JPH05195991A - 遠心圧縮機 - Google Patents

遠心圧縮機

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JPH05195991A
JPH05195991A JP4206339A JP20633992A JPH05195991A JP H05195991 A JPH05195991 A JP H05195991A JP 4206339 A JP4206339 A JP 4206339A JP 20633992 A JP20633992 A JP 20633992A JP H05195991 A JPH05195991 A JP H05195991A
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diffuser
centrifugal compressor
angle
channels
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  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

(57)【要約】 【目的】 インペラの先端において分流を発生させるこ
となく高効率かつ広い動作範囲で安定した動作を行うこ
とができる改良された遠心圧縮機を提供する。 【構成】 遠心圧縮機では、高い効率及び広い動作範囲
を得るためにパイプディフューザ１１を使用している。
パイプディフューザ１１内のチャネル３１の数は、楔角
を比較的大きくでき、前縁において分流を発生させるこ
とのない程度に制限される。インペラ１２とディフュー
ザ１１前縁円との間の羽根なし空間は、分流をさらに抑
制するために半径方向深さに制限される。また、絶対流
量出口角を比較的小さくするために、インペラ１２は前
方から後方へ比較的大きく傾斜させる。このようにし
て、流量が少ない状態での影響を減らす。

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は、主に圧縮機装置に関
し、特に、遠心圧縮機において比較的高い効率かつかな
り広い動作範囲で流体を圧縮するための方法及び装置に
関する。
【０００２】
【従来の技術】遠心圧縮機では、インペラに残っている
気流エネルギを位置エネルギすなわち静圧に変換するこ
とが好ましい。このような変換は、一般に、固定式また
は調節式のディフューザによって行われる。固定式ディ
フューザは、羽根なしディフューザまたは固定羽根ディ
フューザである。調節式ディフューザは、羽根つきまた
は羽根なしで、本願譲受人に譲渡された米国特許第４，
２１９，３０５号に記載されているようなスロットルリ
ングや、本願譲受人に譲渡された米国特許第４，５２
７，９４９号に記載されているような可動壁の形をとっ
てもよいし、本願譲受人に譲渡された米国特許第４，３
７８，１９４号に記載されているような回転羽根を備え
てもよい。このような、様々な型のディフューザは、そ
れぞれ特異的な動作特性を有し、特定の動作状況のもと
での使用に適している場合も不適である場合もある。
【０００３】通常、空気調和システムに使用されている
遠心冷凍機は、最大負荷条件と（例えば１０％容量のよ
うな）部分負荷条件との間で連続して動作させる必要が
ある。この流量１０％の状態では、空気調和システム
は、圧縮機からの比較的高い圧縮比（すなわち最大負荷
での圧縮比の５０〜８０％）を必要とする。このような
必要条件により、遠心圧縮機の安定した動作範囲能力に
過度の要求を課すこととなる。したがって、インペラの
失速によって生じる初期の圧縮機サージを防止するため
に、遠心圧縮機は、一般に様々な可変入口静翼装置（す
なわち前置静翼）を備えている。回転式前置静翼は、部
分負荷条件下でインペラにおける流量入射角を小さくす
ることができる。したがって、より低容量で圧縮機を安
定した状態で動作させることができる。
【０００４】特定のインペラ及び入口設計が原因となっ
て生じる不安定な状態に加え、部分負荷条件下ではディ
フューザによって不安定な状態が生じる場合もある。あ
らゆる型のディフューザの中で、圧縮機サージ全体をト
リガせずに極めて様々な流量角に対応することができる
羽根なしディフューザは、一般に最も広い動作範囲を提
供できるものである。上述したような可変静翼を羽根な
しディフューザに付加すれば安定性をさらに高めること
ができるが、このような静翼によってシステムは実質的
に複雑かつコストのかかるものとなる。
【０００５】動作範囲の広い羽根なしディフューザは、
ディフューザにおける圧力回復が緩徐であるため一般に
効率レベルは低い。一方、羽根付きディフューザは、効
率は良いが、通常は実質的に安定した動作を行うことが
できる範囲が狭い。この動作範囲を増加させるために、
可変ディフューザ静翼を羽根付きディフューザに付加
し、オフデザイン状態で動作する時のサージを防止す
る。このようにすることで、比較的広い動作範囲で高い
効率を得ることができる。しかし、このような構成とし
たものは比較的高価である。
【０００６】驚異的に高い効率レベルを示す型の固定式
ディフューザは、固定羽根ディフューザすなわちチャネ
ルディフューザである。このようなディフューザは、米
国特許第４，４６８，００５号に記載されているような
羽根島構造すなわち楔型ディフューザの形としてもよい
