JPH10141290A - Multiple stage centrifugal compressor - Google Patents
Multiple stage centrifugal compressorInfo
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- JPH10141290A JPH10141290A JP8292892A JP29289296A JPH10141290A JP H10141290 A JPH10141290 A JP H10141290A JP 8292892 A JP8292892 A JP 8292892A JP 29289296 A JP29289296 A JP 29289296A JP H10141290 A JPH10141290 A JP H10141290A
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D17/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
- F04D17/08—Centrifugal pumps
- F04D17/10—Centrifugal pumps for compressing or evacuating
- F04D17/12—Multi-stage pumps
- F04D17/122—Multi-stage pumps the individual rotor discs being, one for each stage, on a common shaft and axially spaced, e.g. conventional centrifugal multi- stage compressors
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
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- 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
- F04D29/441—Fluid-guiding means, e.g. diffusers especially adapted for elastic fluid pumps
- F04D29/444—Bladed diffusers
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- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、複数段の遠心羽根
車を備えた多段遠心圧縮機に関する。The present invention relates to a multi-stage centrifugal compressor having a plurality of stages of centrifugal impellers.
【０００２】[0002]
【従来の技術】従来のこの種の多段遠心圧縮機の例とし
ては、例えば特公平１−３３６７８号公報記載のものが
ある。この多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図を
図１５に、図１５中Ｇ−Ｇ断面による横断面図を図１６
に示す。図１５及び図１６は、多段遠心圧縮機の多段構
造のうち、ある段の遠心羽根車及びその次段の遠心羽根
車近傍の構造を例にとって示したものであり、遠心羽根
車２ａと、羽根車２ａの下流側（すなわち半径方向外
側）に設けられたディフューザ３と、このディフューザ
３の下流側に設けられたリターンベンド４と、このリタ
ーンベンド４の下流側（すなわち半径方向内側）に設け
られ流れを次段羽根車２ｂに導く戻り流路５と、この戻
り流路５に円形翼列状に配置された案内羽根８（図１６
参照）と、戻り流路５の軸方向両側壁面をそれぞれ形成
する１対の流路仕切り板６，７と、回転軸１に固定され
た回転スリーブ１０とが配置されている。羽根車２ａ及
び２ｂはともに回転軸１に取り付けられており、それぞ
れ、心板１６と、側板１７と、これら心板１６及び側板
１７の間に円形翼列状に設けられた羽根１５とを備えて
いる。流路仕切り板６，７は、戻り流路５の軸方向流路
幅が入口側部分では一定で出口側部分では流れ方向に漸
次拡大するように配置されている。以上の構造は、前述
したようにある段の構造の一例であり、多段遠心圧縮機
では、これと同様の構造が回転軸１の軸方向に複数段に
わたって設けられている。2. Description of the Related Art An example of a conventional multi-stage centrifugal compressor of this type is disclosed, for example, in Japanese Patent Publication No. 1-36786. FIG. 15 is a longitudinal sectional view showing a main part structure of the multi-stage centrifugal compressor, and FIG. 16 is a transverse sectional view taken along a line GG in FIG.
Shown in FIGS. 15 and 16 show, by way of example, a structure near a centrifugal impeller of a certain stage and a centrifugal impeller of the next stage in the multistage structure of the multistage centrifugal compressor. A diffuser 3 provided downstream of the vehicle 2a (ie, radially outside), a return bend 4 provided downstream of the diffuser 3, and a diffuser 3 provided downstream of the return bend 4 (ie, radially inside). A return flow path 5 for guiding the flow to the next stage impeller 2b, and guide blades 8 (FIG. 16) arranged in a circular cascade in the return flow path 5
), A pair of flow path partitioning plates 6 and 7 respectively forming axially opposite side walls of the return flow path 5, and a rotating sleeve 10 fixed to the rotating shaft 1. The impellers 2 a and 2 b are both attached to the rotating shaft 1 and each include a core plate 16, a side plate 17, and blades 15 provided between the core plate 16 and the side plate 17 in a circular cascade. ing. The flow path partition plates 6 and 7 are arranged so that the axial flow path width of the return flow path 5 is constant at the inlet side portion and gradually increases in the flow direction at the outlet side portion. The above structure is an example of the structure of a certain stage as described above. In a multistage centrifugal compressor, a similar structure is provided in a plurality of stages in the axial direction of the rotating shaft 1.
【０００３】上記構成において、羽根車２ａから出た流
れは、ディフューザ３で減速された後にリターンベンド
４に流入して半径方向外向きから半径方向内向きに転向
され、戻り流路５に流入する。その後、この流入した流
れは、戻り流路５に設けられた案内羽根８により接線方
向から半径方向に転向されて減速され、次段の羽根車２
ｂに導かれる。[0003] In the above-described configuration, the flow coming out of the impeller 2 a is decelerated by the diffuser 3, flows into the return bend 4, is turned radially inward from outward in the radial direction, and flows into the return flow path 5. . Thereafter, the inflow is deflected from the tangential direction to the radial direction by the guide blades 8 provided in the return flow path 5 and decelerated, and the next stage impeller 2
b.
【０００４】また、他の多段遠心圧縮機の例として、特
公平５−２０５９７号公報記載のものがある。この多段
遠心圧縮機では、特に、戻り流路の入口側部分の軸方向
流路幅が流れ方向に漸次拡大している点が、上記特公平
１−３３６７８号公報記載の構造と異なっている。As another example of a multi-stage centrifugal compressor, there is one described in Japanese Patent Publication No. 5-20597. This multi-stage centrifugal compressor differs from the structure described in Japanese Patent Publication No. 1-36788 in that the axial flow path width at the inlet side portion of the return flow path gradually increases in the flow direction.
【０００５】[0005]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記２
つの従来技術においては、以下の課題が存在する。すな
わち、戻り流路の入口側部分では、案内羽根の反りが大
きいことから、流れが接線方向から半径方向に向かって
より大きく転向させられる。この大きな転向を実現する
たためには流れを大きく減速する必要があることから、
この減速のために必要な仕事に相当する各案内羽根の翼
負荷（＝翼の周方向両側の圧力差）が大きくなる。しか
し、翼負荷がある程度大きくなっている場合には、案内
羽根がその翼負荷を十分には負担することができず、微
視的にみると一部の流れを十分減速できなくなる。その
結果、一部の流れが十分半径方向に向かって転向しなく
なり、翼面からの剥離が発生し、これにより戻り流路に
おける損失が増加する。また、この不十分な転向により
戻り流路における２次流れが増加し、戻り流路の出口に
おいて流路幅方向（＝軸方向）及び周方向の流速分布が
発生し、流れの歪み（＝不均一性）が大きくなる。この
結果、次段羽根車の入口における流れの歪みも大きくな
って、次段以降の性能が低下する。以上のように、戻り
流路自体における損失増加、及び戻り流路の流れの歪み
に由来する下流段の性能低下により、圧縮機全体の性能
が低下することとなる。However, the above-mentioned 2)
The following problems exist in the two prior arts. That is, at the inlet side portion of the return flow path, the flow is more diverted from the tangential direction to the radial direction due to the large warpage of the guide vanes. In order to realize this large turning, it is necessary to greatly reduce the flow,
The blade load of each guide blade (= pressure difference on both circumferential sides of the blade) corresponding to the work required for this deceleration increases. However, when the blade load is increased to some extent, the guide blade cannot sufficiently bear the blade load, and when viewed microscopically, a part of the flow cannot be sufficiently decelerated. As a result, some of the flow does not turn sufficiently in the radial direction, causing separation from the blade surface, thereby increasing the loss in the return flow path. Also, the secondary flow in the return flow path increases due to the insufficient turning, and a flow velocity distribution occurs in the flow path width direction (= axial direction) and the circumferential direction at the outlet of the return flow path. Uniformity) is increased. As a result, the distortion of the flow at the entrance of the next-stage impeller also increases, and the performance of the next and subsequent stages decreases. As described above, the performance of the compressor as a whole decreases due to an increase in loss in the return passage itself and a decrease in performance of the downstream stage caused by distortion of the flow in the return passage.
【０００６】ここにおいて、上記のような不都合を解消
するために、案内羽根の枚数を増やすことで各案内羽根
の翼負荷を低減することが考えられるが、その場合には
案内羽根トータルの表面積の増大により摩擦損失が大幅
に増加し、戻り流路の損失がかえって増大することとな
る。Here, in order to solve the above-mentioned inconvenience, it is conceivable to reduce the blade load of each guide blade by increasing the number of guide blades. In this case, however, the total surface area of the guide blades is reduced. The increase greatly increases the friction loss, and conversely increases the return flow path loss.
【０００７】本発明の第１の目的は、戻り流路における
損失を低減することにより、全体の性能を向上できる多
段圧縮機を提供することにある。[0007] A first object of the present invention is to provide a multi-stage compressor capable of improving overall performance by reducing loss in a return flow path.
