WO2020138807A1 - 2단 원심식 압축기 - Google Patents

2단 원심식 압축기 Download PDF

Info

Publication number
WO2020138807A1
WO2020138807A1 PCT/KR2019/017848 KR2019017848W WO2020138807A1 WO 2020138807 A1 WO2020138807 A1 WO 2020138807A1 KR 2019017848 W KR2019017848 W KR 2019017848W WO 2020138807 A1 WO2020138807 A1 WO 2020138807A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
blade
stage
impeller
centrifugal compressor
leading edge
Prior art date
Application number
PCT/KR2019/017848
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
이정호
백승조
최학규
Original Assignee
엘지전자 주식회사
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 엘지전자 주식회사 filed Critical 엘지전자 주식회사
Publication of WO2020138807A1 publication Critical patent/WO2020138807A1/ko

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/266—Rotors specially for elastic fluids mounting compressor rotors on shafts
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/26—Rotors specially for elastic fluids
    • F04D29/28—Rotors specially for elastic fluids for centrifugal or helico-centrifugal pumps for radial-flow or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/30—Vanes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/60—Mounting; Assembling; Disassembling
    • F04D29/62—Mounting; Assembling; Disassembling of radial or helico-centrifugal pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/60—Mounting; Assembling; Disassembling
    • F04D29/62—Mounting; Assembling; Disassembling of radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/624—Mounting; Assembling; Disassembling of radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for elastic fluid pumps
    • F04D29/626—Mounting or removal of fans