し、米国特許第３，３３３，７６２号に記載されている
ようないわゆるパイプディフューザであってもよい。後
者は、高圧力比ガスタービン圧縮機において生じる遷音
速流れ条件下での効率を高めるために開発されたもので
ある。上述したディフューザと類似の他の羽根付きディ
フューザで、高い効率を得ることができるが一般に安定
した動作範囲の狭いガスタービン圧縮機用ディフューザ
についてはここでは取り上げずにおくが、上述したよう
な遠心冷凍機について考えると、このようなディフュー
ザの応用は極めて有意なものである。
【０００７】恐らく高い効率を得るためだと思われる
が、米国特許第４，３０２，１５０号において記載され
ているようなパイプディフューザを使用した状況におい
て、インペラの外周とディフューザへの入口の間の、い
わゆる羽根なしディフューザ空間を導入することによっ
て、狭い動作範囲を広げている。しかしながら、このよ
うな設計において安定性を増すことができるのは、最大
負荷で動作している（すなわち前置静翼はない）場合の
みに限られる。さらに、羽根なしディフューザ空間を大
きくすることで、部分負荷条件下での圧縮機のリフト容
量は減少する。また、比較的広い羽根なし空間をとるた
め、最大効率点は、安全な圧縮機動作を許容することが
できない動作状態であるサージポイントに近付いてしま
う。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】上述したようなディフ
ューザの設計上の問題に加え、一般に効率及び動作範囲
を最適なものとするために、インペラの設計上の特徴も
選択することができる。一般に、インペラの効率は、イ
ンペラ翼の出口角β2が（接線方向で測定して）４５°
に近付いた時に最大となると考えられている。しかしな
がら、ある点に対して、インペラ翼の出口角β2が小さ
くなるにつれて遠心圧縮機の動作範囲は増加するという
ことも一般に知られている。インペラの入口相対速度と
インペラの出口相対速度との間の比率が決まっている場
合、インペラ翼の出口角β2の減少（すなわち前方から
後方への傾斜の増加）に伴い、インペラに残る絶対流量
出口角α2は小さくなる。しかしながら、この角度α2が
小さくなりすぎると、インペラ外周付近の半径圧力勾配
によって分流が生じ、動作範囲が狭くなる場合もある。
したがって、遠心冷凍インペラの作動時には、インペラ
の絶対流量出口角α2は一般に２０°から４０°の範囲
に決められる。さらに、インペラの流量出口角α2 を２
０°未満とすると、必ず分流を生じて動作範囲は狭くな
ることも従来から知られている。このため、流量出口角
が２０°未満のインペラを使用することは避けられてい
た。
【０００９】したがって、本発明の目的は、改良された
遠心圧縮方法及び遠心圧縮装置を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】上述した目的は、特許請
求の範囲における序文及び特徴項に示す装置によって達
成することができる。
【００１１】簡単に言えば、本発明の第１の態様におい
て、固定羽根型すなわちチャネルディフューザに比較的
少数のチャネル（溝）を備え、チャネル間の「楔角」を
最大限とする。さらに、これと関連したインペラは、流
量出口角が比較的小さくなるように設計する。比較的大
きな楔角と比較的小さな流量出口角とを組み合わせるこ
とで、分流や動作範囲の劣化を生じることなく比較的大
きな入射角を見込むことができる。
【００１２】本発明の他の態様によれば、ディフューザ
は、一組の円錐形チャネルを備える。これらのチャネル
は、インペラの外周に対して実質的に接線方向に延在す
る中心線を有している。チャネルの構造自体が効率の向
上につながるものであるが、インペラに対してチャネル
を接線方向に配置することによってシステムの効率特性
はさらに向上する。
【００１３】本発明のさらに他の態様によれば、インペ
ラの絶対流量出口角α2を２０°未満で維持するように
インペラを設計する。これは、前方から後方へ傾斜させ
た羽根を使用した形態において達成することができる。
これに関連した隣接するディフューザチャネル間の楔角
α2を１５°以上で維持することで、本来なら発生する
可能性のある分流を防止する。このようにして、高効率
と広い安定動作領域との両方を得る。
【００１４】本発明の別の態様によれば、インペラの外
周と楔の前縁とによって規定される前縁円との間の羽根
なし空間は半径方向の深さに限られる。このため、羽根
なし空間における分流発生の可能性は小さくなる。特
に、半径方向の寸法は、チャネルの「のど円直径」を越
えないように制限されている。
【００１５】
【実施例】図１を参照すると、遠心圧縮機に本発明によ
る固定ディフューザ形状とした前置静翼を用いた場合と
他の様々な前置静翼を用いた場合とを比較した様々な特
性を表す複数の性能マップ曲線が示されている。本発明
の重要性を理解するために、現存するシステムの性能特
性のいくつかについて考えてみることが好ましい。
【００１６】（翼形羽根、単一厚羽根、羽根島構造また
は円錐形パイプのような）羽根付きディフューザを備え
る遠心圧縮機は、羽根なしディフューザを備える圧縮機
よりも効率が良い。したがって、このような遠心圧縮機
は極めて魅力的なものであるが、安定した動作範囲は小
さい。このため、オフデザイン条件下でのサージを防止
するためには、高価かつ複雑な様々なディフューザ装置