【０００８】本発明の第２の目的は、戻り流路から次段
羽根車入口に流入するときの流れを均一化することによ
り、全体の性能を向上できる多段圧縮機を提供すること
にある。A second object of the present invention is to provide a multi-stage compressor which can improve the overall performance by making the flow when flowing into the inlet of the next stage impeller from the return flow path uniform.
【０００９】[0009]
【課題を解決するための手段】上記第１及び第２の目的
を達成するために、本発明によれば、複数段に設けられ
た遠心羽根車と、各遠心羽根車の下流側に設けられたデ
ィフューザと、このディフューザの下流側に設けられ流
れを半径方向外向きから半径方向内向きに転向させるリ
ターンベンドと、このリターンベンドの下流側に設けら
れ流れを次段遠心羽根車に導く戻り流路と、この戻り流
路に円形翼列状に配置された案内羽根とを有する多段遠
心圧縮機において、前記戻り流路の入口側部分に、前記
案内羽根の翼負荷を低減する翼負荷低減手段を設けたこ
とを特徴とする多段遠心圧縮機が提供される。すなわ
ち、例えば、戻り流路の入口側部分の軸方向流路幅を流
れ方向に漸次狭くすれば、流路面積の減少が流れ速度を
増加させるように作用し、流れの減速を緩和する。これ
により、流れの減速のために必要な仕事に相当する案内
羽根の翼負荷が低減されるので、案内羽根が十分にその
翼負荷を負担できるようになり、流れ全体を十分に転向
させることができる。また例えば、戻り流路の入口側部
分に、戻り流路の入口側部分の軸方向流路幅より低い軸
方向高さ及び案内羽根より短い翼長を備えた小羽根を設
けてもよい。これにより、この増えた小羽根が流れの転
向を補助し翼負荷の一部を負担する分、案内羽根の翼負
荷が低減されるので、案内羽根は十分にその翼負荷を負
担できるようになり、流れ全体を十分に転向させること
ができる。そして、流れ全体の十分な転向により、流れ
は翼面に沿って流れ、剥離が発生するのを防止できるの
で、戻り流路で剥離による損失が発生するのを防止でき
る。このとき、流路面積の減少や小羽根の設置によって
戻り流路における摩擦損失がわずかに増大するが、剥離
による損失防止の効果のほうが際だって大きいので、全
体として戻り流路における損失を低減することができ
る。したがって、圧縮機全体の性能を向上できる。ま
た、流れが翼面に沿って流れることにより戻り流路での
２次流れの発生を低減できるので、戻り流路の出口にお
ける流れの歪みを低減でき、軸方向・周方向の流速分布
を一様にすることができる。したがって、戻り流路から
次段羽根車入口に流入するときの流れを均一化すること
ができるので、これによっても圧縮機全体の性能を向上
できる。In order to achieve the first and second objects, according to the present invention, there are provided centrifugal impellers provided in a plurality of stages, and centrifugal impellers provided downstream of each of the centrifugal impellers. Diffuser, a return bend provided downstream of the diffuser for turning the flow from radially outward to radially inward, and a return flow provided downstream of the return bend for guiding the flow to the next-stage centrifugal impeller. A multi-stage centrifugal compressor having a passage and guide vanes arranged in a circular cascade in the return flow passage, a blade load reducing means for reducing a blade load of the guide vane at an inlet side portion of the return flow passage. And a multistage centrifugal compressor provided with: That is, for example, if the axial flow path width at the inlet-side portion of the return flow path is gradually narrowed in the flow direction, the decrease in the flow path area acts to increase the flow velocity, and reduces the flow deceleration. As a result, the blade load on the guide blades, which is equivalent to the work required for deceleration of the flow, is reduced, so that the guide blades can sufficiently bear the blade load, and the entire flow can be sufficiently turned. it can. Further, for example, a small blade having an axial height lower than the axial flow width of the return flow passage at the inlet side and a blade length shorter than the guide blade may be provided at the inlet side of the return flow passage. As a result, the blade load on the guide blade is reduced by the amount that the increased small blade assists the turning of the flow and bears a part of the blade load, so that the guide blade can sufficiently bear the blade load. , The entire flow can be fully diverted. And, by the sufficient turning of the entire flow, the flow flows along the wing surface, and separation can be prevented, so that loss due to separation in the return flow path can be prevented. At this time, the friction loss in the return flow path slightly increases due to the reduction of the flow path area and the installation of the small blades. However, since the effect of preventing loss due to separation is significantly larger, the loss in the return flow path is reduced as a whole. be able to. Therefore, the performance of the entire compressor can be improved. In addition, the flow along the blade surface can reduce the generation of the secondary flow in the return flow path, so that the flow distortion at the outlet of the return flow path can be reduced, and the flow velocity distribution in the axial and circumferential directions can be reduced. It can be like. Therefore, the flow at the time of flowing into the inlet of the next stage impeller from the return flow path can be made uniform, thereby also improving the performance of the entire compressor.
【００１０】好ましくは、前記多段遠心圧縮機におい
て、前記翼負荷低減手段は、前記戻り流路の入口側部分
に設けられ、該戻り流路の入口側部分の軸方向流路幅よ
り低い軸方向高さ及び前記案内羽根より短い翼長を備え
た小羽根であり、この小羽根の前縁半径は、前記案内羽
根の前縁半径よりも大きくなっていることを特徴とする
多段遠心圧縮機が提供される。すなわち、小羽根の前縁
が案内羽根の前縁よりも上流側に突出していることによ
り、流れは、リターンベンドから案内羽根に流入するよ
り前に予め整流され、その流れ角が案内羽根の前縁の角
度に近づけられるので、案内羽根の入射損失が低減され
る。したがって、戻り流路における損失をさらに低減す
ることができる。[0010] Preferably, in the multistage centrifugal compressor, the blade load reducing means is provided at an inlet side portion of the return passage, and has an axial direction lower than an axial passage width of the inlet side portion of the return passage. A multi-stage centrifugal compressor characterized by having a height and a blade length shorter than the guide blade, wherein a leading edge radius of the small blade is larger than a leading edge radius of the guide blade. Provided. That is, since the leading edge of the small blade projects upstream from the leading edge of the guide blade, the flow is pre-rectified before flowing into the guide blade from the return bend, and the flow angle is adjusted in front of the guide blade. Since the edge angle is approached, the incidence loss of the guide vanes is reduced. Therefore, the loss in the return flow path can be further reduced.
【００１１】また、上記第２の目的を達成するために、
本発明によれば、複数段に設けられた遠心羽根車と、各
遠心羽根車の下流側に設けられたディフューザと、この
ディフューザの下流側に設けられ流れを半径方向外向き
から半径方向内向きに転向させるリターンベンドと、こ
のリターンベンドの下流側に設けられ流れを次段遠心羽
根車に導く戻り流路と、この戻り流路に円形翼列状に配
置された案内羽根とを有する多段遠心圧縮機において、
前記戻り流路の出口側部分に、該戻り流路の出口側部分
の軸方向流路幅より低い軸方向高さ及び前記案内羽根よ
り短い翼長を備えた小羽根を設けたことを特徴とする多
段遠心圧縮機が提供される。すなわち、戻り流路の入口
側部分において案内羽根の大きな翼負荷により剥離や２
次流れが発生し流れの歪みが生じたとしても、戻り流路
の出口側部分に設けられた小羽根と案内羽根とによる整
流作用によって流れの歪みを低減し、軸方向・周方向の
流速分布を一様にすることができる。したがって、戻り
流路から次段羽根車入口に流入するときの流れを均一化
することができるので、圧縮機全体の性能を向上でき
る。In order to achieve the second object,
According to the present invention, the centrifugal impeller provided in a plurality of stages, the diffuser provided on the downstream side of each centrifugal impeller, and the flow provided on the downstream side of the diffuser directs the flow from radially outward to radially inward. Multi-stage centrifugal pump having a return bend for turning the air in the return bend, a return flow path provided downstream of the return bend to guide the flow to the next-stage centrifugal impeller, and guide vanes arranged in a circular cascade in the return flow path In the compressor,
On the outlet side portion of the return passage, small blades having an axial height lower than the axial passage width of the outlet side portion of the return passage and a blade length shorter than the guide blade are provided. A multi-stage centrifugal compressor is provided. In other words, at the inlet side portion of the return flow path, separation or 2
Even if the next flow occurs and the flow is distorted, the flow is reduced by the rectifying action of the small vanes and the guide vanes provided at the outlet side of the return flow path, and the flow velocity distribution in the axial and circumferential directions is reduced. Can be made uniform. Therefore, the flow at the time of flowing into the inlet of the next stage impeller from the return passage can be made uniform, so that the performance of the entire compressor can be improved.