Definitions

  • the present invention relates to a two-stage centrifugal compressor.
  • an air conditioner is a device that cools or heats an indoor space.
  • the air conditioner includes a compressor for compressing a refrigerant, a condenser for condensing the refrigerant discharged from the compressor, an expander for expanding the refrigerant passing through the condenser, and an evaporator for evaporating the refrigerant expanded in the expander.
  • the turbo freezer includes a compressor that sucks a low-pressure refrigerant and compresses it with a high-pressure refrigerant, and a condenser, an expansion valve, and an evaporator to drive a refrigeration cycle.
  • the turbo refrigerator is provided with a centrifugal turbo compressor (hereinafter, a turbo compressor).
  • the turbo compressor acts to discharge the gas in a high pressure state while converting the kinetic energy generated by the driving motor into a positive pressure, and may include one or more impellers that rotate by the driving force of the driving motor to compress the refrigerant. For example, when two impellers are provided, two-stage centrifugal compression may be performed, which shows better compression efficiency than one-stage centrifugal compression.
  • the design conditions of the first and second impellers arranged in the two-stage centrifugal compressor may be set differently depending on the capacity and pressure conditions of the working fluid. Therefore, there are many difficulties in optimizing the shape and size of the first and second impellers.
  • an object of the present invention is to provide a two-stage centrifugal compressor equipped with a sheet metal impeller capable of designing by modifying the shape and size of the blade.
  • an object of the present invention is to provide a two-stage centrifugal compressor capable of reducing a flow cross-sectional area by applying a flow cut to a blade of a two-stage impeller.
  • the two-stage centrifugal compressor includes first and second stage impellers coupled to a rotating shaft to improve compression performance.
  • the second stage impeller includes a second blade having a flow cross-sectional area smaller than the first blade of the first stage impeller by a flow cut area A fc and larger by an expansion area Ae. It is easy to adjust the flow cross-sectional area of the blade.
  • the second stage impeller is attached to the second hub, the second blade, and the second shroud, respectively, to form a sheet metal impeller, so the design of the impeller is easy.
  • the flow cut region A fc represents a cross-sectional area reduced by a set width W1 toward the shroud engaging surface based on the hub engaging surface of the first blade.
  • the hub coupling surface is a surface where the first blade and the first hub are coupled, and the shroud coupling surface may be another surface to which the first blade and the first shroud are coupled.
  • the extended area A e may constitute a cross-sectional area having a sector shape rotated by a set angle ⁇ from a point of the shroud engagement surface of the first blade.
  • the extension line Ls of the second leading edge is formed in a direction different from the extension line of the first leading edge.
  • the distance between the introduction of the second impeller and the second leading edge may be formed closer than the distance between the introduction of the first impeller and the first leading edge.
  • the second blade includes an edge part defined as a portion from the second extension line l2 toward the leading edge of the second blade.
  • the ratio of the distance from the second extension line (L2) to the leading edge with respect to the value (a) obtained by dividing the thickness of the second blade into two equal parts is defined as an aspect ratio (A R,E )
  • the The aspect ratio (A R,E ) is formed in a range of 2 or more and 4 or less.
  • the second hub is formed larger than the first hub by the flow cut region A fc .
  • the shrouds, hubs, and blades of the impeller are individually manufactured and provided with a sheet metal impeller in a manner of adhering to each other, the shape and size of the blade can be modified and designed, and accordingly, the design freedom of the impeller. There is an advantage that can increase.
  • the flow cross-sectional area can be reduced to reduce the flow rate of the fluid passing through the impeller.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing a partial configuration of a two-stage centrifugal compressor according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is an exploded perspective view showing the configuration of a first stage impeller according to an embodiment of the present invention.
  • FIG 3 is a cross-sectional view showing the configuration of the first impeller.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view showing a state in which a flow cut is applied to the second stage impeller according to an exemplary embodiment of the present invention and the edge part of the blade is extended compared to the first stage impeller.
  • FIG. 5 is a view showing the configuration of the edge part of the blade of the second stage impeller according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a graph showing a change in efficiency of an impeller according to an aspect ratio of an edge part of a blade of a second stage impeller according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a graph showing a change in the efficiency of the impeller according to the flow coefficient when the aspect ratio of the edge parts of the blades of the second stage impeller according to an embodiment of the present invention is varied.
  • first, second, A, B, (a), and (b) may be used. These terms are only for distinguishing the component from other components, and the nature, order, or order of the component is not limited by the term.
  • a component is described as being “connected”, “coupled” or “connected” to another component, the component may be directly connected to or connected to the other component, but another component between each component It should be understood that may be “connected”, “coupled” or “connected”.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing a partial configuration of a two-stage centrifugal compressor according to an embodiment of the present invention.
  • the compressor 10 is a two-stage centrifugal compressor (Two stage) capable of compressing a working fluid (refrigerant) in two stages as one component of a refrigeration cycle for driving a turbo refrigerator centrifugal compressor).
  • the refrigerant inlet 21 is connected to a suction pipe for guiding suction of refrigerant evaporated from the evaporator, and the refrigerant outlet 25 can be connected to a discharge pipe extending to the condenser.
  • the compressor 20 further includes a plurality of impellers 100 and 200 located inside the main body 20 and rotatably provided by the rotation shaft 30.
  • the plurality of impellers 100 and 200 may be sequentially arranged in the longitudinal direction of the rotating shaft 30.
  • the kinetic energy increased according to the rotation of the plurality of impellers 100 and 200 is converted into pressure energy to compress the refrigerant.
  • the plurality of impellers (100,200) is disposed adjacent to the refrigerant inlet (21) and is positioned adjacent to the first stage impeller (100) and the refrigerant outlet (25) coupled to the outer circumferential surface of the rotating shaft (30). It is disposed in the second stage impeller 200 is included.
  • the compressor 20 may further include a fastening member 50 for fastening the first stage impeller 100 and the rotating shaft 30.
  • the fastening member 50 may be fastened to the end of the rotating shaft 30 through the hub of the first stage impeller 100.
  • the first stage impeller 100 first compresses the refrigerant flowing from the refrigerant inlet 21, and the second stage impeller 200 secondarily compresses the first compressed refrigerant to coolant outlet 25 ).
  • a return channel 300 is formed to guide the refrigerant compressed in the first stage impeller 100 to the second stage impeller 200 side.
  • the return channel 300 extends roundly from the radially outer side of the first stage impeller 100, and may have a cap shape, for example.
  • the configuration of the first stage impeller 100 and the second stage impeller 200 are substantially the same. However, since the pressure and flow conditions of the refrigerant passing through the first stage impeller 100 are different from the pressure or flow conditions of the refrigerant passing through the second stage impeller 100, the first stage impeller 100 The size or shape may be formed differently from the size or shape of the first stage impeller 100.
  • Figure 2 is an exploded perspective view showing the configuration of the first stage impeller according to an embodiment of the present invention
  • Figure 3 is a cross-sectional view showing the configuration of the first impeller.
  • the first stage impeller 100 according to an embodiment of the present invention, the hub 110, the blade 120 and the shroud 120 are made of separate parts Later, it is defined as a "sheet metal impeller” constructed in a manner that adheres to each other. And, the second stage impeller 200 is also composed of a "sheet metal impeller”.
  • first stage impeller 100 the configuration will be described based on the first stage impeller 100.
  • description of the basic configuration of the first stage impeller 100 can also be applied to the second stage impeller 200.
  • the first stage impeller 100 includes a hub 110 coupled to the rotating shaft 30 and a plurality of blades 120 and a plurality of blades 120 having one surface coupled to the upper portion of the hub 110.
  • the shroud 130 is coupled to the other surface of the.
  • the hub 110 includes an approximately disc-shaped hub body 111 and a central fastening portion 112 protruding from a central portion of the hub body 111.
  • a fastening hole 113 into which the rotating shaft 30 or the fastening member 50 is inserted may be formed in the central fastening part 112.
  • a blade coupling portion 115 to which the blade 120 is coupled is formed on one surface of the hub body 111.