及び制御スキームを必要とする。安定した動作範囲の定
義について考えると、 安定した動作範囲＝（チョーク質量流量−サージ質量流
量）／チョーク質量流量 となる。ここで、 チョーク質量流量＝のどにおける流量が音速に達した時
の最大流量（曲線１で表される） であり、 サージ質量流量＝圧縮機における最低の安定動作状態を
表す最低流量すなわちサージ流量（曲線ＣまたはＤで表
される） である。
【００１７】羽根なしディフューザを備え、中間圧縮比
（すなわち２．５：１〜５：１）に設計した遠心圧縮機
では、安定した動作範囲は３０％である。一方、これと
同一の圧縮比で何らかの羽根付きディフューザを用いた
場合は、安定した動作範囲は最高でも２０％に止まる。
【００１８】遠心圧縮機を応用した多くの用途では部分
負荷特性を必要とする。このような部分負荷特性では、
ヘッドすなわち圧力比の低下速度は流量の低下速度より
も速くはならない。例えば、図１における曲線Ａは、代
表的な水冷式冷凍機の負荷曲線を示している。代表的な
負荷曲線Ａの変動はごく普通のことであるので、実際に
は水冷式冷凍機はこれ以上の部分負荷ヘッド能力を必要
とする。例えば、図１における曲線Ｂは、可変容量下で
定温リフト動作状態での水冷式冷凍機の代表的な負荷曲
線を示している。
【００１９】可変入口静翼のみを使用した羽根付きディ
フューザ遠心圧縮機において、オフデザイン条件下では
部分負荷制御装置によって所望のヘッドを得ることはで
きない。最大負荷における範囲が限られるため、部分負
荷状態での範囲も限られてしまう。最終結果は、図１に
おいて線Ｃで示すような圧縮機の性能マップ上の急勾配
のサージラインである。
【００２０】対照的に、本発明に基づいて構成した遠心
圧縮機の性能マップを図１において曲線Ｄで示す。高い
効率（すなわち８５％のアクセス）に加え、安定した動
作範囲が極めて広い範囲にわたる（すなわち１５％のア
クセス）であるということが分かる。最も厳しい負荷ラ
イン条件要求（すなわち定温リフト水冷式冷凍動作）を
越えるこのサージラインは、固定ディフューザ静翼と１
つの可変静翼機構すなわち可変前置静翼を使用するだけ
で得ることができる。以下、本発明を組み込んだ遠心圧
縮機の特定の構造について述べる。
【００２１】図２及び図３を参照すると、本発明は概略
的に符号１０で示されている。図において、本発明は、
特定形状のパイプディフューザ１１を備えている。パイ
プディフューザ１１はインペラ１２に結合されている。
これ以外、本発明は従来の遠心圧縮機と全く同様の圧縮
機に取付られている。すなわち、遠心圧縮機は、渦巻き
構造１３と、吸入ハウジング１４と、翼環アセンブリ１
６と、前置静翼１７と、側板１８とを有している。イン
ペラ１２は、前金具２１に沿って駆動軸１９に取付られ
ている。このようなアセンブリを高速で回転させると、
冷媒は吸入ハウジング１４へ流入し、さらに前置静翼１
７を通過して通路２２に流入する。通路２２において、
冷媒はインペラ１２によって圧縮される。圧縮された冷
媒は、ディフューザ１１を通過する。ディフューザ１１
は、動的エネルギを位置エネルギに変換する機能を有す
る。拡散冷媒は渦巻き１３のキャビティ２３を通過し、
クーラ（図示せず）に達する。
【００２２】図３を参照すると、インペラホイール１２
が詳細に示されている。インペラホイール１２は、ハブ
２４と、インペラホイールに一体に連結されて放射状に
延在するディスク２６と、複数の翼２７とを含む。翼２
７は、いわゆるバックスウェプト状に配置されている。
このようなバックスウェプト状については以下において
詳述するが、これが本発明の一態様における重要な特徴
なのである。
【００２３】パイプディフューザ１１は、図２ではディ
フューザが取り付けられる位置において示し、インペラ
１２との組み合わせとしては図３においてのみ示す。パ
イプディフューザ１１は、その半径方向外側付近に、複
数のボルト２８によって渦巻き構造１３に固定された単
一の環状鋳物を有する。ディフューザ１１には、円周方
向に離間し、ほぼ半径方向に延在する複数のテーパ（先
細）チャネル３１が形成されている。テーパチャネルの
中心線３２は、符号３０で示して共に接円と呼ぶ共通の
円の接線となっている。この接円はインペラ１２の外周
に一致する。
【００２４】接円のすぐ外側に位置する第２の円は前縁
円と呼ぶことにし、図３において符号３３で示す。前縁
円は、チャネル３１の間の楔形島構造３４の各々の前縁
を通って規定される。インペラ１２の周囲と前縁円３３
との間の半径方向の空間は、羽根なし／半羽根なし空間
２５である。本発明では、この羽根なし／半羽根なし空
間２５の半径方向の深さを制限して、システムの動作範
囲を広げる。すなわち、本願出願人は羽根なし空間２５
において分流を防止するためには、半径方向の寸法をテ
ーパチャネル３１ののど円直径よりも短くすべきである
ということを見出だした。以下、羽根なし／半羽根なし
空間２５については、簡単に「羽根なし」空間と呼ぶこ
とにする。このような羽根なし空間２５については、本
発明と同一の譲受人に譲渡された１９９０年１０月３０
日出願の米国出願第６０５，６１９号において詳述され
ているが、ここでは参考にあげるだけに止めておく。
【００２５】図３において示されるように、テーパチャ
ネル３１の各々は、３つの直列に連結された部分を有す
る。これらの３つの部分は、符号３５，３６及び３７で