【００１２】好ましくは、上記多段遠心圧縮機におい
て、前記小羽根の軸方向高さは、前記戻り流路の入口側
部分における軸方向流路幅の１０％以上５０％以下であ
ることを特徴とする多段遠心圧縮機が提供される。すな
わち、小羽根の軸方向高さが戻り流路の入口側部分にお
ける軸方向流路幅の１０％未満であると、戻り流路入口
側部分における流れ転向作用が小さ過ぎたり、戻り流路
出口側部分における整流作用が小さ過ぎるようになる。
また、小羽根の軸方向高さが５０％を超えると、表面積
の増加により摩擦損失が大きくなり過ぎる。したがっ
て、小羽根の軸方向高さを戻り流路の軸方向流路幅の１
０％以上５０％以下とすることにより、より確実に圧縮
機全体の性能を向上できる。Preferably, in the multistage centrifugal compressor, the height of the small blade in the axial direction is 10% or more and 50% or less of the axial flow path width at the inlet side portion of the return flow path. A multi-stage centrifugal compressor is provided. That is, if the axial height of the small blade is less than 10% of the axial flow path width at the inlet side portion of the return flow path, the flow diverting action at the return flow path inlet side part is too small or the return flow path outlet The rectification in the side parts becomes too small.
On the other hand, when the axial height of the small blades exceeds 50%, the friction loss becomes too large due to the increase in the surface area. Accordingly, the height of the small blade in the axial direction is returned to the axial flow path width of the flow path by one.
By setting it to 0% or more and 50% or less, the performance of the entire compressor can be more reliably improved.
【００１３】また、上記第１及び第２の目的を達成する
ために、本発明によれば、複数段に設けられた遠心羽根
車と、各遠心羽根車の下流側に設けられたディフューザ
と、このディフューザの下流側に設けられ流れを半径方
向外向きから半径方向内向きに転向させるリターンベン
ドと、このリターンベンドの下流側に設けられ流れを次
段遠心羽根車に導く戻り流路と、この戻り流路に円形翼
列状に配置された案内羽根とを有する多段遠心圧縮機に
おいて、前記戻り流路の入口側部分及び出口側部分のい
ずれか一方に、該戻り流路の軸方向流路幅より低い軸方
向高さ及び前記案内羽根より短い翼長を備えた小羽根を
設けたことを特徴とする多段遠心圧縮機が提供される。
すなわち、戻り流路の入口側部分に小羽根を設けた場合
には、増えた小羽根が流れの転向を補助し翼負荷の一部
を負担する分、案内羽根の翼負荷が低減されるので、案
内羽根は十分にその翼負荷を負担できるようになり、流
れ全体を十分に転向させることができる。これにより、
流れは翼面に沿って流れ、剥離が発生するのを防止でき
るので、戻り流路で剥離による損失が発生するのを防止
できる。このとき、小羽根の設置によって戻り流路にお
ける摩擦損失がわずかに増大するが、剥離による損失防
止の効果のほうが際だって大きいので、全体として戻り
流路における損失を低減することができる。したがっ
て、圧縮機全体の性能を向上できる。また、流れが翼面
に沿って流れることにより戻り流路での２次流れの発生
を低減できるので、戻り流路の出口における流れの歪み
を低減でき、軸方向・周方向の流速分布を一様にするこ
とができる。したがって、戻り流路から次段羽根車入口
に流入するときの流れを均一化することができるので、
これによっても圧縮機全体の性能を向上できる。一方、
戻り流路の出口側部分に小羽根を設けた場合には、戻り
流路の入口側部分において案内羽根の大きな翼負荷によ
り剥離や２次流れが発生し流れの歪みが生じたとして
も、出口側部分の小羽根と案内羽根とによる整流作用に
よって流れの歪みを低減し、軸方向・周方向の流速分布
を一様にすることができる。したがって、戻り流路から
次段羽根車入口に流入するときの流れを均一化すること
ができるので、圧縮機全体の性能を向上できる。According to the present invention, there is provided a centrifugal impeller provided in a plurality of stages, and a diffuser provided downstream of each centrifugal impeller. A return bend provided downstream of the diffuser for turning the flow from radially outward to radially inward; a return flowpath provided downstream of the return bend and guiding the flow to the next stage centrifugal impeller; In a multistage centrifugal compressor having guide vanes arranged in a circular cascade on a return flow path, an axial flow path of the return flow path may be provided at one of an inlet side portion and an outlet side portion of the return flow path. A multi-stage centrifugal compressor is provided, comprising small blades having an axial height lower than the width and a blade length shorter than the guide blade.
That is, when the small blades are provided on the inlet side of the return flow path, the increased small blades assist the flow turning and bear a part of the blade load, so that the blade load of the guide blade is reduced. As a result, the guide vanes can sufficiently bear their blade loads, and the entire flow can be sufficiently diverted. This allows
Since the flow flows along the wing surface and separation can be prevented from occurring, loss due to separation in the return channel can be prevented. At this time, the provision of the small blades slightly increases the friction loss in the return flow path, but since the effect of preventing loss due to separation is remarkably large, the loss in the return flow path can be reduced as a whole. Therefore, the performance of the entire compressor can be improved. In addition, the flow along the blade surface can reduce the generation of the secondary flow in the return flow path, so that the flow distortion at the outlet of the return flow path can be reduced, and the flow velocity distribution in the axial and circumferential directions can be reduced. It can be like. Therefore, since the flow when flowing into the next stage impeller inlet from the return flow path can be uniformed,
This also improves the performance of the entire compressor. on the other hand,
When small vanes are provided at the outlet side of the return flow path, even if separation or secondary flow occurs due to a large wing load of the guide vanes at the inlet side of the return flow path, the flow is distorted. The flow rectification by the small blades and the guide blades at the side portions can reduce the flow distortion and make the flow velocity distribution uniform in the axial and circumferential directions. Therefore, the flow at the time of flowing into the inlet of the next stage impeller from the return passage can be made uniform, so that the performance of the entire compressor can be improved.
【００１４】[0014]
【発明の実施の形態】以下、本発明の実施形態を図面を
参照しつつ説明する。本発明の第１の実施形態を図１及
び図２により説明する。従来構造を表す図１５及び図１
６と同等の部材には同一の符号を付し、説明を省略す
る。図１は、本実施形態による多段遠心圧縮機の要部構
造を表す縦断面図であり、図２は、図１中Ａ−Ａ断面に
よる横断面図である。これら図１及び図２において、図
１５及び図１６に示した従来構造と異なる点は、戻り流
路１０５の入口側部分ではその軸方向流路幅Ｗが流れ方
向に漸次狭くなるように、また出口側部分ではその軸方
向流路幅Ｗ1が漸次広くなるように、側板側の流路仕切
り板１０７が設けられていることである。その他の構造
は、図１５及び図１６に示した従来構造とほぼ同様であ
る。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings. A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 15 and 1 showing a conventional structure
The same reference numerals are given to members equivalent to 6 and the description is omitted. FIG. 1 is a vertical cross-sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to the present embodiment, and FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG. 1 and 2, the difference from the conventional structure shown in FIGS. 15 and 16 is that the axial flow path width W at the inlet side of the return flow path 105 gradually decreases in the flow direction. In the outlet side portion, a flow path partition plate 107 on the side plate side is provided so that the axial flow path width W1 gradually increases. Other structures are almost the same as the conventional structure shown in FIGS.
【００１５】上記において、戻り流路１０５の入口側部
分の流路幅Ｗを漸次狭くすることが、案内羽根８の翼負
荷を低減する翼負荷低減手段を構成している。以下、こ
のことについて説明する。従来構造の図１５及び図１６
に示されるように、戻り流路５の入口側部分では、案内
羽根８の反りが大きく、流れが接線方向から半径方向に
向かってより大きく転向させられる。この大きな転向を
実現するたためには、図１６中に併せて図示する流れの
絶対速度Ｃ、周方向成分Ｃθ、半径方向成分Ｃｒのう
ち、周方向成分Ｃθを大きく減少させ、絶対速度Ｃも大
きく減少させる必要がある。このとき、速度の２乗と圧
力との比例関係に基づき、流れの減速のために必要な仕
事に相当する翼負荷（＝翼の周方向両側の圧力差）が各
案内羽根８に加わることから、流れを大きく減速させる
ためには、その反作用として各案内羽根８の翼負荷も大
きくなる。しかし、翼負荷がある程度大きくなってくる
と、案内羽根８がその翼負荷を十分には負担することが
できず、微視的にみると一部の流れを十分減速できなく
なる。その結果、一部の流れが十分接線方向から半径方
向に向かって転向しなくなり、案内羽根８の翼面からの
剥離が発生し、これにより戻り流路５における損失が増
加する。また、この不十分な転向により戻り流路５にお
ける２次流れが増加し、戻り流路５の出口において流路
幅方向（＝軸方向）及び周方向の流速分布が発生し、流
れの歪み（＝不均一性）が大きくなる。この結果、次段
羽根車２ｂの入口９における流れの歪みも大きくなっ
て、次段以降の性能が低下する。In the above description, the gradual narrowing of the flow passage width W at the inlet side portion of the return flow passage 105 constitutes a blade load reducing means for reducing the blade load of the guide blade 8. Hereinafter, this will be described. 15 and 16 of the conventional structure
As shown in (2), at the inlet side portion of the return flow path 5, the guide vanes 8 have a large warp, and the flow is more diverted from the tangential direction to the radial direction. In order to realize this large turning, the circumferential component Cθ among the absolute speed C, the circumferential component Cθ, and the radial component Cr of the flow also shown in FIG. 16 is greatly reduced, and the absolute speed C is also increased. It needs to be reduced. At this time, based on the proportional relationship between the square of the velocity and the pressure, a blade load (= pressure difference on both sides in the circumferential direction of the blade) corresponding to the work required for deceleration of the flow is applied to each guide blade 8. In order to greatly reduce the flow, the blade load of each guide blade 8 increases as a reaction. However, when the blade load increases to some extent, the guide blades 8 cannot sufficiently bear the blade load, and when viewed microscopically, some flows cannot be sufficiently decelerated. As a result, a part of the flow does not sufficiently turn from the tangential direction to the radial direction, and separation of the guide vanes 8 from the blade surface occurs, thereby increasing the loss in the return flow path 5. In addition, due to the insufficient turning, the secondary flow in the return flow path 5 increases, and a flow velocity distribution occurs in the flow path width direction (= axial direction) and the circumferential direction at the outlet of the return flow path 5, and the flow distortion ( = Non-uniformity). As a result, the distortion of the flow at the inlet 9 of the next-stage impeller 2b also increases, and the performance of the next and subsequent stages decreases.