  • the blade coupling portion 115 forms a groove into which the hub coupling surface 126 of the blade 120 can be inserted, and corresponding to the shape of the blade 120, bent or rounded in a radial direction Can be.
  • the plurality of blades 120 may be joined to the blade coupling portion 115. In one example, the plurality of blades 120 may be adhered to the blade coupling portion 115.
  • the plurality of blades 120 are arranged spaced apart in the circumferential direction, and are configured to be bent or rounded in a radial direction.
  • the plurality of blades 120 is composed of 13 blades, and each blade may have the same thickness.
  • thickness means the circumferential width of each blade.
  • a leading edge 121 forming a leading edge through which the refrigerant flowing in the axial direction flows in and a trailing edge 125 forming a rear edge through which the refrigerant flowing along the blade 120 is discharged.
  • the blade 120 includes a hub coupling surface 126 having a surface coupled to the hub 110 and a surface coupled to the shroud 130 with a shroud coupling surface 127. That is, the blade 120 may be defined by the leading edge 121, trailing edge 125, hub coupling surface 126, and shroud coupling surface 127.
  • the shroud 130 includes a shroud body 131 joined to the shroud engagement surface 127 of the blade 120.
  • the shroud body 131 may have a ring shape.
  • the outer peripheral surface of the shroud main body 131 may form a refrigerant outlet portion 138 discharged by the refrigerant.
  • the shroud 130 includes an extension 132 extending axially from the shroud body 131.
  • the extension portion 132 includes a refrigerant introduction portion 135 for introducing the refrigerant into the first impeller 100.
  • the refrigerant introduction part 135 is formed at an end of the extension part 132 and can be understood as an opening of the shroud 130.
  • the blade 120 is located between the hub 110 and the shroud 130, and a space between the plurality of blades 120 forms a refrigerant passage through the first impeller 100.
  • Refrigerant may be introduced in the axial direction of the first impeller 100 through the refrigerant introduction part 135, and may be discharged in the radial direction of the first impeller 100 through the refrigerant outlet part 138.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view showing a state in which a flow cut is applied to the second stage impeller according to an exemplary embodiment of the present invention and the edge part of the blade is extended compared to the first stage impeller.
  • the size and shape of the second stage impeller 200 according to an embodiment of the present invention is somewhat different when compared to the first stage impeller 100.
  • the pressure of the refrigerant flowing into the second stage impeller 200 may be higher than the pressure of the refrigerant flowing into the first stage impeller 100.
  • the volumetric flow rate of the refrigerant passing through the second stage impeller 200 is the refrigerant passing through the first stage impeller 100. It needs to be formed smaller than the volume flow rate of.
  • the flow cross-sectional area of the blade 220 of the second stage impeller 200 is formed smaller than the flow cross-sectional area of the blade 120 of the first stage impeller 100, and accordingly, the second stage impeller 200
  • the size of the first stage impeller 100 may be formed smaller than the size.
  • the second stage impeller 200 includes a hub 210, a blade 220 and a shroud 230.
  • the hub 210, blade 220, and shroud 230 may be referred to as “second hub”, “second blade” and “second shroud”.
  • the flow cross-sectional area of the second blade 220 may be formed smaller than the flow cross-sectional area of the first blade 120 by the flow cut area A fc .
  • the flow cut region A fc represents a cross-sectional area reduced by a set width W1 toward the shroud engaging surface 127 based on the hub engaging surface 126 of the first blade 120.
  • the flow cut region A fc is understood as a cross-sectional area extending roundly in the axial and radial directions while having a set width W1 in the first blade 120.
  • the size of the hub body 211 may be increased by the reduced flow cross-sectional area of the second blade 220.
  • the description of the hub body 211 uses the description of the hub body 111 of the first hub 110. That is, the size of the hub body 211 of the second impeller 200 may be larger than the size of the hub body 111 of the first impeller 100.
  • the hub coupling surface 226 of the second blade 220 may be joined to the hub body 211.
  • the leading edge 121 may be referred to as a “first leading edge” and the leading dpt edge 221 may be referred to as a “second leading edge”.
  • the flow cross-sectional area of the second blade 220 when compared with the first blade 120, may be configured to increase by the expansion area A e . That is, the second blade 220 may be configured such that the flow cross-sectional area decreases by the flow-cut area A fc and the flow cross-sectional area increases by the expansion area A e .
  • the second blade 220 when defining the point where the extension line (ls) of the shroud engaging surface 126 of the first blade 120 and the leading edge 121 intersect as the origin (C1), the second blade 220 is the It includes a leading edge 221 having a shape when the leading edge C1 is rotated by a set angle ⁇ to the refrigerant introduction unit 135 side around the origin C1. That is, the extension line ls of the leading edge 221 of the second blade 220 may be formed in a different direction from the extension line of the leading edge 121 of the first blade 120. In other words, the extension line ls of the leading edge 221 of the second blade 220 and the extension line of the leading edge 121 of the first blade 120 may intersect each other.
  • the distance between the refrigerant introduction portion 235 of the second impeller 200 and the leading edge 221 of the second blade 220 is the refrigerant introduction portion 135 and the first of the first impeller 100. It may be formed closer than the distance between the leading edge 121 of the blade 120.
  • the refrigerant flowing through the refrigerant introduction portion 235 of the second impeller 200 may achieve speed reduction while passing through the leading edge 221 positioned in the relatively extended region of the second blade 220. There will be.
  • the flow cross-sectional area of the second blade 220 is reduced by the flow-cut area A fc , and thus the flow rate of the refrigerant may increase more than necessary, but the flow cross-sectional area increases by the expansion area A e .
  • the flow rate of the refrigerant can be adjusted.
  • the strength of the second blade 220 may be reinforced.
  • the design of the second blade 220 can be easily performed so that the flow cross-sectional area can be adjusted according to the speed of the refrigerant required by the second impeller 200.
  • FIG. 5 is a view showing the configuration of the edge part of the blade of the second stage impeller according to an embodiment of the present invention.
  • the second blade 220 of the second stage impeller 200 has an edge part 221a whose thickness decreases from other parts of the second blade 220. Is included.
  • the edge part (221a) may be defined as a portion from the second extension line (L2) toward the leading edge (221). .
  • the ratio (b/a) of the distance from the second extension line (L2) to the leading edge (221) with respect to the value (a) of which the thickness of the second blade 220 is bisected is divided into an aspect ratio, A R,E ).
  • the aspect ratio is a factor that determines the shape of the edge part 221a, and may determine the efficiency of the second impeller 200.
  • the aspect ratio (A R,E ) is determined by a value of 2 or more and 4 or less.
  • experimental data that proposes a range of such aspect ratios are introduced.
  • FIG. 6 is a graph showing a change in efficiency of an impeller according to an aspect ratio of an edge part of a blade of a second-stage impeller according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 7 is a blade of a second-stage impeller according to an embodiment of the present invention When the aspect ratio of the edge parts is different, it is a graph showing the change in the efficiency of the impeller according to the flow coefficient.
  • FIG. 6 shows a state in which the efficiency of the second impeller 200 of the vertical axis is changed according to the aspect ratios A R and E with respect to the edge part 221a of the horizontal axis.
  • the efficiency of the second impeller 200 is the actual amount of enthalpy increase with respect to the amount of enthalpy increase from the refrigerant introduction section 235 of the second impeller 200 to the refrigerant outlet section 238 (see FIG. 4) in an ideal state (Isentropic). It can be calculated as a ratio of.
  • a reference efficiency ( ⁇ o) or more required for the efficiency of the second impeller 200 is Can be seen.
  • FIG. 7 shows a state in which the efficiency of the second impeller 200 of the vertical axis is changed according to the aspect ratios A R and E with respect to the edge parts 221a with respect to the flow coefficient of the horizontal axis.
  • the flow coefficient is a value indicating the flow rate of the refrigerant passing through the second impeller 200, and may vary depending on the size of the impeller.
  • the flow coefficient corresponding to the amount of refrigerant flowing through the second impeller 200 according to the embodiment of the present invention falls within the range of 0.25 to 0.27.
  • the shape of the second blade 220 is implemented such that the range of the aspect ratios A R and E for the edge parts 221a is 2 or more and 4 or less, The efficiency of the second impeller 200 may be improved.
  • the shrouds, hubs, and blades of the impellers are individually manufactured and provided with sheet metal impellers that adhere to each other, the shape and size of the blades can be modified to design, and accordingly the design freedom of the impellers As it can be increased, industrial applicability is remarkable.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