示すように、すべて軸３２と同心になっている。第１の
部分３５は上述した「のど」を含む。この第１の部分３
５は円筒形（すなわち直径は一定）であり、その突出部
は、その円周側の類似の部分の突出部と交差するような
角度となっている。３６で示す第２の部分は、わずかに
末広がりの軸断面形状を有している。この第２の部分
は、軸３２と共にある角度で外側に向けられた壁３８を
有する。この角度として適しているのは２°であった。
第３の部分３７は、壁３９によってさらに広げられた軸
断面形状を有している。壁３９は、約４°で曲げられて
いる。チャネル３１の外端に向けて大きくなるこのよう
な断面形状は、ディフューザ１１に発生する拡散の度合
いを表すものであり、以下の式によって定量化すること
ができる。すなわち、領域比＝チャネルの出口での領域
／チャネルの入口での領域である。ここで、チャネルの
出口での領域は、図３においてＡで示す位置で軸に垂直
に取った領域を示す。
【００２６】図３において、テーパチャネル３１を形成
することで、チャネル間のテーパ部分すなわち楔３４が
形成されることが分かる。ディフューザに形成するチャ
ネル３１のテーパが大きくなるのにしたがって、楔３４
の角度γは小さくなる。図３において示す個々のディフ
ューザ１１には、１６個のテーパチャネルが形成されて
いる。すなわち角度γは均等に２２．５°となる。この
ように比較的大きな楔角とすると、インペラ吐出流量角
β2が変化するため、このようにしなければ発生する場
合がある分流を防止できる。インペラの形状と性能とに
ついて述べるにあたり、相対的に接線方向に沿った流れ
を供給することが好ましい。このようにすることで、さ
らに、質量流量速度の変位に伴ってβ2の変化を減少さ
せ得る。一般に、入射の変化を得るためには比較的大き
な楔角γをとることが好ましい。しかしながら、テーパ
チャネル３１の数はインペラからの流量を得られる程度
に十分なものでなければならない。したがって、本願出
願人は、本発明にとって好ましい広い動作範囲にわたる
効率の良い性能は、楔角γが１５°（すなわちテーパチ
ャネルを２４個備える）であるパイプディフューザによ
って得られると判断した。以下、インペラのデザイン及
び特性について述べたあと、前縁分離について述べる。
【００２７】図４及び図５を参照すると、前方から後方
への傾斜（バックスウェプト）の異なるインペラ４２及
び４３が示されている。インペラ４２は６０°で傾斜
（すなわちインペラ吐出翼角β2は３０°）させた翼４
４を有する。一方、インペラ４３は３０°で傾斜（すな
わちインペラ吐出翼角β2は６０°）させた翼４６を有
する。インペラに残る流れの絶対接線成分Ｖ2θは、式
Ｖ２θ＝Ｗ２θ＋Ｕ２によって得られる。ここで、Ｗ２
＝相対速度の接線成分であり、Ｕ２＝インペラ先端速度
である。前方から後方への傾斜をつけたインペラでは、
相対速度の接線成分Ｗ２θの方向は、先端速度の方向と
逆になる。このようなインペラでは、Ｖ２θはＵ２より
も小さくなり、インペラの傾斜角度が大きくなればなる
ほどＶ２θは小さくなる。しかしながら、インペラ先端
速度Ｕ２はインペラ吐出口Ｗ２における総相対速度より
も数倍大きいため、インペラの傾斜によるＶ２θの相対
変化量は、インペラの傾斜によって発生する半径方向速
度Ｖ２Ｒの相対変化量よりも少ない。前方から後方への
傾斜度が大きくなると、半径方向絶対速度Ｖ２Ｒは接線
方向絶対速度Ｖ２θよりも大きな度合いで減少する。し
たがって、一定の側板流表面拡散量でインペラの吐出翼
角の傾斜を増加させることによって、インペラに残る絶
対流量角α2を減少させることができるという効果も得
られる。したがって、図４に示すような６０°の傾斜で
はインペラの絶対流量出口角α2は１２°であるが、図
５のように傾斜が３０°になるとインペラの絶対流量出
口角α2は２０°となる。
【００２８】通常、図４に示すインペラ４２及び図５に
示すインペラ４３のいずれにしても、インペラ周辺の半
径方向圧力勾配によって分流を生じることがあるので、
広い動作範囲を必要とするような場合での動作には適し
ていない。しかしながら、これらの絶対流量出口角α2
を小さくすることは可能であり、さらに本願出願人によ
って確認されたように、絶対流量出口角α2を小さくす
ることで比較的広い動作範囲にわたって高い効率を得る
ことができる。
【００２９】図４及び図５に示すインペラを比較する
と、インペラの前方から後方への傾斜が大きくなると、
図６及び図７において示すような吐出垂直流量領域の翼
から翼までの垂直距離ｎ２は短くなる。すなわち、図４
に示すような傾斜度が大きく翼から翼までの垂直距離ｎ
２が短いインペラでは、図７において示すインペラ吐出
翼厚ｂ2よりも長いインペラ吐出翼厚ｂ2を必要とする。
この図７において示すインペラ吐出翼厚ｂ2は、図５に
示す傾斜度の小さいインペラ４３に関連したものであ
る。Ｗ2はインペラ相対吐出速度であり、Ｗ1はインペラ
入口側板相対速度であるような相対速度比Ｗ2／Ｗ1を維
持したいと仮定すると、インペラ傾斜角の増加によって
インペラ先端翼厚ｂ2も増加する。このような先端が比
較的広いインペラでは、絶対流量出口角α2も小さくな
り、さらに少ない流量での角度変化も小さくなるので、
低流量条件下でも安定性が得られる。結果として、入射
効果はなくなって安定性が得られる。
【００３０】要するに、本発明による高効率及び広動作