【００１６】これに対して、本実施形態においては、図
１及び図２に示されるように、戻り流路１０５の入口側
部分の軸方向流路幅Ｗを流れ方向に漸次狭くしているこ
とにより、流路面積の減少が流れの半径方向成分Ｃｒを
増加させるように作用し、ひいては絶対速度Ｃを増加さ
せるように作用するので、絶対速度Ｃの減少を緩和する
ことができる。これにより、各案内羽根１０８の翼負荷
が低減されるので、案内羽根１０８が十分にその翼負荷
を負担できるようになり、流れ全体を十分に転向させる
ことができる。したがって、流れは各案内羽根１０８の
翼面に沿って流れ、剥離が発生するのを防止できるの
で、戻り流路１０５で剥離による損失が発生するのを防
止できる。このとき、流路面積の減少によって戻り流路
１０５における摩擦損失がわずかに増大するが、剥離に
よる損失防止の効果のほうが際だって大きいので、全体
として戻り流路１０５における損失を低減することがで
きる。また、流れが各案内羽根１０８の翼面に沿って流
れることにより、戻り流路１０５での２次流れの発生を
低減できるので、戻り流路１０５の出口における流れの
歪みを低減でき、軸方向・周方向の流速分布を一様にす
ることができる。したがって、戻り流路１０５から次段
羽根車２ｂの入口９に流入するときの流れを均一化する
ことができる。On the other hand, in the present embodiment, as shown in FIGS. 1 and 2, the axial flow width W of the inlet side portion of the return flow path 105 is gradually narrowed in the flow direction. Accordingly, the decrease in the flow path area acts to increase the radial component Cr of the flow, and thus acts to increase the absolute velocity C, so that the decrease in the absolute velocity C can be moderated. Accordingly, the blade load of each guide blade 108 is reduced, so that the guide blade 108 can sufficiently bear the blade load, and the entire flow can be sufficiently diverted. Therefore, the flow flows along the wing surface of each guide blade 108 and separation can be prevented, so that loss due to separation in the return flow path 105 can be prevented. At this time, the friction loss in the return flow path 105 slightly increases due to the decrease in the flow path area. However, since the effect of preventing loss due to separation is significantly greater, the loss in the return flow path 105 can be reduced as a whole. . Further, since the flow flows along the wing surface of each guide blade 108, the generation of the secondary flow in the return flow path 105 can be reduced, so that the flow distortion at the outlet of the return flow path 105 can be reduced and the axial direction can be reduced. -The flow velocity distribution in the circumferential direction can be made uniform. Therefore, the flow when flowing from the return passage 105 to the inlet 9 of the next stage impeller 2b can be uniformed.
【００１７】以上説明したように、本実施形態によれ
ば、戻り流路１０５における損失を低減することと、戻
り流路１０５から次段羽根車２ｂの入口９に流入すると
きの流れを均一化することの両方の作用により、圧縮機
全体の性能を大幅に向上することができる。As described above, according to the present embodiment, the loss in the return passage 105 is reduced, and the flow when flowing into the inlet 9 of the next stage impeller 2b from the return passage 105 is made uniform. By doing both, the overall performance of the compressor can be significantly improved.
【００１８】本発明の第２の実施形態を図３により説明
する。第１の実施形態と同等の部材には同一の符号を付
し、説明を省略する。図３は、本実施形態による多段遠
心圧縮機の要部構造を表す縦断面図であり、第１の実施
形態と異なる点は、案内羽根２０８が設けられる戻り流
路２０５の入口側部分の軸方向流路幅Ｗが流れ方向にな
めらかに漸次狭くなり、また出口側部分における軸方向
流路幅Ｗ1が流れ方向になめらかに漸次広くなるよう
に、側板側の流路仕切り板２０７の戻り流路２０５側表
面が曲面となっていることである。その他の構造は、第
１の実施形態とほぼ同様である。A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The same members as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted. FIG. 3 is a vertical cross-sectional view illustrating a structure of a main part of the multistage centrifugal compressor according to the present embodiment. The difference from the first embodiment is that a shaft at an inlet side portion of a return passage 205 provided with guide vanes 208 is provided. The return flow path of the flow path partition plate 207 on the side plate side, so that the direction flow path width W gradually narrows smoothly in the flow direction, and the axial flow path width W1 at the outlet side gradually widens smoothly in the flow direction. That is, the surface on the 205 side is a curved surface. Other structures are almost the same as those of the first embodiment.
【００１９】本実施形態によれば、第１の実施形態と同
様の効果に加え、仕切り板２０７の戻り流路２０５側表
面が曲面となっており流れがスムーズに流れるので、戻
り流路損失２０５における損失がさらに低減される。According to the present embodiment, in addition to the same effects as those of the first embodiment, since the surface of the partition plate 207 on the side of the return flow path 205 is curved and the flow smoothly flows, the return flow path loss 205 Is further reduced.
【００２０】本発明の第３の実施形態を図４及び図５に
より説明する。本実施形態は、翼負荷低減手段として、
戻り流路の入口側部分に小羽根を設ける実施形態であ
る。従来構造を表す図１５及び図１６と同等の部材には
同一の符号を付し、説明を省略する。図４は、本実施形
態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図であ
り、図５は、図４中Ｂ−Ｂ断面による横断面図である。
これら図４及び図５において、図１５及び図１６に示し
た従来構造と異なる点は、戻り流路５の入口側部分に、
戻り流路５の入口側部分における軸方向流路幅Ｗより低
い軸方向高さＨ及び案内羽根８より短い翼長を備えた小
羽根３１１を設けたことである。小羽根３１１は、その
軸方向高さＨは戻り流路５の入口側部分における軸方向
流路幅Ｗの約３０％となっており、羽根厚さは案内羽根
８の厚さより小さく、反り線は案内羽根８の反り線とほ
ぼ等しく、前縁半径は案内羽根８の前縁半径とほぼ等し
くなっている。また小羽根３１１は、隣り合う案内羽根
８，８の翼間方向間隔を２分するように（図５参照）、
戻り流路５の心板１６側の壁面を構成する心板側流路仕
切り板６に固定されている。その他の構造は、図１５及
び図１６に示した従来構造とほぼ同様である。A third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the present embodiment, as a blade load reducing means,
This is an embodiment in which small blades are provided at the inlet side portion of the return channel. Members equivalent to those in FIGS. 15 and 16 showing the conventional structure are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted. FIG. 4 is a vertical cross-sectional view illustrating a main part structure of the multi-stage centrifugal compressor according to the present embodiment, and FIG. 5 is a horizontal cross-sectional view along the line BB in FIG.
4 and 5, the difference from the conventional structure shown in FIGS. 15 and 16 is that the inlet side of the return flow path 5 has
A small blade 311 having an axial height H lower than the axial flow width W at the inlet side portion of the return flow channel 5 and a blade length shorter than the guide blade 8 is provided. The small blade 311 has a height H in the axial direction of about 30% of the width W in the axial direction at the inlet side portion of the return flow channel 5, the blade thickness is smaller than the thickness of the guide blade 8, Is substantially equal to the warp line of the guide blade 8, and the leading edge radius is substantially equal to the leading edge radius of the guide blade 8. Also, the small blades 311 divide the interval between the adjacent guide blades 8, 8 in the blade direction into two (see FIG. 5).
The return channel 5 is fixed to a core-side channel partition plate 6 that constitutes a wall surface on the core 16 side. Other structures are almost the same as the conventional structure shown in FIGS.