본 발명은 2단 원심식 압축기에 관한 것이다. 상기한 과제를 해결하기 위하여, 본 발명의 실시예에 따른 2단 원심식 압축기에는, 회전축에 결합되는 제 1,2단 임펠러가 포함되어 압축 성능을 개선할 수 있다. 그리고, 상기 제 2단 임펠러에는, 제 1단 임펠러의 제 1 블레이드보다 플로우컷 영역(A fc)만큼 작고 확장 영역(Ae)만큼 큰 유동 단면적을 가지는 제 2 블레이드가 포함되어, 요구되는 속도에 따라 제 2 블레이드의 유동 단면적 조절이 용이하다.

Description

2단 원심식 압축기
본 발명은 2단 원심식 압축기에 관한 것이다.
일반적으로 공기 조화장치는 실내 공간을 냉방 또는 난방하는 기기이다. 상기 공기 조화기는 냉매를 압축하는 압축기와, 상기 압축기로부터 토출되는 냉매가 응축되는 응축기와, 상기 응축기를 통과한 냉매가 팽창되는 팽창기 및 상기 팽창기에서 팽창된 냉매가 증발되는 증발기를 포함한다.
터보 냉동기는 저압의 냉매를 흡입하여 고압의 냉매로 압축하는 압축기와, 응축기, 팽창밸브 및 증발기가 포함되어 냉동 사이클이 구동될 수 있다.
상기 터보 냉동기에는 원심식 터보 압축기(이하, 터보 압축기)가 구비된다. 상기 터보 압축기는 구동모터에서 발생되는 운동에너지를 정압으로 변환시키면서 가스를 고압 상태로 토출시키도록 작용하며, 구동모터의 구동력에 의하여 회전하여 냉매를 압축하는 하나 또는 그 이상의 임펠러가 포함될 수 있다. 일례로, 상기 임펠러가 2개 구비되는 경우 2단 원심압축이 이루어질 수 있으며, 이는 1단 원심압축 보다 더 나은 압축 효율을 나타낸다.
2단 원심식 압축기에 배치되는 제 1,2 임펠러의 설계조건은 작동유체의 용량 및 압력조건에 따라 다르게 설정될 수 있다. 따라서, 제 1,2 임펠러의 형상 및 크기를 최적화 하는데 많은 어려움이 있다.
본 발명은 상기와 같은 문제점을 해결하기 위하여, 블레이드의 형상 및 크기를 수정하여 설계할 수 있는 판금 임펠러가 구비되는 2단 원심식 압축기를 제공하는 것을 목적으로 한다.
또한, 2단 임펠러의 블레이드에 플로우 컷(flow cut)을 적용하여, 유동 단면적을 감소시킬 수 있는 2단 원심식 압축기를 제공하는 것을 목적으로 한다.
또한, 2단 임펠러의 블레이드의 리딩 엣지 부분을 확장하여, 블레이드에 플로우 컷을 적용하더라도 유속이 급속하게 증가하여 임펠러의 효율이 저하되는 것을 방지할 수 있는, 2단 원심식 압축기를 제공하는 것을 목적으로 한다.
또한, 블레이드의 리딩 엣지 부분의 애스펙트 비(aspect ratio)를 최적 범위로로 제안하여 임펠러의 효율을 개선할 수 있는 2단 원심식 압축기를 제공하는 것을 목적으로 한다.
상기한 과제를 해결하기 위하여, 본 발명의 실시예에 따른 2단 원심식 압축기에는, 회전축에 결합되는 제 1,2단 임펠러가 포함되어 압축 성능을 개선할 수 있다.
상기 제 2단 임펠러에는, 제 1단 임펠러의 제 1 블레이드보다 플로우컷 영역(A fc)만큼 작고 확장 영역(Ae)만큼 큰 유동 단면적을 가지는 제 2 블레이드가 포함되어, 요구되는 속도에 따라 제 2 블레이드의 유동 단면적 조절이 용이하다.
상기 제 2단 임펠러는, 제 2 허브와, 제 2 블레이드 및 제 2 쉬라우드는 각각 접착되어, 판금형 임펠러를 구성하므로, 임펠러의 설계가 용이하다.
상기 플로우컷 영역(A fc)은, 상기 제 1 블레이드의 허브 결합면을 기준으로 쉬라우드 결합면을 향하여 설정 폭(W1)만큼 축소된 단면적을 나타낸다.
상기 허브 결합면은 상기 제 1 블레이드와 상기 제 1 허브가 결합되는 일면이며, 상기 쉬라우드 결합면은 상기 제 1 블레이드와 상기 제 1 쉬라우드가 결합되는 타면일 수 있다.
상기 확장영역(A e)은, 상기 제 1 블레이드의 쉬라우드 결합면의 일 지점으로부터 설정각도(θ)만큼 회전한 부채꼴의 형상을 가지는 단면적을 구성할 수 있다.
상기 제 1 블레이드의 쉬라우드 결합면의 연장선(ℓs)과 상기 제 1 블레이드의 제 1 리딩 엣지가 교차하는 지점을 원점(C1)으로 정의할 때, 상기 제 2 블레이드는, 상기 원점(C1)을 중심으로 상기 제 1 리딩 엣지를 상기 도입부 측으로 설정각도(θ)만큼 회전시켰을 때의 형상을 가지는 제 2 리딩 엣지를 포함한다.
상기 제 2 리딩 엣지의 연장선(ℓs)은 상기 제 1 리딩 엣지의 연장선과는 다른 방향으로 형성된다.
상기 제 2 임펠러 도입부와 상기 제 2 리딩 엣지간의 거리는, 상기 제 1 임펠러의 도입부와 상기 제 1 리딩 엣지간의 거리보다 가깝게 형성될 수 있다.
상기 제 2 블레이드의 두께를 2등분 하는 제 1 연장선(ℓ1)과, 상기 제 2 블레이드의 두께가 감소하기 시작하는 지점에서 상기 제 1 연장선(ℓ1)과 수직한 방향으로 연장되는 제 2 연장선(ℓ2)을 정의할 때, 상기 제 2 블레이드에는, 상기 제 2 연장선(ℓ2)에서 제 2 블레이드의 리딩 엣지를 향하는 부분으로서 정의되는 엣지파트가 포함된다.
상기 제 2 블레이드의 두께를 2등분한 값(a)에 대한 상기 제 2 연장선(ℓ2)으로부터 상기 리딩 엣지까지의 거리의 비율을 애스펙트 비(aspect ratio, A R,E)이라 정의할 때, 상기 애스펙트 비(A R,E)는 2 이상 4 이하의 범위에서 형성된다.
상기 제 2 허브는, 상기 플로우컷 영역(A fc)만큼 상기 제 1 허브보다 크게 형성된다.
상기한 해결수단에 의하면, 임펠러의 쉬라우드, 허브 및 블레이드가 개별적으로 제작된 후 서로 접착하는 방식의 판금 임펠러가 구비되므로, 블레이드의 형상 및 크기를 수정하여 설계할 수 있고 이에 따라 임펠러의 설계자유도를 높일 수 있다는 장점이 있다.
특히, 상대적으로 크기가 작은 제 2단 임펠러가 제 1단 임펠러의 완전한 일부분이 되도록 설계할 필요가 없다는 장점이 있다.
또한, 제 2단 임펠러의 블레이드에 플로우 컷(flow cut)을 적용하여, 유동 단면적을 감소시킴으로써 임펠러를 지나는 유체의 유량을 감소시킬 수 있다.
또한, 제 2단 임펠러의 블레이드의 리딩 엣지 부분을 확장하여, 블레이드에 플로우 컷을 적용하더라도 유속이 급속하게 증가하여 임펠러의 효율이 저하되는 것을 방지할 수 있다.
또한, 블레이드의 리딩 엣지 부분의 애스펙트 비(aspect ratio)를 최적 범위로로 제안하여 임펠러의 효율을 개선할 수 있다.
도 1은 본 발명의 실시예에 따른 2단 원심식 압축기의 일부 구성을 보여주는 단면도이다.
도 2는 본 발명의 실시예에 따른 제 1단 임펠러의 구성을 보여주는 분해 사시도이다.
도 3은 상기 제 1 임펠러의 구성을 보여주는 단면도이다.
도 4는 본 발명의 실시예에 따른 제 2단 임펠러에 대하여, 제 1단 임펠러에 비하여 플로우 컷을 적용하고 블레이드의 엣지 파트분을 확장한 모습을 보여주는 단면도이다.
도 5는 본 발명의 실시예에 따른 제 2단 임펠러의 블레이드의 엣지 파트분의 구성을 보여주는 도면이다.
도 6은 본 발명의 실시예에 따른 제 2단 임펠러의 블레이드의 엣지 파트분의 애스펙트 비에 따른 임펠러의 효율 변화를 보여주는 그래프이다.
도 7은 본 발명의 실시예에 따른 제 2단 임펠러의 블레이드의 엣지 파트분의 애스펙트 비를 달리한 경우, 유량계수에 따른 임펠러의 효율 변화를 보여주는 그래프이다.
이하, 본 발명의 일부 실시 예들을 예시적인 도면을 통해 상세하게 설명한다. 각 도면의 구성요소들에 참조부호를 부가함에 있어서, 동일한 구성요소들에 대해서는 비록 다른 도면상에 표시되더라도 가능한 한 동일한 부호를 가지도록 하고 있음에 유의해야 한다. 또한, 본 발명의 실시 예를 설명함에 있어, 관련된 공지 구성 또는 기능에 대한 구체적인 설명이 본 발명의 실시 예에 대한 이해를 방해한다고 판단되는 경우에는 그 상세한 설명은 생략한다.
또한, 본 발명의 실시 예의 구성 요소를 설명하는 데 있어서, 제 1, 제 2, A, B, (a), (b) 등의 용어를 사용할 수 있다. 이러한 용어는 그 구성 요소를 다른 구성 요소와 구별하기 위한 것일 뿐, 그 용어에 의해 해당 구성 요소의 본질이나 차례 또는 순서 등이 한정되지 않는다. 어떤 구성 요소가 다른 구성요소에 "연결", "결합" 또는 "접속"된다고 기재된 경우, 그 구성 요소는 그 다른 구성요소에 직접적으로 연결되거나 접속될 수 있지만, 각 구성 요소 사이에 또 다른 구성 요소가 "연결", "결합" 또는 "접속"될 수도 있다고 이해되어야 할 것이다.
도 1은 본 발명의 실시예에 따른 2단 원심식 압축기의 일부 구성을 보여주는 단면도이다.