範囲を得られる本発明によるディフューザ及びインペラ
の構造には３つの特徴がある。第１に、テーパチャネル
３１の数は、先端における分流の発生率を最小限に押さ
えるようにチャネル間の楔形島構造３４を比較的大きな
楔角γとし得る程度に限られる。第２に、インペラ３１
の外周３０と前縁円３３との間の羽根なし空間は、不安
定な状態の発生を防止するようにその半径方向深さに限
定される。このため、小さな羽根なし空間２５を楔３４
の弦節比と組み合わせることで、羽根なし空間内に圧力
フィールドを作る。この場合の勾配は、分流の原因とな
り得る半径方向勾配とするのではなく、流れの方向に対
して平行に近いものとする。最後に、傾斜度が大きく、
したがって先端が広く、吐出流量角は極めて浅く絶対角
度変化は比較的小さくできるインペラを使用すること
で、流速による下流の構成要素（すなわちディフュー
ザ）への影響は少なくなり、圧縮機の安定した動作範囲
を広げることができる。このような結果について図８及
び図９において示す。
【００３１】図８及び図９において、パイプディフュー
ザ１１及びインペラ１２は図３に示すものと同一であ
り、インペラの傾斜角は６０°である。ここでも羽根な
し空間の半径方向深さはテーパチャネルの「のど円直
径」よりも短く、楔角は２２．５°である。流量が最大
設計流量レベルにある場合、絶対流量出口角α2での流
れの方向は、ディフューザ１１の各テーパチャネル３１
の中心線と平行になる。これについては図８において矢
印で示す。
【００３２】中間の２つの矢印は、圧力側及び吸入側で
楔３４を係合した場合の冷媒の流れる方向を示す。した
がって、楔３４の先端において分流は全く発生していな
いということは同図から理解できよう。絶対流量出口角
α2は、この流量レベルでは１２°である。
【００３３】図９を参照すると、絶対流量出口角α2が
２°となるように流量を実質的に減少させている。ここ
では、流れの方向は吸入側に対して平行であり、もちろ
ん分流は全く発生していない。中間の２つの矢印は、吸
入側４８で楔３４を係合させる流れの方向を示してい
る。この場合も、角度は楔３４の先端において分流が発
生しないような角度になっている。
【００３４】本発明による図面及び好ましい実施例につ
いて述べてきたが、本発明の範囲及び趣旨を逸脱するこ
となく、他の様々な修正を施し、異なる構成とすること
ができる。
【００３５】
【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
インペラの先端において分流を発生させることなく高効
率かつ広い動作範囲で安定した動作を行うことができる
改良された遠心圧縮機が得られるという効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【図１】定速遠心圧縮機に本発明による固定ディフュー
ザ形状とした前置静翼を用いた場合と他の様々な前置静
翼を用いた場合とを比較した性能マップを示すグラフで
ある。
【図２】本発明を内部に組み込んだ遠心圧縮機を示す軸
方向の部分断面図である。
【図３】ディフューザ及びそのインペラ部分を示す放射
状の図である。
【図４】絶対流量出口角α2で前方から後方へ傾斜させ
たことによって得られる効果を説明するための本発明に
よるインペラを示す放射状の図である。
【図５】絶対流量出口角α2で前方から後方へ傾斜させ
たことによって得られる効果を説明するための本発明に
よるインペラを示す放射状の図である。
【図６】吐出口においてインペラ翼厚ｂ2でインペラを
前方から後方へ傾斜させたことによって得られる効果を
説明するための翼を示す軸方向の断面図である。
【図７】吐出口においてインペラ翼厚ｂ2でインペラを
前方から後方へ傾斜させたことによって得られる効果を
説明するための翼を示す軸方向の断面図である。
【図８】ディフューザ前縁を分離することなく様々な流
量に適用することができる本発明の柔軟性を説明するた
めの図である。
【図９】ディフューザ前縁を分離することなく様々な流
量に適用することができる本発明の柔軟性を説明するた
めの図である。
【符号の説明】
１１…ディフューザ １２…インペラ ２５…羽根なし空間 ２７…翼 ３１…テーパチャネル

Claims (11)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】 前置静翼と、インペラと、ディフューザ
    とを有し、広い範囲にわたる動作流量条件下での動作に
    適した遠心圧縮機において、 前記ディフューザは、前記インペラの円周に沿って該イ
    ンペラの外周に対して極めて近接して備えられた複数の
    楔型固定チャネルを備え、前記チャネルの各々は、前記
    インペラの外周に接線方向に配列され、隣接するチャネ
    ルの長手方向の中心線との間に最低１５°の角度を形成
    する長手方向の中心線を有し、 前記インペラは、２０°以下の流量出口角で流体が該イ
    ンペラの先端を離れるように前方から後方へ傾斜する方
    向で備えられた複数の翼を備えることを特徴とする遠心
    圧縮機。
  2. 【請求項２】 前記ディフューザは、該ディフューザの
    楔型チャネルの最小直径よりも短い半径方向深さの羽根
    なし空間を前記ディフューザの内周に有することを特徴
    とする請求項１記載の遠心圧縮機。
  3. 【請求項３】 前記チャネルの各々は、２つの直列に連