【００２１】上記においては、小羽根３１１が、案内羽
根８の翼負荷を低減する翼負荷低減手段を構成してい
る。以下、このことについて説明する。第１の実施形態
において説明したように、戻り流路５の入口側部分で
は、案内羽根８の反りが大きく、流れが接線方向から半
径方向に向かってより大きく転向させられるので、各案
内羽根８の翼負荷も大きくなる。しかし、翼負荷がある
程度大きくなってくると、一部の流れが十分半径方向に
向かって転向しなくなり、案内羽根８の翼面からの剥離
が発生し、これにより戻り流路５における損失が増加す
る。また、この不十分な転向により戻り流路５における
２次流れが増加し、次段羽根車２ｂの入口９における流
れの歪みが大きくなって、次段以降の性能が低下する。In the above description, the small blades 311 constitute blade load reducing means for reducing the blade load on the guide blades 8. Hereinafter, this will be described. As described in the first embodiment, at the inlet side portion of the return flow path 5, the guide vanes 8 are greatly warped, and the flow is more diverted from the tangential direction to the radial direction. Blade load also increases. However, when the blade load increases to some extent, some of the flow does not turn sufficiently in the radial direction, and the separation of the guide blade 8 from the blade surface occurs, thereby increasing the loss in the return passage 5. I do. Further, due to the insufficient turning, the secondary flow in the return flow path 5 increases, the flow distortion at the inlet 9 of the next-stage impeller 2b increases, and the performance of the next and subsequent stages decreases.
【００２２】ここで本実施形態においては、図４及び図
５に示されるように戻り流路５の入口側部分に小羽根３
１１を設けることにより、この増えた小羽根３１１が流
れの接線方向から半径方向への転向を補助し翼負荷の一
部を負担する分、各案内羽根８の翼負荷が低減されるの
で、案内羽根８は十分にその翼負荷を負担できるように
なり、流れ全体を十分に転向させることができる。した
がって、流れは各案内羽根８の翼面に沿って流れ、剥離
が発生するのを防止できるので、戻り流路５で剥離によ
る損失が発生するのを防止できる。このとき、流路面積
の減少によって戻り流路５における摩擦損失がわずかに
増大するが、剥離による損失防止の効果のほうが際だっ
て大きいので、全体として戻り流路５における損失を低
減することができる。また、流れが各案内羽根８の翼面
に沿って流れることにより、戻り流路５での２次流れの
発生を低減できるので、戻り流路５の出口における流れ
の歪みを低減でき、軸方向・周方向の流速分布を一様に
することができる。したがって、戻り流路５から次段羽
根車２ｂの入口９に流入するときの流れを均一化するこ
とができる。In this embodiment, as shown in FIGS. 4 and 5, the small blade 3
By providing the blade 11, the blade load of each guide blade 8 is reduced by the amount that the increased small blade 311 assists the turning of the flow from the tangential direction to the radial direction and bears a part of the blade load. The blade 8 can sufficiently bear its blade load, and can sufficiently turn the entire flow. Therefore, since the flow flows along the blade surface of each guide blade 8 and separation can be prevented from occurring, loss due to separation in the return flow path 5 can be prevented. At this time, the friction loss in the return flow path 5 slightly increases due to the decrease in the flow path area. However, since the effect of preventing loss due to separation is significantly larger, the loss in the return flow path 5 can be reduced as a whole. . In addition, since the flow flows along the blade surface of each guide vane 8, the generation of the secondary flow in the return flow path 5 can be reduced, so that the flow distortion at the outlet of the return flow path 5 can be reduced, and the axial direction can be reduced. -The flow velocity distribution in the circumferential direction can be made uniform. Therefore, the flow when flowing from the return passage 5 to the inlet 9 of the next stage impeller 2b can be uniformed.
【００２３】以上説明したように、本実施形態によって
も、第１の実施形態と同様、戻り流路５における損失を
低減することと、戻り流路５から次段羽根車２ｂの入口
９に流入するときの流れを均一化することの両方の作用
により、圧縮機全体の性能を大幅に向上することができ
る。As described above, according to the present embodiment, as in the first embodiment, the loss in the return passage 5 is reduced, and the flow from the return passage 5 to the inlet 9 of the next stage impeller 2b is reduced. Both effects of equalizing the flow of the compressor can greatly improve the performance of the entire compressor.
【００２４】なお、上記第３の実施形態においては、小
羽根３１１の軸方向高さＨは戻り流路５の入口側部分に
おける軸方向流路幅Ｗの約３０％としたが、これに限ら
れない。すなわち、本願発明者等は、小羽根３１１の軸
方向高さＨの長さを種々変えて戻り流路５の入口側部分
における軸方向流路幅Ｗに対する比率を検討した結果、
小羽根３１１の軸方向高さＨが戻り流路５の入口側部分
の軸方向流路幅Ｗの１０％未満であると、戻り流路５の
入口側部分における流れ転向作用が小さくなり過ぎる傾
向にあり、また小羽根３１１の軸方向高さＨが戻り流路
５の入口側部分の軸方向流路幅Ｗの５０％を超えると、
表面積の増加により戻り流路５における摩擦損失が大き
くなり過ぎる傾向にあることを確認した。したがって、
より確実に圧縮機全体の性能を向上する観点からは、
０．１≦Ｈ／Ｗ≦０．５が、好ましいＨ／Ｗ比の範囲で
あると判断される。In the third embodiment, the height H of the small blades 311 in the axial direction is set to about 30% of the width W of the axial direction at the inlet side portion of the return flow channel 5. I can't. That is, the inventors of the present application have variously changed the length of the small blades 311 in the axial direction H and examined the ratio of the small blades 311 to the axial passage width W at the inlet side portion of the return passage 5.
When the height H in the axial direction of the small blade 311 is less than 10% of the axial width W of the inlet side portion of the return flow path 5, the flow turning action in the inlet side portion of the return flow path 5 tends to be too small. When the height H in the axial direction of the small blade 311 exceeds 50% of the width W in the axial direction of the inlet side portion of the return flow path 5,
It was confirmed that the friction loss in the return channel 5 tends to be too large due to the increase in the surface area. Therefore,
From the viewpoint of more reliably improving the performance of the entire compressor,
It is determined that 0.1 ≦ H / W ≦ 0.5 is a preferable range of the H / W ratio.
【００２５】また、上記第３の実施形態においては、小
羽根３１１の前縁半径を案内羽根８の前縁半径と一致さ
せたが、これに限られず、小羽根３１１の前縁半径をや
や小さくしてもよい。Further, in the third embodiment, the leading edge radius of the small blade 311 is matched with the leading edge radius of the guide blade 8, but the present invention is not limited to this, and the leading edge radius of the small blade 311 is slightly reduced. May be.
【００２６】本発明の第４の実施形態を図６及び図７に
より説明する。本実施形態は、小羽根の設置位置が異な
る場合の実施形態である。第１〜第３の実施形態と同等
の部材には同一の符号を付し、説明を省略する。図６
は、本実施形態による多段遠心圧縮機の要部構造を表す
縦断面図であり、図７は、図６中Ｃ−Ｃ断面による横断
面図である。これら図６及び図７において、第３の実施
形態と異なる点は、小羽根３１１と同寸法・同形状の小
羽根４１２を、戻り流路５の側板１７側の壁面を構成す
る側板側流路仕切り板７に固定したことである。なおこ
のとき、小羽根３１１と同様、小羽根４１２の前縁半径
が案内羽根８の前縁半径とほぼ等しくなるように、かつ
隣り合う案内羽根８，８の翼間方向間隔を２分するよう
に（図７参照）固定されている。その他の構造は、第３
の実施形態とほぼ同様である。本実施形態によっても、
第３の実施形態と同様の効果を得る。A fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. This embodiment is an embodiment in which the installation positions of the small blades are different. Members equivalent to those in the first to third embodiments are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted. FIG.
FIG. 7 is a longitudinal sectional view showing a main part structure of the multi-stage centrifugal compressor according to the present embodiment, and FIG. 7 is a transverse sectional view taken along the line CC in FIG. 6 and 7, the difference from the third embodiment is that the small blades 412 having the same size and the same shape as the small blades 311 are connected to the side plate-side channel forming the wall surface of the return flow channel 5 on the side plate 17 side. That is, it is fixed to the partition plate 7. At this time, similarly to the small blade 311, the leading edge radius of the small blade 412 is set to be substantially equal to the leading edge radius of the guide blade 8, and the interval between the adjacent guide blades 8, 8 is divided into two. (See FIG. 7). Other structures are 3rd
This is almost the same as the embodiment. According to the present embodiment,
An effect similar to that of the third embodiment is obtained.