도 1을 참조하면, 본 발명의 실시예에 따른 압축기(10)는 터보 냉동기를 구동하기 위한 냉동 사이클의 일 구성으로서 2단으로 작동유체(냉매)의 압축이 가능한 2단 원심식 압축기(Two stage centrifugal compressor)로 구성된다.
상기 압축기(10)에는, 냉매 유입구(21)와 냉매 유출구(25)가 형성되는 본체(20)와, 상기 본체(20)에 구비되는 모터(미도시) 및 상기 본체(20)의 내부에 설치되며 상기 모터의 구동력에 의하여 회전될 수 있는 회전축(30)이 포함된다.
상기 냉매 유입구(21)는 증발기에서 증발된 냉매의 흡입을 가이드 하는 흡입배관에 연결되고, 상기 냉매 유출구(25)는 응축기로 연장되는 토출배관에 연결될 수 있다.
상기 압축기(20)에는, 상기 본체(20)의 내부에 위치되며 상기 회전축(30)에 의하여 회전 가능하게 구비되는 복수 개의 임펠러(100,200)가 더 포함된다. 상기 복수 개의 임펠러(100,200)는 상기 회전축(30)의 길이 방향으로 순차적으로 배치될 수 있다. 상기 복수 개의 임펠러(100,200)의 회전에 따라 증가되는 운동 에너지는 압력 에너지로 변환되어 냉매를 압축시킬 수 있다.
상세히, 상기 복수 개의 임펠러(100,200)에는, 상기 냉매 유입구(21)와 인접한 위치에 배치되며 상기 회전축(30)의 외주면에 결합되는 제 1단 임펠러(100) 및 상기 냉매 유출구(25)와 인접한 위치에 배치되며 제 2단 임펠러(200)가 포함된다.
상기 압축기(20)에는, 상기 제 1단 임펠러(100)와 상기 회전축(30)을 체결하기 위한 체결부재(50)가 더 포함될 수 있다. 상기 체결부재(50)는 상기 제 1단 임펠러(100)의 허브를 관통하여 상기 회전축(30)의 단부에 체결될 수 있다.
상기 제 1단 임펠러(100)는 상기 냉매 유입구(21)에서 유입된 냉매를 1차 압축하며, 상기 제 2단 임펠러(200)는 상기 1차 압축된 냉매를 2차 압축하여 상기 냉매 유출구(25)로 배출시킬 수 있다.
상기 제 1,2단 임펠러(100,200)의 사이에는, 상기 제 1단 임펠러(100)에서 1차 압축된 냉매를 상기 제 2단 임펠러(200)측으로 가이드 하는 리턴 채널(300)이 형성된다. 상기 리턴 채널(300)은 상기 제 1단 임펠러(100)의 반경방향 외측에서 라운드지게 연장되며, 일례로 캡 형상(∩)을 가질 수 있다.
상기 제 1단 임펠러(100)와 상기 제 2단 임펠러(200)의 구성은 실질적으로 동일하다. 다만, 상기 제 1단 임펠러(100)를 통과하는 냉매의 압력 및 유량조건은 상기 제 2단 임펠러(100)를 통과하는 냉매의 압력 또는 유량조건과 상이하므로, 상기 제 1단 임펠러(100)의 크기 또는 형상은 상기 제 1단 임펠러(100)의 크기 또는 형상과 다르게 형성될 수 있다.
도 2는 본 발명의 실시예에 따른 제 1단 임펠러의 구성을 보여주는 분해 사시도이고, 도 3은 상기 제 1 임펠러의 구성을 보여주는 단면도이다.
도 2 및 도 3을 참조하면, 본 발명의 실시예에 따른 제 1단 임펠러(100)는, 상기 허브(110)와, 상기 블레이드(120) 및 상기 쉬라우드(120)는 개별 부품으로 제작된 후, 서로 접착되는 방식으로 구성되는 "판금 임펠러"로서 정의된다. 그리고, 상기 제 2단 임펠러(200) 또한 "판금 임펠러"로 구성된다.
이하에서는, 상기 제 1단 임펠러(100)를 기준으로 그 구성을 설명한다. 다만, 상기 제 1단 임펠러(100)의 기본적인 구성에 관한 설명은 상기 제 2단 임펠러(200)에도 적용될 수 있음을 미리 밝혀둔다.
상기 제 1단 임펠러(100)에는, 회전축(30)에 결합되는 허브(110)와, 상기 허브(110)의 상부에 결합되는 일면을 가지는 복수의 블레이드(120) 및 상기 복수의 블레이드(120)의 타면에 결합되는 쉬라우드(130)가 포함된다.
상기 허브(110)에는, 대략 원판 형상의 허브 본체(111) 및 상기 허브 본체(111)의 중앙부에 돌출되는 중앙 체결부(112)가 포함된다. 상기 중앙 체결부(112)에는, 상기 회전축(30) 또는 상기 체결부재(50)가 삽입되는 체결공(113)이 형성될 수 있다.
상기 허브 본체(111)의 일면에는, 상기 블레이드(120)가 결합되는 블레이드 결합부(115)가 형성된다. 상기 블레이드 결합부(115)는 상기 블레이드(120)의 허브 결합면(126)이 삽입될 수 있는 홈을 형성하며, 상기 블레이드(120)의 형상에 대응하여, 반경방향에 대하여 절곡 또는 라운드지게 형성될 수 있다.
상기 복수의 블레이드(120)는 상기 블레이드 결합부(115)에 접합될 수 있다. 일례로, 상기 복수의 블레이드(120)는 상기 블레이드 결합부(115)에 접착될 수 있다. 상기 복수의 블레이드(120)는 원주 방향으로 이격하여 배열되며, 반경방향에 대하여 절곡 또는 라운드지게 연장되도록 구성된다.
상기 복수의 블레이드(120)는 13개의 블레이드로 구성되며, 각 블레이드의 두께는 동일하게 형성될 수 있다. 여기서, "두께"라 함은, 각 블레이드의 원주 방향 폭을 의미한다.
상기 블레이드(120)에는, 축방향으로 유동하는 냉매가 유입되는 앞쪽 가장자리를 형성하는 리딩 엣지(121) 및 상기 블레이드(120)를 따라 유동하는 냉매가 배출되는 뒷쪽 가장자리를 형성하는 트레일링 엣지(125)가 포함된다.
그리고, 상기 블레이드(120)에는, 상기 허브(110)에 결합되는 면을 가지는 허브 결합면(126) 및 상기 쉬라우드(130)에 결합되는 면을 쉬라우드 결합면(127)이 포함된다. 즉, 상기 블레이드(120)는 상기 리딩 엣지(121), 트레일링 엣지(125), 허브 결합면(126) 및 쉬라우드 결합면(127)에 의하여 정의될 수 있다.
상기 쉬라우드(130)에는, 상기 블레이드(120)의 쉬라우드 결합면(127)에 접합되는 쉬라우드 본체(131)가 포함된다. 상기 쉬라우드 본체(131)는 링 형상을 가질 수 있다. 그리고, 상기 쉬라우드 본체(131)의 외주면부는 냉매가 배출하는 냉매 출구부(138)를 형성할 수 있다.
상기 쉬라우드(130)에는, 상기 쉬라우드 본체(131)로부터 축방향으로 연장되는 연장부(132)가 포함된다. 상기 연장부(132)에는, 냉매를 상기 제 1 임펠러(100)로 도입하는 냉매 도입부(135)가 포함된다. 상기 냉매 도입부(135)는 상기 연장부(132)의 단부에 형성되며, 상기 쉬라우드(130)의 개구부로서 이해될 수 있다.
상기 블레이드(120)는 상기 허브(110)와 상기 쉬라우드(130)의 사이에 위치하며, 상기 다수의 블레이드(120) 사이의 공간은 상기 제 1 임펠러(100)를 통과하는 냉매 유로를 형성한다. 냉매는 상기 냉매 도입부(135)를 통하여 상기 제 1 임펠러(100)의 축방향으로 유입되고, 상기 냉매 출구부(138)를 통하여 상기 제 1 임펠러(100)의 반경방향으로 배출될 수 있다.
도 4는 본 발명의 실시예에 따른 제 2단 임펠러에 대하여, 제 1단 임펠러에 비하여 플로우 컷을 적용하고 블레이드의 엣지 파트분을 확장한 모습을 보여주는 단면도이다.
도 4를 참조하면, 본 발명의 실시예에 따른 제 2단 임펠러(200)의 크기 및 형상은 제 1단 임펠러(100)와 비교할 때, 다소 차이가 나타난다.
상기 제 2단 임펠러(200)로 유입되는 냉매의 압력은, 상기 제 1단 임펠러(100)로 유입되는 냉매의 압력보다 높게 형성될 수 있다. 다만, 제 1,2단 임펠러(100,200)를 통과하는 냉매의 질량유량은 동일하므로, 상기 제 2단 임펠러(200)를 통과하는 냉매의 체적유량은 상기 제 1단 임펠러(100)를 통과하는 냉매의 체적유량보다 작게 형성될 필요가 있다.
따라서, 상기 제 2단 임펠러(200)의 블레이드(220)의 유동 단면적은 상기 제 1단 임펠러(100)의 블레이드(120)의 유동 단면적보다 작게 형성되며, 이에 따라 상기 제 2단 임펠러(200)의 크기는 상기 제 1단 임펠러(100)의 크기보다 작게 형성될 수 있다.
상기 제 2단 임펠러(200)에는, 허브(210)와, 블레이드(220) 및 쉬라우드(230)가 포함된다. 상기 허브(210), 블레이드(220) 및 쉬라우드(230)를 "제 2 허브", "제 2 블레이드" 및 "제 2 쉬라우드"라 이름할 수 있다.
상기한 바와 같이, 이들 구성은 별도로 제작된 후 접착되어 임펠러를 구성하므로, 상기 블레이드(220)의 별도 제작시 상기 제 1단 임펠러(100)의 블레이드(120)의 크기보다 작게 설계되어 제작될 수 있다.