    結された部分を備え、第１の部分は第１の角度で曲げら
    れた分岐壁を有し、第２の部分は第１の角度よりも大き
    い第２の角度で曲げられた分岐壁を有することを特徴と
    する請求項１記載の遠心圧縮機。
  4. 【請求項４】 前記第１の部分における分岐壁間の角度
    は４°であり、前記第２の部分における分岐壁間の角度
    は８°であることを特徴とする請求項３記載の遠心圧縮
    機。
  5. 【請求項５】 前記チャネルの横方向断面は円形である
    ことを特徴とする請求項１記載の遠心圧縮機。
  6. 【請求項６】 前記チャネルの長手方向断面は円錐台形
    であることを特徴とする請求項５記載の遠心圧縮機。
  7. 【請求項７】 集流部と、可変静翼と、インペラと、固
    定静翼ディフューザとを直列に有する遠心圧縮機におい
    て、 インペラは、略半径方向に流体を吐出すための円周方向
    に離間した複数の翼を有し、前記翼は、２０°未満の流
    量出口角で前記流体を移動させるように備えられ、 内部に円周方向に離間した複数のチャネルが形成された
    ディフューザ構造であって、前記チャネルは実質的に前
    記インペラの周囲に接触して延在する中心線を有し、隣
    接するチャネルの中心線間の角度が１８°以上となるよ
    うに前記チャネルの数を制限するディフューザ構造を備
    えることを特徴とする遠心圧縮機。
  8. 【請求項８】 前記ディフューザ構造は、該ディフュー
    ザ構造の楔型チャネルの最小直径よりも短い半径方向深
    さの羽根なし空間を前記ディフューザ構造の内周に有す
    ることを特徴とする請求項７記載の遠心圧縮機。
  9. 【請求項９】 前記チャネルは、断面が円形であること
    を特徴とする請求項７記載の遠心圧縮機。
  10. 【請求項１０】 前記チャネルは、長手方向断面が円錐
    形であることを特徴とする請求項７記載の遠心圧縮機。
  11. 【請求項１１】 前記インペラの翼は、前方から後方へ
    傾斜するように形成されていることを特徴とする請求項
    ７記載の遠心圧縮機。
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SG (1) SG49941A1 (ja)
TW (1) TW223142B (ja)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002516960A (ja) * 1998-05-27 2002-06-11 株式会社荏原製作所 ターボ機械の羽根車
JP2005233188A (ja) * 2004-02-21 2005-09-02 Holset Eng Co Ltd 圧縮機
JP2009068431A (ja) * 2007-09-13 2009-04-02 Ihi Corp パイプディフューザ式遠心圧縮機
JP2023536998A (ja) * 2020-08-07 2023-08-30 コンセプツ エヌアールイーシー，エルエルシー 性能を向上させるための流量制御構造及び当該流量制御構造を組み込んだターボ機械

Families Citing this family (49)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5252027A (en) * 1990-10-30 1993-10-12 Carrier Corporation Pipe diffuser structure
US5387081A (en) * 1993-12-09 1995-02-07 Pratt & Whitney Canada, Inc. Compressor diffuser
NL9401632A (nl) * 1994-10-04 1996-05-01 Fancom Bv Debietsensor.
US5669756A (en) * 1996-06-07 1997-09-23 Carrier Corporation Recirculating diffuser
AU6553496A (en) * 1996-09-09 1998-03-12 Dmytro Bolesta Power generator driven by environment's heat
US5762833A (en) * 1996-09-09 1998-06-09 Aeromix Systems, Inc. Aerator with a removable stator and method of repairing the same
US5924847A (en) * 1997-08-11 1999-07-20 Mainstream Engineering Corp. Magnetic bearing centrifugal refrigeration compressor and refrigerant having minimum specific enthalpy rise
JP4625158B2 (ja) * 2000-05-29 2011-02-02 本田技研工業株式会社 遠心式コンプレッサ
JP4627856B2 (ja) 2000-09-26 2011-02-09 本田技研工業株式会社 遠心型圧縮機のディフューザ