【００２７】なお、上記第４の実施形態においては、小
羽根４１２の前縁半径を案内羽根８の前縁半径と一致さ
せたが、これに限られず、小羽根４１２の前縁半径をや
や小さくしてもよい。In the fourth embodiment, the leading edge radius of the small blade 412 is matched with the leading edge radius of the guide blade 8, but this is not restrictive, and the leading edge radius of the small blade 412 may be slightly reduced. May be.
【００２８】本発明の第５の実施形態を図８及び図９に
より説明する。本実施形態は、側板側・心板側の両方に
小羽根を設けた場合の実施形態である。第１〜第４の実
施形態と同等の部材には同一の符号を付し、説明を省略
する。図８は、本実施形態による多段遠心圧縮機の要部
構造を表す縦断面図であり、図９は、図８中Ｄ−Ｄ断面
による横断面図である。これら図８及び図９において、
第４の実施形態と異なる点は、小羽根４１２を側板側流
路仕切り板７に固定したことに加え、第３の実施形態の
小羽根３１１を心板側流路仕切り板６に固定したことで
ある。但しこの場合、小羽根近傍の流路閉塞を抑制する
ために、小羽根４１２及び小羽根３１１の軸方向高さＨ
は、それぞれ、戻り流路５の入口側部分の軸方向流路幅
Ｗの２０％としている。その他の構造は、第３の実施形
態とほぼ同様である。本実施形態によれば、第３の実施
形態の小羽根３１１と第４の実施形態の小羽根４１２と
の両方を設けたので、両者の翼負荷低減作用の相乗によ
って圧縮機全体の性能をさらに向上することができる。A fifth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. This embodiment is an embodiment in which small blades are provided on both the side plate side and the core plate side. The same members as those in the first to fourth embodiments are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted. FIG. 8 is a vertical cross-sectional view illustrating a main part structure of the multi-stage centrifugal compressor according to the present embodiment, and FIG. 9 is a horizontal cross-sectional view along a DD line in FIG. 8 and 9,
The difference from the fourth embodiment is that the small blades 412 are fixed to the side plate-side channel partition plate 7 and the small blades 311 of the third embodiment are fixed to the core plate-side channel partition plate 6. It is. However, in this case, the axial height H of the small blade 412 and the small blade 311 is set in order to suppress the passage blockage near the small blade.
Are respectively 20% of the axial flow path width W of the inlet side portion of the return flow path 5. Other structures are almost the same as the third embodiment. According to the present embodiment, both the small blades 311 of the third embodiment and the small blades 412 of the fourth embodiment are provided, so that the overall performance of the compressor is further improved by the synergistic effect of the blade load reduction action of both. Can be improved.
【００２９】本発明の第６の実施形態を図１０及び図１
１により説明する。本実施形態は、小羽根の前縁側を上
流側に突出させた場合の実施形態である。第１〜第５の
実施形態と同等の部材には同一の符号を付し、説明を省
略する。図１０は、本実施形態による多段遠心圧縮機の
要部構造を表す縦断面図であり、図１１は、図１０中Ｆ
−Ｆ断面による横断面図である。これら図１０及び図１
１において、小羽根３１１よりわずかに長い寸法でほぼ
同様の形状を備えた小羽根６１８を、その前縁半径が案
内羽根８の前縁半径より大きくなるように心板側流路仕
切り板６に固定したことが、第３の実施形態と異なる。
なおこのとき、小羽根６１８は、小羽根３１１と同様、
その軸方向高さＨは戻り流路５の入口側部分の流路幅Ｗ
の約３０％となっており、羽根厚さは案内羽根８の厚さ
より小さく、反り線は案内羽根８の反り線とほぼ等しく
なっており、かつ、隣り合う案内羽根８，８の翼間方向
間隔を２分するように（図１１参照）固定されている。
その他の構造は、第３の実施形態とほぼ同様である。FIG. 10 and FIG. 1 show a sixth embodiment of the present invention.
1 will be described. This embodiment is an embodiment in which the leading edge side of the small blade is protruded to the upstream side. The same members as those in the first to fifth embodiments are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted. FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing the structure of a main part of the multistage centrifugal compressor according to the present embodiment, and FIG.
It is a cross-sectional view by the -F cross section. These FIGS. 10 and 1
In 1, the small blades 618 having dimensions slightly longer than the small blades 311 and having substantially the same shape are attached to the core-side channel partition plate 6 such that the leading edge radius is larger than the leading edge radius of the guide blade 8. What is fixed is different from the third embodiment.
At this time, the small blade 618 is similar to the small blade 311.
The height H in the axial direction is equal to the width W of the inlet side portion of the return flow path 5.
The thickness of the blade is smaller than the thickness of the guide blade 8, the warp line is substantially equal to the warp line of the guide blade 8, and the direction between the blades of the adjacent guide blades 8, 8 It is fixed so that the interval is divided into two (see FIG. 11).
Other structures are almost the same as the third embodiment.
【００３０】本実施形態によれば、第３の実施形態と同
様の効果に加え、以下の効果がある。すなわち、小羽根
６１８の前縁が案内羽根８の前縁よりも上流側に突出し
ていることにより、流れは、リターンベンド４から案内
羽根８に流入するより前に予め整流されて幅方向に一様
化され、その流れ角が案内羽根８の前縁の角度に近づけ
られるので、案内羽根８の入射損失が低減される。した
がって、戻り流路５における損失をさらに低減すること
ができる。According to the present embodiment, the following effects are obtained in addition to the effects similar to those of the third embodiment. That is, since the leading edge of the small blade 618 protrudes upstream from the leading edge of the guide blade 8, the flow is straightened in advance before flowing into the guide blade 8 from the return bend 4, and the flow is reduced in the width direction. And the flow angle is approached to the angle of the leading edge of the guide vane 8, so that the incidence loss of the guide vane 8 is reduced. Therefore, the loss in the return flow path 5 can be further reduced.
【００３１】なお、上記第６の実施形態においては、第
３の実施形態の小羽根３１１と同様の位置に取り付けら
れた小羽根６１８の前縁半径を、案内羽根８の前縁半径
より大きくして案内羽根８より上流側に突出させたが、
これに限られず、第４の実施形態の小羽根４１２と同様
の位置に取り付けた小羽根の前縁半径を、案内羽根８の
前縁半径より大きくして案内羽根８より上流側に突出さ
せてもよい。この場合も、上記同様、案内羽根の入射損
失低減効果を得る。In the sixth embodiment, the leading edge radius of the small blade 618 attached to the same position as the small blade 311 of the third embodiment is made larger than the leading edge radius of the guide blade 8. To protrude upstream from the guide vanes 8
The present invention is not limited to this, and the leading edge radius of the small blade attached to the same position as the small blade 412 of the fourth embodiment is made larger than the leading edge radius of the guide blade 8 so as to protrude upstream from the guide blade 8. Is also good. Also in this case, similarly to the above, the effect of reducing the incident loss of the guide blade is obtained.
【００３２】本発明の第７の実施形態を図１２により説
明する。第１〜第６の実施形態と同等の部材には同一の
符号を付し、説明を省略する。図１２は、本実施形態に
よる多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図であり、
第１の実施形態と同様に戻り流路１０５の入口側部分の
軸方向流路幅Ｗが流れ方向に漸次狭くなり、また出口側
部分の軸方向流路幅Ｗ1が流れ方向に漸次広くなってい
ることが、第３の実施形態と異なる。また、小羽根３１
１の軸方向高さＨは、戻り流路１０５の入口側部分にお
ける軸方向最大流路幅Ｗoの約３０％となっている。そ
の他の構造は、第３の実施形態とほぼ同様である。本実
施形態によれば、案内羽根８の翼負荷を低減する翼負荷
低減手段として、第１の実施形態と同様に戻り流路１０
５の入口側部分の流路幅Ｗを漸次狭くするとともに、第
３の実施形態と同様の小羽根３１１を設けたので、これ
らの相乗効果により圧縮機全体の性能をさらに向上する
ことができる。A seventh embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. Members equivalent to those in the first to sixth embodiments are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted. FIG. 12 is a vertical cross-sectional view illustrating a main part structure of the multistage centrifugal compressor according to the present embodiment,
As in the first embodiment, the axial flow path width W of the inlet side portion of the return flow path 105 gradually narrows in the flow direction, and the axial flow path width W1 of the outlet side part gradually widens in the flow direction. This is different from the third embodiment. In addition, small feather 31
The first axial height H is about 30% of the maximum axial flow width Wo at the inlet side portion of the return flow path 105. Other structures are almost the same as the third embodiment. According to the present embodiment, as the blade load reducing means for reducing the blade load of the guide blade 8, the return flow path 10 as in the first embodiment is used.
Since the width W of the passage on the inlet side of the nozzle 5 is gradually narrowed and the small blades 311 similar to those of the third embodiment are provided, the performance of the entire compressor can be further improved by a synergistic effect of these.
