折線Ｃの折曲がり位置Ｃ１における効率は、図３と図７の比較から、図７の方が高いことがわかる。
3 and 7, the broken line C in the drawing schematically shows the relationship between the flow rate and the pressure ratio under engine operating conditions.
From the comparison between FIG. 3 and FIG. 7, it can be seen that the efficiency in FIG. 7 is higher at the folding position C1 of the broken line C.
この理由は、従来のケーシングトリートメントでは、循環流路を流れる気体の流量が少なく、圧縮機インペラへと流入する見かけの流量増加は限定的となるため、結果として効率を維持できないまま小流量側へ作動域が拡大されていると考えられる。
これに対し、本発明の第２実施形態では、循環流路を流れる気体の流量が多く、圧縮機インペラへと流入する見かけの流量を増加させることが可能となり、効率がほとんど低下しないものと考えられる。
The reason for this is that in conventional casing treatments, the flow rate of gas flowing through the circulation channel is small, and the apparent increase in flow rate flowing into the compressor impeller is limited, so that the efficiency cannot be maintained and the flow rate is reduced to the low flow rate side. It is considered that the operating range has been expanded.
On the other hand, in the second embodiment of the present invention, the flow rate of the gas flowing through the circulation channel is large, and the apparent flow rate flowing into the compressor impeller can be increased, so that the efficiency is hardly lowered. It is done.
上述したように、本発明の第２実施形態では、軸流圧縮機１２を遠心圧縮機１４と組み合わせ、かつ、より静圧の高くなる軸流段静翼部から抽気を行うことで循環流路１８内の循環流量を増加させることができる。
その結果、見かけ上の流量が増加し、圧縮機の作動域全体が小流量側へシフトする。さらに循環流路１８の流量を循環量制御装置２０によって連続的に制御することにより、広範囲で作動可能なターボ圧縮機１０が実現可能となる。
As described above, in the second embodiment of the present invention, the axial flow compressor 12 is combined with the centrifugal compressor 14, and the air is extracted from the axial flow stage stationary blade portion where the static pressure becomes higher, so that the inside of the circulation flow path 18. The circulation flow rate can be increased.
As a result, the apparent flow rate increases and the entire operating range of the compressor shifts to the small flow rate side. Furthermore, by continuously controlling the flow rate of the circulation flow path 18 with the circulation amount control device 20, the turbo compressor 10 operable in a wide range can be realized.
なお、本発明は上述した実施形態に限定されず、特許請求の範囲の記載によって示され、さらに特許請求の範囲の記載と均等の意味および範囲内でのすべての変更を含むものである。 In addition, this invention is not limited to embodiment mentioned above, is shown by description of a claim, and also includes all the changes within the meaning and range equivalent to description of a claim.
１ 低圧の気体、２ 中圧の気体、３ 高圧の気体、
１０ ターボ圧縮機、１２ 軸流圧縮機、
１２ａ 動翼列、１２ｂ 静翼列、１３ ロータ、
１４ 遠心圧縮機、１４ａ 遠心インペラ、
１５ 流路、１６ ケーシング、１６ａ 内面、
１７ コーン部、１８ 循環流路、
１８ａ 上流端、１８ｂ 下流端、１８ｃ 中間部分、
２０ 流路開閉装置、循環量制御装置 ２０ａ 弁部材、ベーン、２０ｂ アクチュエータ
1 low pressure gas, 2 medium pressure gas, 3 high pressure gas,
10 turbo compressor, 12 axial compressor,
12a moving blade row, 12b stationary blade row, 13 rotor,
14 Centrifugal compressor, 14a Centrifugal impeller,
15 flow path, 16 casing, 16a inner surface,
17 cone part, 18 circulation flow path,
18a upstream end, 18b downstream end, 18c middle part,
20 Flow path opening / closing device, circulation amount control device 20a Valve member, vane, 20b Actuator
Claims (4)
該軸流圧縮機の下流側に同軸に配置され前記軸心を中心に回転する遠心インペラを有する遠心圧縮機と、
前記軸流圧縮機の動翼列と遠心圧縮機の遠心インペラを囲みその内側に気体の流路を構成するケーシングと、
前記動翼列の上流側と下流側のケーシング内面を直接連通する循環流路と、を備え、
前記循環流路の上流端は、前記遠心インペラより上流側であって、静圧が動翼列及び遠心インペラの位置より高い位置に設定されている、ことを特徴とするターボ圧縮機。 An axial compressor having a moving blade row rotating about an axis;
A centrifugal compressor having a centrifugal impeller that is coaxially disposed on the downstream side of the axial compressor and rotates about the axis;
A casing that surrounds the moving blade row of the axial flow compressor and the centrifugal impeller of the centrifugal compressor and constitutes a gas flow path therein;
A circulation channel that directly communicates the inner surface of the casing on the upstream side and the downstream side of the moving blade row,
The turbo compressor according to claim 1, wherein an upstream end of the circulation channel is upstream of the centrifugal impeller, and a static pressure is set at a position higher than positions of the moving blade row and the centrifugal impeller.
前記循環流路の上流端は、前記静翼列の位置である、ことを特徴とする請求項１に記載のターボ圧縮機。 The axial flow compressor has a stationary blade row that does not rotate downstream of the blade row,
The turbo compressor according to claim 1, wherein an upstream end of the circulation flow path is a position of the stationary blade row.
The turbo compressor according to claim 1, further comprising a circulation amount control device capable of continuously controlling a flow rate of the gas flowing through the circulation channel.
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