US6962056B2 (en) * 2002-11-13 2005-11-08 Carrier Corporation Combined rankine and vapor compression cycles
US6880344B2 (en) * 2002-11-13 2005-04-19 Utc Power, Llc Combined rankine and vapor compression cycles
US7254949B2 (en) * 2002-11-13 2007-08-14 Utc Power Corporation Turbine with vaned nozzles
US7174716B2 (en) 2002-11-13 2007-02-13 Utc Power Llc Organic rankine cycle waste heat applications
US6892522B2 (en) 2002-11-13 2005-05-17 Carrier Corporation Combined rankine and vapor compression cycles
US7146813B2 (en) 2002-11-13 2006-12-12 Utc Power, Llc Power generation with a centrifugal compressor
US7281379B2 (en) * 2002-11-13 2007-10-16 Utc Power Corporation Dual-use radial turbomachine
JP3812537B2 (ja) * 2003-01-09 2006-08-23 株式会社デンソー 遠心式送風機
SE525219C2 (sv) * 2003-05-15 2004-12-28 Volvo Lastvagnar Ab Turboladdarsystem för en förbränningsmotor där båda kompressorstegen är av radialtyp med kompressorhjul försedda med bakåtsvepta blad
US7326027B1 (en) 2004-05-25 2008-02-05 The United States Of America As Represented By The Administrator Of The National Aeronautics And Space Administration Devices and methods of operation thereof for providing stable flow for centrifugal compressors
US20060067829A1 (en) * 2004-09-24 2006-03-30 Vrbas Gary D Backswept titanium turbocharger compressor wheel
JP4969433B2 (ja) * 2007-12-19 2012-07-04 三菱重工業株式会社 遠心圧縮機
US7856834B2 (en) * 2008-02-20 2010-12-28 Trane International Inc. Centrifugal compressor assembly and method
US8037713B2 (en) 2008-02-20 2011-10-18 Trane International, Inc. Centrifugal compressor assembly and method
US7975506B2 (en) 2008-02-20 2011-07-12 Trane International, Inc. Coaxial economizer assembly and method
US9353765B2 (en) * 2008-02-20 2016-05-31 Trane International Inc. Centrifugal compressor assembly and method
WO2009157604A1 (en) * 2008-06-27 2009-12-30 Kturbo, Inc. Two-stage centrifugal compressor
US8113003B2 (en) * 2008-08-12 2012-02-14 Siemens Energy, Inc. Transition with a linear flow path for use in a gas turbine engine
US8065881B2 (en) * 2008-08-12 2011-11-29 Siemens Energy, Inc. Transition with a linear flow path with exhaust mouths for use in a gas turbine engine
US8091365B2 (en) * 2008-08-12 2012-01-10 Siemens Energy, Inc. Canted outlet for transition in a gas turbine engine
US8596968B2 (en) * 2008-12-31 2013-12-03 Rolls-Royce North American Technologies, Inc. Diffuser for a compressor