【００３３】本発明の第８の実施形態を図１３及び図１
４により説明する。本実施形態は、戻り流路の出口側部
分に整流手段としての小羽根を設ける実施形態である。
従来構造を表す図１５及び図１６と同等の部材には同一
の符号を付し、説明を省略する。図１３は、本実施形態
による多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断面図であ
り、図１４は、図１３中Ｅ−Ｅ断面による横断面図であ
る。これら図１３及び図１４において、図１５及び図１
６に示した従来構造と異なる点は、戻り流路５の出口側
部分に、戻り流路５の出口側部分における軸方向流路幅
Ｗ1より低い軸方向高さＨ及び案内羽根８より短い翼長
を備えた小羽根８１３を設けたことである。小羽根８１
３は、その軸方向高さＨは戻り流路５の入口側部分にお
ける軸方向流路幅Ｗの約３０％となっており、羽根厚さ
は案内羽根８の厚さより小さく、反り線は案内羽根８の
反り線とほぼ等しく、後縁半径は案内羽根８の後縁半径
とほぼ等しくなっている。また小羽根８１３は、隣り合
う案内羽根８，８の翼間方向間隔を２分するように（図
１４参照）、戻り流路５の心板１６側の壁面を構成する
心板側流路仕切り板６に固定されている。その他の構造
は、図１５及び図１６に示した従来構造とほぼ同様であ
る。The eighth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
4 will be described. This embodiment is an embodiment in which small blades as rectifying means are provided at the outlet side portion of the return flow path.
Members equivalent to those in FIGS. 15 and 16 showing the conventional structure are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted. FIG. 13 is a longitudinal sectional view showing a main part structure of the multistage centrifugal compressor according to the present embodiment, and FIG. 14 is a transverse sectional view taken along the line EE in FIG. 13 and FIG. 14, FIG. 15 and FIG.
6 is different from the conventional structure shown in FIG. 6 in that the outlet side of the return passage 5 has an axial height H lower than the axial passage width W1 at the outlet side of the return passage 5 and a blade shorter than the guide blade 8. That is, a small blade 813 having a length is provided. Small feather 81
3, the axial height H is about 30% of the axial flow width W at the inlet side portion of the return flow path 5, the blade thickness is smaller than the thickness of the guide blade 8, and the warp line is The radius of the trailing edge is substantially equal to the radius of the trailing edge of the guide blade 8. Further, the small blades 813 partition the core-side flow path partition forming the wall surface on the core 16 side of the return flow path 5 so as to divide the interval between the adjacent guide blades 8 and 8 in the direction of the blade (see FIG. 14). It is fixed to the plate 6. Other structures are almost the same as the conventional structure shown in FIGS.
【００３４】以上のように構成した本実施形態によれ
ば、戻り流路５の入口側部分において案内羽根８の大き
な翼負荷により剥離や２次流れが発生し流れの歪みが生
じたとしても、戻り流路５の出口側部分に設けられた小
羽根８１３と案内羽根８とによる整流作用によって流れ
の歪みを低減し、軸方向・周方向の流速分布を一様にす
ることができる。したがって、戻り流路５から次段羽根
車２ｂの入口９に流入するときの流れを均一化すること
ができるので、圧縮機全体の性能を向上できる。According to the present embodiment configured as described above, even if separation or secondary flow occurs due to a large blade load of the guide vanes 8 at the inlet side of the return flow path 5 and flow distortion occurs, Due to the rectifying action of the small blades 813 and the guide blades 8 provided at the outlet side portion of the return flow path 5, the flow distortion can be reduced and the flow velocity distribution in the axial direction and the circumferential direction can be made uniform. Therefore, the flow when flowing from the return passage 5 to the inlet 9 of the next stage impeller 2b can be uniformized, so that the performance of the entire compressor can be improved.
【００３５】なお、上記第８の実施形態においては、小
羽根８１３の軸方向高さＨは戻り流路５の入口側部分に
おける軸方向流路幅Ｗの約３０％としたが、これに限ら
れない。すなわち、本願発明者等は、小羽根８１３の軸
方向高さＨの長さを種々変えて戻り流路５の入口側部分
における軸方向流路幅Ｗに対する比率を検討した結果、
小羽根８１３の軸方向高さＨが戻り流路５の入口側部分
の軸方向流路幅Ｗの１０％未満であると、戻り流路５出
口側部分における整流作用が小さくなり過ぎる傾向にあ
り、また小羽根８１３の軸方向高さＨが戻り流路５の入
口側部分の軸方向流路幅Ｗの５０％を超えると、表面積
の増加により戻り流路５における摩擦損失が大きくなり
過ぎる傾向にあることを確認した。したがって、より確
実に圧縮機全体の性能を向上する観点からは、０．１≦
Ｈ／Ｗ≦０．５が、好ましいＨ／Ｗ比の範囲と判断され
る。In the eighth embodiment, the axial height H of the small blade 813 is set to about 30% of the axial width W at the inlet side portion of the return flow path 5, but is not limited to this. I can't. That is, the inventors of the present application have variously changed the length of the axial height H of the small blades 813 and studied the ratio of the small blades 813 to the axial flow path width W at the inlet side portion of the return flow path 5.
If the axial height H of the small blades 813 is less than 10% of the axial flow width W of the inlet side portion of the return flow passage 5, the rectifying action at the outlet side portion of the return flow passage 5 tends to be too small. If the height H in the axial direction of the small blade 813 exceeds 50% of the axial width W of the inlet side portion of the return passage 5, the friction loss in the return passage 5 tends to be too large due to the increase in the surface area. I confirmed that. Therefore, from the viewpoint of more reliably improving the performance of the entire compressor, 0.1 ≦ 0.1
H / W ≦ 0.5 is determined to be a preferable range of the H / W ratio.
【００３６】また、上記第８の実施形態においては、小
羽根８１３の後縁半径を案内羽根８の後縁半径と同一と
したが、これに限られず、案内羽根８の後縁半径よりも
若干大きくしてもよいし、また案内羽根８の後縁半径よ
りも小さくして案内羽根後縁よりも突出させ整流作用を
さらに向上させてもよい。In the eighth embodiment, the trailing edge radius of the small blade 813 is the same as the trailing edge radius of the guide blade 8, but the present invention is not limited to this. The rectifying effect may be further increased by making the radius of the trailing edge of the guide blade 8 smaller than the trailing edge of the guide blade 8 so as to protrude from the trailing edge of the guide blade.
【００３７】さらに、上記第８の実施形態においては、
小羽根８１３を、戻り流路５の心板１６側の壁面を構成
する心板側流路仕切り板６に固定したが、第４の実施形
態同様に戻り流路５の側板１７側の壁面を構成する側板
側流路仕切り板７に固定してもよい。この場合も、同様
の効果を得る。また第５の実施形態同様に、心板側流路
仕切り板６と側板側流路仕切り板７との両方に固定して
もよい。この場合は、２つの相乗効果によりさらに良好
な流れの均一化を図れるので、圧縮機全体のさらなる性
能を向上できる。Further, in the eighth embodiment,
The small blades 813 are fixed to the core plate-side flow path partition plate 6 that constitutes the wall surface of the return flow path 5 on the core plate 16 side, but the wall surface of the return flow path 5 on the side plate 17 side is similar to the fourth embodiment. It may be fixed to the side plate-side channel partition plate 7 to be constituted. In this case, a similar effect is obtained. Further, similarly to the fifth embodiment, the core plate-side flow path partition plate 6 and the side plate-side flow path partition plate 7 may be fixed to both. In this case, two more synergistic effects can achieve better flow uniformity, so that the overall performance of the compressor can be further improved.
【００３８】また、上記第３〜第８の実施形態において
は、小羽根３１１，４１２，６１８８１３の軸方向高さ
Ｈは、流れ方向に一定であったが、これを流れ方向に変
化させることも可能である。In the third to eighth embodiments, the height H of the small blades 311, 412, 618813 in the axial direction is constant in the flow direction. However, the height H may be changed in the flow direction. It is possible.
【００３９】[0039]
【発明の効果】本発明によれば、戻り流路の入口側部分
に、案内羽根の翼負荷を低減する翼負荷低減手段を設け
るので、案内羽根は十分にその翼負荷を負担できるよう
になり、流れ全体を十分に転向させることができる。よ
って、戻り流路で流れの剥離による損失が発生するのを
防止でき、また、戻り流路から次段羽根車入口に流入す
るときの流れを均一化することができるので、圧縮機全
体の性能を向上することができる。According to the present invention, since the blade load reducing means for reducing the blade load of the guide blade is provided at the inlet side portion of the return passage, the guide blade can sufficiently bear the blade load. , The entire flow can be fully diverted. Therefore, it is possible to prevent the loss due to the separation of the flow in the return flow path, and to make the flow when flowing into the inlet of the next stage impeller from the return flow path uniform, so that the performance of the entire compressor is improved. Can be improved.
【図１】本発明の第１の実施形態による多段遠心圧縮機
の要部構造を表す縦断面図である。FIG. 1 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a first embodiment of the present invention.