상세히, 본 실시예에서는, 상기 제 2 블레이드(220)의 유동 단면적은 플로우컷 영역(A fc)만큼 상기 제 1 블레이드(120)의 유동 단면적보다 작게 형성될 수 있다. 상기 플로우컷 영역(A fc)은 상기 제 1 블레이드(120)의 허브 결합면(126)을 기준으로 쉬라우드 결합면(127)을 향하여 설정 폭(W1)만큼 축소된 단면적을 나타낸다.
즉, 상기 플로우컷 영역(A fc)은 상기 제 1 블레이드(120)에서 설정 폭(W1)을 가지면서 축방향 및 반경방향으로 라운드지게 연장되는 단면적으로서 이해된다.
상기 제 2 임펠러(200)에서, 상기 제 2 블레이드(220)의 감소된 유동 단면적만큼 허브 본체(211)의 크기는 증가될 수 있다. 상기 허브 본체(211)에 관한 설명은, 제 1 허브(110)의 허브 본체(111)에 관한 설명을 원용한다. 즉, 상기 제 2 임펠러(200)의 허브 본체(211)의 크기는 상기 제 1 임펠러(100)의 허브 본체(111)의 크기보다 크게 형성될 수 있다.
그리고, 상기 제 2 블레이드(220)의 허브 결합면(226)은 상기 허브 본체(211)에 접합될 수 있다.
상기 제 2 블레이드(220)의 유동 단면적이 상기 플로우컷 영역(A fc)만큼 상대적으로 작게 형성됨으로써 상기 제 2 블레이드(220)를 지나는 냉매의 유속은 너무 증가하게 될 수 있다. 이 경우, 상기 제 2 블레이드(220)의 리딩 엣지(221)를 지나는 냉매의 유동효율이 감소하는 현상이 나타난다. 상기 리딩 엣지(121)를 "제 1 리딩엣지", 상기 리딩 dpt지(221)를 "제 2 리딩엣지"라 이름할 수 있다.
이를 해결하기 위하여, 본 실시예에서는 상기 제 1 블레이드(120)와 비교할 때, 상기 제 2 블레이드(220)의 유동 단면적은 확장영역(A e)만큼 증가하도록 구성될 수 있다. 즉, 상기 제 2 블레이드(220)는 상기 플로우컷 영역(A fc)만큼 유동 단면적이 감소하고 상기 확장영역(A e)만큼 유동 단면적이 증가하도록 구성될 수 있다.
상기 확장영역(A e)은, 상기 제 1 블레이드(120)와 비교할 때, 상기 제 1 블레이드(120)의 쉬라우드 결합면(127)의 일 지점으로부터 설정각도(θ)만큼 회전된 부채꼴의 형상을 가지는 단면적을 구성할 수 있다.
상세히, 제 1 블레이드(120)의 쉬라우드 결합면(126)의 연장선(ℓs)과 리딩 엣지(121)가 교차하는 지점을 원점(C1)으로 정의할 때, 상기 제 2 블레이드(220)는 상기 원점(C1)을 중심으로 상기 리딩 엣지(121)를 냉매 도입부(135)측으로 설정각도(θ)만큼 회전시켰을 때의 형상을 가지는 리딩 엣지(221)를 포함한다. 즉, 상기 제 2 블레이드(220)의 리딩 엣지(221)의 연장선(ℓs)은 상기 제 1 블레이드(120)의 리딩 엣지(121)의 연장선과는 다른 방향으로 형성될 수 있다. 달리 말하면, 상기 제 2 블레이드(220)의 리딩 엣지(221)의 연장선(ℓs)과 상기 제 1 블레이드(120)의 리딩 엣지(121)의 연장선은 서로 교차할 수 있다.
이와 같은 구성에 의하면, 상기 제 2 임펠러(200)의 냉매 도입부(235)와 제 2 블레이드(220)의 리딩 엣지(221)간의 거리는 상기 제 1 임펠러(100)의 냉매 도입부(135)와 제 1 블레이드(120)의 리딩 엣지(121)간의 거리보다 가깝게 형성될 수 있다.
따라서, 상기 제 2 임펠러(200)의 냉매 도입부(235)를 통하여 유입되는 냉매는 상기 제 2 블레이드(220)의 상대적으로 확장된 영역에 위치되는 리딩 엣지(221)를 지나면서 속도 저감을 이룰 수 있게 된다.
정리하면, 상기 제 2 블레이드(220)의 유동 단면적이 상기 플로우컷 영역(A fc)만큼 감소되어 냉매의 유속이 필요 이상으로 증가할 가능성이 있으나, 상기 확장영역(A e)만큼 유동 단면적이 증가하도록 보상함으로써 냉매의 유속이 조절될 수 있다.
그리고, 상기 제 2 블레이드(220)의 유동 단면적이 상대적으로 커질 수 있으므로, 상기 제 2 블레이드(220)의 강도가 보강될 수 있다.
결국, 제 2 임펠러(200)에서 요구되는 냉매의 속도에 따라, 유동 단면적이 조절될 수 있도록, 상기 제 2 블레이드(220)의 설계가 용이하게 이루어질 수 있다.
도 5는 본 발명의 실시예에 따른 제 2단 임펠러의 블레이드의 엣지 파트분의 구성을 보여주는 도면이다.
도 5를 참조하면, 본 발명의 실시예에 따른 제 2단 임펠러(200)의 제 2 블레이드(220)에는, 상기 제 2 블레이드(220)의 다른 부분보다 그 두께가 감소하는 엣지 파트(221a)가 포함된다.
상기 제 2 블레이드(220)의 두께를 2등분 하는 제 1 연장선(ℓ1)과, 상기 제 2 블레이드(220)의 두께가 리딩 엣지(221)를 향하는 방향으로 감소하기 시작하는 지점에서 상기 제 1 연장선(ℓ1)과 수직한 방향으로 연장되는 제 2 연장선(ℓ2)을 정의할 때, 상기 엣지 파트(221a)는 상기 제 2 연장선(ℓ2)에서 상기 리딩 엣지(221)를 향하는 부분으로서 정의될 수 있다.
상기 제 2 블레이드(220)의 두께를 2등분한 값(a)에 대한 상기 제 2 연장선(ℓ2)으로부터 상기 리딩 엣지(221)까지의 거리의 비율(b/a)을 애스펙트 비(aspect ratio, A R,E)이라 정의한다. 상기 애스팩트 비는 상기 엣지 파트(221a)의 형상을 결정하는 인자로서, 제 2 임펠러(200)의 효율을 결정할 수 있다.
본 실시예에서는, 상기 애스펙트 비(A R,E)를 2 이상 4 이하의 값으로 결정한다. 이하에서는, 이러한 애스펙트 비의 범위를 제안하게 된 실험 데이터를 소개한다.
도 6은 본 발명의 실시예에 따른 제 2단 임펠러의 블레이드의 엣지 파트분의 애스펙트 비에 따른 임펠러의 효율 변화를 보여주는 그래프이고, 도 7은 본 발명의 실시예에 따른 제 2단 임펠러의 블레이드의 엣지 파트분의 애스펙트 비를 달리한 경우, 유량계수에 따른 임펠러의 효율 변화를 보여주는 그래프이다.
먼저, 도 6에는, 가로축의 엣지 파트(221a)에 대한 애스펙트 비(A R,E)에 따라 세로축의 제 2 임펠러(200)의 효율이 변화되는 모습이 나타난다.
상기 제 2 임펠러(200)의 효율은, 이상적인 상태(Isentropic)에서 제 2 임펠러(200)의 냉매 도입부(235)에서 냉매 출구부(238, 도 4 참조)까지의 엔탈피 증가량에 대하여, 실제 엔탈피 증가량의 비율로서 계산될 수 있다.
도 6을 참조하면, 엣지 파트(221a)에 대한 애스펙트 비(A R,E)의 범위가 2 이상 4 이하의 범위에서, 제 2 임펠러(200)의 효율이 요구되는 기준효율(ηo) 이상을 나타냄을 알 수 있다.
반면에, 상기 엣지 파트(221a)에 대한 애스펙트 비(A R,E)의 값이 2보다 작을 때에는 상기 제 2 임펠러(200)의 효율이 선형으로 감소하고, 마찬가지로 상기 애스펙트 비(A R,E)의 값이 4보다 클 때에는 상기 제 2 임펠러(200)의 효율이 선형으로 감소함을 알 수 있다.
다음으로, 도 7에는, 가로축의 유량 계수에 대하여, 엣지 파트(221a)에 대한 애스펙트 비(A R,E)에 따른 세로축의 제 2 임펠러(200)의 효율이 변화되는 모습이 나타난다. 상기 유량 계수는 상기 제 2 임펠러(200)를 통과하는 냉매 유량을 나타내는 값으로서, 임펠러의 크기등에 따라서 달라질 수 있다.
실질적으로, 본 발명의 실시예에 따른 제 2 임펠러(200)를 유동하는 냉매량에 대응한 유량계수는 0.25~0.27의 범위에 속한다.
유량계수 0.25~0.27의 범위에서, 엣지 파트(221a)에 대한 애스펙트 비(A R,E)가 1 또는 2인 경우에 대하여 실험을 수행하였을 때, 상기 엣지 파트(221a)에 대한 애스펙트 비(A R,E)가 2일 때 제 2 임펠러(200)의 효율은 애스펙트 비(A R,E)가 1일 때 제 2 임펠러(200)의 효율보다 높게 형성되고, 기준 효율(ηo) 이상을 나타냄을 알 수 있다.
결국, 도 6 및 도 7을 종합하면, 상기 엣지 파트(221a)에 대한 애스펙트 비(A R,E)의 범위가 2 이상 4 이하가 되도록 상기 제 2 블레이드(220)의 형상을 구현하여, 상기 제 2 임펠러(200)의 효율을 개선할 수 있다.
본 발명의 실시예는 임펠러의 쉬라우드, 허브 및 블레이드가 개별적으로 제작된 후 서로 접착하는 방식의 판금 임펠러가 구비되므로, 블레이드의 형상 및 크기를 수정하여 설계할 수 있고 이에 따라 임펠러의 설계자유도를 높일 수 있는 바, 산업상 이용가능성이 현저하다.