【図２】図１中Ａ−Ａ断面による横断面図である。FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
【図３】本発明の第２の実施形態による多段遠心圧縮機
の要部構造を表す縦断面図である。FIG. 3 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a second embodiment of the present invention.
【図４】本発明の第３の実施形態による多段遠心圧縮機
の要部構造を表す縦断面図である。FIG. 4 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a third embodiment of the present invention.
【図５】図４中Ｂ−Ｂ断面による横断面図である。FIG. 5 is a cross-sectional view taken along a line BB in FIG. 4;
【図６】本発明の第４の実施形態による多段遠心圧縮機
の要部構造を表す縦断面図である。FIG. 6 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a fourth embodiment of the present invention.
【図７】図６中Ｃ−Ｃ断面による横断面図である。FIG. 7 is a transverse sectional view taken along the line CC in FIG. 6;
【図８】本発明の第５の実施形態による多段遠心圧縮機
の要部構造を表す縦断面図である。FIG. 8 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a fifth embodiment of the present invention.
【図９】図８中Ｄ−Ｄ断面による横断面図である。FIG. 9 is a cross-sectional view taken along the line DD in FIG. 8;
【図１０】本発明の第６の実施形態による多段遠心圧縮
機の要部構造を表す縦断面図である。FIG. 10 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a sixth embodiment of the present invention.
【図１１】図１０中Ｆ−Ｆ断面による横断面図である。11 is a cross-sectional view taken along the line FF in FIG.
【図１２】本発明の第７の実施形態による多段遠心圧縮
機の要部構造を表す縦断面図である。FIG. 12 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to a seventh embodiment of the present invention.
【図１３】本発明の第８の実施形態による多段遠心圧縮
機の要部構造を表す縦断面図である。FIG. 13 is a longitudinal sectional view illustrating a main part structure of a multistage centrifugal compressor according to an eighth embodiment of the present invention.
【図１４】図１４中Ｅ−Ｅ断面による横断面図である。FIG. 14 is a transverse sectional view taken along the line EE in FIG. 14;
【図１５】従来の多段遠心圧縮機の要部構造を表す縦断
面図である。FIG. 15 is a longitudinal sectional view illustrating a structure of a main part of a conventional multistage centrifugal compressor.
【図１６】図１５中Ｇ−Ｇ断面による横断面図である。FIG. 16 is a cross-sectional view taken along the line GG in FIG.
２ａ 羽根車 ２ｂ 次段羽根車 ３ ディフューザ ４ リターンベンド ５ 戻り流路 ６ 心板側の流路仕切板（戻り流路の軸方向両側
の壁面） ７ 側板側の流路仕切板（戻り流路の軸方向両側
の壁面） ８ 案内羽根 ９ 入口 １５ 羽根 １６ 心板 １７ 側板 １０５ 戻り流路 １０７ 側板側の流路仕切板 １０８ 案内羽根 ２０５ 戻り流路 ２０７ 側板側の流路仕切板 ２０８ 案内羽根 ３１１ 小羽根（翼負荷低減手段） ４１２ 小羽根（翼負荷低減手段） ６１８ 小羽根（翼負荷低減手段） ８１３ 小羽根 Ｈ 小羽根の軸方向高さ Ｗ 戻り流路の入口側部分における軸方向流路幅 Ｗo 戻り流路の入口側部分における軸方向最大流
路幅 Ｗ1 戻り流路の出口側部分における軸方向流路幅2a impeller 2b next stage impeller 3 diffuser 4 return bend 5 return flow path 6 core plate side flow path partition plate (walls on both axial sides of return flow path) 7 side plate side flow path partition plate (return flow path 8 guide blade 9 inlet 15 blade 16 core plate 17 side plate 105 return flow path 107 side plate side flow path partition plate 108 guide blade 205 return flow path 207 side plate side flow path partition plate 208 guide blade 311 small Blade (blade load reducing means) 412 Small blade (blade load reducing means) 618 Small blade (blade load reducing means) 813 Small blade H Height of small blade in axial direction W Axial channel width at inlet side portion of return channel Wo Maximum axial channel width at the inlet side of the return channel W1 Axial channel width at the outlet side of the return channel
Claims (5)
羽根車の下流側に設けられたディフューザと、このディ
フューザの下流側に設けられ流れを半径方向外向きから
半径方向内向きに転向させるリターンベンドと、このリ
ターンベンドの下流側に設けられ流れを次段遠心羽根車
に導く戻り流路と、この戻り流路に円形翼列状に配置さ
れた案内羽根とを有する多段遠心圧縮機において、 前記戻り流路の入口側部分に、前記案内羽根の翼負荷を
低減する翼負荷低減手段を設けたことを特徴とする多段
遠心圧縮機。1. A centrifugal impeller provided in a plurality of stages, a diffuser provided downstream of each of the centrifugal impellers, and a flow provided downstream of the diffuser for flowing a flow from radially outward to radially inward. Multistage centrifugal compression having a return bend to be turned, a return flow path provided downstream of the return bend to guide the flow to the next-stage centrifugal impeller, and guide vanes arranged in a circular cascade in the return flow path The multi-stage centrifugal compressor according to claim 1, wherein a blade load reducing unit configured to reduce a blade load of the guide blade is provided at an inlet side portion of the return passage.
前記翼負荷低減手段は、前記戻り流路の入口側部分に設
けられ、該戻り流路の入口側部分の軸方向流路幅より低
い軸方向高さ及び前記案内羽根より短い翼長を備えた小
羽根であり、 この小羽根の前縁半径は、前記案内羽根の前縁半径より
も大きくなっていることを特徴とする多段遠心圧縮機。2. The multi-stage centrifugal compressor according to claim 1, wherein
The blade load reducing means is provided at an inlet side portion of the return passage, and has an axial height lower than an axial passage width of the inlet side portion of the return passage and a blade length shorter than the guide blade. A multi-stage centrifugal compressor, wherein the small blades have a leading edge radius larger than the leading edge radius of the guide blades.
羽根車の下流側に設けられたディフューザと、このディ
フューザの下流側に設けられ流れを半径方向外向きから
半径方向内向きに転向させるリターンベンドと、このリ
ターンベンドの下流側に設けられ流れを次段遠心羽根車
に導く戻り流路と、この戻り流路に円形翼列状に配置さ
れた案内羽根とを有する多段遠心圧縮機において、 前記戻り流路の出口側部分に、該戻り流路の出口側部分
の軸方向流路幅より低い軸方向高さ及び前記案内羽根よ
り短い翼長を備えた小羽根を設けたことを特徴とする多
段遠心圧縮機。3. A centrifugal impeller provided in a plurality of stages, a diffuser provided on a downstream side of each centrifugal impeller, and a flow provided on a downstream side of the diffuser for flowing a flow from radially outward to radially inward. Multistage centrifugal compression having a return bend to be turned, a return flow path provided downstream of the return bend to guide the flow to the next-stage centrifugal impeller, and guide vanes arranged in a circular cascade in the return flow path In the machine, small blades having an axial height lower than the axial flow path width of the outlet flow path portion of the return flow passage and a blade length shorter than the guide blades are provided at an outlet side portion of the return flow passage. A multi-stage centrifugal compressor characterized by the following.
いて、前記小羽根の軸方向高さは、前記戻り流路の入口
側部分における軸方向流路幅の１０％以上５０％以下で
あることを特徴とする多段遠心圧縮機。4. The multi-stage centrifugal compressor according to claim 2, wherein an axial height of said small blade is not less than 10% and not more than 50% of an axial flow path width at an inlet side portion of said return flow path. A multi-stage centrifugal compressor, characterized in that:
羽根車の下流側に設けられたディフューザと、このディ
フューザの下流側に設けられ流れを半径方向外向きから
半径方向内向きに転向させるリターンベンドと、このリ
ターンベンドの下流側に設けられ流れを次段遠心羽根車
に導く戻り流路と、この戻り流路に円形翼列状に配置さ
れた案内羽根とを有する多段遠心圧縮機において、 前記戻り流路の入口側部分及び出口側部分のいずれか一
方に、該戻り流路の軸方向流路幅より低い軸方向高さ及
び前記案内羽根より短い翼長を備えた小羽根を設けたこ
とを特徴とする多段遠心圧縮機。5. A centrifugal impeller provided in a plurality of stages, a diffuser provided on the downstream side of each centrifugal impeller, and a flow provided on the downstream side of the diffuser for flowing a flow from radially outward to radially inward. Multistage centrifugal compression having a return bend to be turned, a return flow path provided downstream of the return bend to guide the flow to the next-stage centrifugal impeller, and guide vanes arranged in a circular cascade in the return flow path A small blade having an axial height lower than an axial flow width of the return flow passage and a blade length shorter than the guide blade at one of an inlet side portion and an outlet side portion of the return flow passage. A multi-stage centrifugal compressor characterized by having:
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|---|---|---|---|
| JP29289296A JP3569087B2 (en) | 1996-11-05 | 1996-11-05 | Multistage centrifugal compressor |
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