Claims (15)

  1. 회전축;
    상기 회전축에 결합되며, 제 1 허브와 제 1 블레이드 및 제 1 쉬라우드가 구비되는 제 1단 임펠러;
    상기 회전축에 결합되며, 상기 제 1단 임펠러에서 압축된 작동유체를 추가 압축하는 제 2단 임펠러가 포함되며,
    상기 제 2단 임펠러에는,
    제 2 허브; 및
    상기 제 2 허브에 결합되며, 상기 제 1 블레이드의 유동 단면적과 비교하여, 플로우컷 영역(A fc)만큼 작고 확장 영역(Ae)만큼 큰 유동 단면적을 가지는 제 2 블레이드가 포함되는 2단 원심식 압축기.
  2. 제 1 항에 있어서,
    상기 제 2 블레이드에 결합되며, 작동유체가 유입되는 도입부를 가지는 제 2 쉬라우드가 더 포함되며,
    상기 제 2 허브와, 상기 제 2 블레이드 및 상기 제 2 쉬라우드는 각각 접착되는 2단 원심식 압축기.
  3. 제 2 항에 있어서,
    상기 플로우컷 영역(A fc)은,
    상기 제 1 블레이드의 허브 결합면을 기준으로 쉬라우드 결합면을 향하여 설정 폭(W1)만큼 축소된 단면적을 나타내는 2단 원심식 압축기.
  4. 제 3 항에 있어서,
    상기 허브 결합면은 상기 제 1 블레이드와 상기 제 1 허브가 결합되는 일면이며, 상기 쉬라우드 결합면은 상기 제 1 블레이드와 상기 제 1 쉬라우드가 결합되는 타면인 2단 원심식 압축기.
  5. 제 2 항에 있어서,
    상기 확장영역(A e)은,
    상기 제 1 블레이드의 쉬라우드 결합면의 일 지점을 기준으로 설정각도(θ)만큼 회전한 부채꼴의 형상을 가지는 단면적을 구성하는 2단 원심식 압축기.
  6. 제 5 항에 있어서,
    상기 제 1 블레이드의 쉬라우드 결합면의 연장선(ℓs)과 상기 제 1 블레이드의 제 1 리딩 엣지가 교차하는 지점을 원점(C1)으로 정의할 때,
    상기 제 2 블레이드는, 상기 원점(C1)을 중심으로 상기 제 1 리딩 엣지를 상기 도입부 측으로 설정각도(θ)만큼 회전시켰을 때의 형상을 가지는 제 2 리딩 엣지를 포함하는 2단 원심식 압축기.
  7. 제 6 항에 있어서,
    상기 제 2 리딩 엣지의 연장선(ℓs)은 상기 제 1 리딩 엣지의 연장선과는 다른 방향으로 형성되는 2단 원심식 압축기.
  8. 제 7 항에 있어서,
    상기 제 2 리딩 엣지의 연장선(ℓs)과 상기 제 1 리딩 엣지(121)의 연장선은 서로 교차하는 2단 원심식 압축기.
  9. 제 6 항에 있어서,
    상기 제 2 임펠러 도입부와 상기 제 2 리딩 엣지간의 거리는,
    상기 제 1 임펠러의 도입부와 상기 제 1 리딩 엣지간의 거리보다 가깝게 형성되는 2단 원심식 압축기.
  10. 제 1 항에 있어서,
    상기 제 2 블레이드의 두께를 2등분 하는 제 1 연장선(ℓ1)과, 상기 제 2 블레이드의 두께가 감소하기 시작하는 지점에서 상기 제 1 연장선(ℓ1)과 수직한 방향으로 연장되는 제 2 연장선(ℓ2)을 정의할 때,
    상기 제 2 블레이드에는, 상기 제 2 연장선(ℓ2)에서 제 2 블레이드의 리딩 엣지를 향하는 부분으로서 정의되는 엣지파트가 포함되는 2단 원심식 압축기.
  11. 제 1 항에 있어서,
    상기 제 2 블레이드의 두께를 2등분한 값(a)에 대한 상기 제 2 연장선(ℓ2)으로부터 상기 리딩 엣지까지의 거리의 비율을 애스펙트 비(aspect ratio, A R,E)이라 정의할 때,
    상기 애스펙트 비(A R,E)는 2 이상 4 이하의 범위에서 형성되는 2단 원심식 압축기.
  12. 제 1 항에 있어서,
    상기 제 2 허브는,
    상기 플로우컷 영역(A fc)만큼 상기 제 1 허브보다 크게 형성되는 2단 원심식 압축기.
  13. 제 1 항에 있어서,
    상기 제 1,2단 임펠러의 사이에 형성되며, 상기 제 1단 임펠러에서 1차 압축된 냉매를 상기 제 2단 임펠러측으로 가이드 하는 리턴 채널이 더 포함되는 2단 원심식 압축기.
  14. 제 2 항에 있어서,
    상기 제 2 허브는,
    상기 회전축이 삽입되는 체결공을 형성하는 허브 본체; 및
    상기 허브 본체의 일면에 구비되어 상기 제 2 블레이드가 결합되며, 반경방향에 대하여 절곡 또는 라운드지게 형성되는 블레이드 결합부를 포함하며,
    상기 제 2 블레이드는 상기 블레이드 결합부에 접착되는 2단 원심식 압축기.
  15. 제 1 항에 있어서,
    상기 제 1단 임펠러 또는 상기 제 2단 임펠러는 판금 임펠러를 포함하는 2단 원심식 압축기.
PCT/KR2019/017848 2018-12-24 2019-12-17 2단 원심식 압축기 WO2020138807A1 (ko)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
KR1020180168522A KR20200079039A (ko) 2018-12-24 2018-12-24 2단 원심식 압축기
KR10-2018-0168522 2018-12-24

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2020138807A1 true WO2020138807A1 (ko) 2020-07-02

Family

ID=71126612

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/KR2019/017848 WO2020138807A1 (ko) 2018-12-24 2019-12-17 2단 원심식 압축기

Country Status (2)

Country Link
KR (1) KR20200079039A (ko)
WO (1) WO2020138807A1 (ko)

Families Citing this family (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN117419058B (zh) * 2023-12-18 2024-03-19 哈尔滨工业大学 一种适用于高原环境的紧凑型呼吸机增压器

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6034593U (ja) * 1984-07-09 1985-03-09 川崎重工業株式会社 多段タ−ボ形圧縮機
JPH08254198A (ja) * 1995-03-20 1996-10-01 Hitachi Ltd 多段遠心圧縮機，多段遠心圧縮機用羽根車および多段遠心圧縮機用羽根車の製造方法
KR101226363B1 (ko) * 2007-12-19 2013-01-24 미츠비시 쥬고교 가부시키가이샤 원심 압축기
KR20170028367A (ko) * 2014-06-24 2017-03-13 컨셉츠 엔알이씨, 엘엘씨 터보기기를 위한 유동 제어 구조 및 그 설계 방법
JP2018138786A (ja) * 2018-06-19 2018-09-06 三菱重工コンプレッサ株式会社 インペラ、遠心式流体機械、及び流体装置

Family Cites Families (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
KR100511934B1 (ko) 2003-04-09 2005-09-02 엘에스전선 주식회사 2단 원심식 냉동기용 압축기의 시리즈 설계 방법

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6034593U (ja) * 1984-07-09 1985-03-09 川崎重工業株式会社 多段タ−ボ形圧縮機
JPH08254198A (ja) * 1995-03-20 1996-10-01 Hitachi Ltd 多段遠心圧縮機，多段遠心圧縮機用羽根車および多段遠心圧縮機用羽根車の製造方法
KR101226363B1 (ko) * 2007-12-19 2013-01-24 미츠비시 쥬고교 가부시키가이샤 원심 압축기
KR20170028367A (ko) * 2014-06-24 2017-03-13 컨셉츠 엔알이씨, 엘엘씨 터보기기를 위한 유동 제어 구조 및 그 설계 방법
JP2018138786A (ja) * 2018-06-19 2018-09-06 三菱重工コンプレッサ株式会社 インペラ、遠心式流体機械、及び流体装置

Also Published As

Publication number Publication date
KR20200079039A (ko) 2020-07-02

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US7942628B2 (en) Turbo compressor
US6009722A (en) Motor cooling structure for turbo
US3171353A (en) Centrifugal fluid pump
CN107255371B (zh) 涡轮制冷机
US11274678B2 (en) Centrifugal blower, air-sending device, air-conditioning device, and refrigeration cycle device
US11306734B2 (en) Centrifugal compressor
KR20020031409A (ko) 터보형 압축기 및 그것을 구비한 냉동 장치
CN109162934B (zh) 压缩机及空调***
TWI716681B (zh) 離心式送風機、送風裝置、空調裝置以及冷凍循環裝置
US20210348615A1 (en) Turbo compressor and turbo chiller including the same
WO2020138807A1 (ko) 2단 원심식 압축기
EP3587828B1 (en) Centrifugal compressor and turbo refrigerator
CN110986403A (zh) 制冷压缩机和制冷***
EP3543540B1 (en) Propeller fan and refrigeration cycle device
JP5872931B2 (ja) ターボ冷凍機
CN114375370A (zh) 具有优化级间流入口的压缩机
JP2021134677A (ja) 遠心圧縮機
EP3633208B1 (en) Propeller fan and refrigerating cycle apparatus
US10844863B2 (en) Centrifugal rotary machine
WO2022019462A1 (ko) 공기조화기의 실외기
JP6152176B2 (ja) ターボ冷凍機
JP2002155896A (ja) ターボ形圧縮機及びそれを備えた冷凍装置
WO2022059975A1 (ko) 터보 압축기
CN219795566U (zh) 一种压缩机及制冷设备
JPH08159094A (ja) 多段式遠心圧縮機

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 19903800

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 19903800

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1