US8616007B2 (en) * 2009-01-22 2013-12-31 Siemens Energy, Inc. Structural attachment system for transition duct outlet
TWI379041B (en) * 2009-02-13 2012-12-11 Ind Tech Res Inst Method and system for controling compressor
US8585348B2 (en) * 2009-12-14 2013-11-19 Honeywell International, Inc. Centrifugal compressor with pipe diffuser
KR101270899B1 (ko) * 2010-08-09 2013-06-07 엘지전자 주식회사 임펠러 및 이를 포함하는 원심 압축기
CN103562561A (zh) 2011-06-01 2014-02-05 开利公司 经济化离心压缩机
EP3060810B1 (en) 2013-10-21 2020-02-05 Williams International Co., L.L.C. Turbomachine diffuser
US9803487B2 (en) 2014-06-26 2017-10-31 Siemens Energy, Inc. Converging flow joint insert system at an intersection between adjacent transitions extending between a combustor and a turbine assembly in a gas turbine engine
US9771813B2 (en) 2014-06-26 2017-09-26 Siemens Energy, Inc. Converging flow joint insert system at an intersection between adjacent transitions extending between a combustor and a turbine assembly in a gas turbine engine
DE102014212926A1 (de) * 2014-07-03 2016-01-07 Siemens Aktiengesellschaft Spiralgehäuse für einen Radialverdichter
CN104358710A (zh) * 2014-09-20 2015-02-18 潍坊富源增压器有限公司 涡轮增压器
WO2016151934A1 (ja) * 2015-03-20 2016-09-29 三菱重工業株式会社 コンプレッサシステム、及び遠心分離機の取付け構造
DE102015006459A1 (de) * 2015-05-20 2015-12-03 Daimler Ag Radialverdichter, insbesondere für einen Abgasturbolader einer Verbrennungskraftmaschine
FR3065023B1 (fr) * 2017-04-07 2019-04-12 Safran Aircraft Engines Diffuseur axial renforce
US10851801B2 (en) * 2018-03-02 2020-12-01 Ingersoll-Rand Industrial U.S., Inc. Centrifugal compressor system and diffuser
GB2576565B (en) * 2018-08-24 2021-07-14 Rolls Royce Plc Supercritical carbon dioxide compressor
GB201813819D0 (en) * 2018-08-24 2018-10-10 Rolls Royce Plc Turbomachinery
EP3969761A1 (en) 2019-05-14 2022-03-23 Carrier Corporation Centrifugal compressor including diffuser pressure equalization feature
CN111734675B (zh) * 2020-06-16 2021-12-03 泛仕达机电股份有限公司 一种后向离心风轮及离心风机
US20220034227A1 (en) 2020-08-03 2022-02-03 Rolls-Royce North American Technologies Inc. Compressor turbine wheel

Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6336078A (ja) * 1986-07-29 1988-02-16 Tech Res Assoc Highly Reliab Marine Propul Plant 羽根車の特性試験方法

Family Cites Families (21)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE581164C (de) * 1933-07-22 C H Jaeger & Co Pumpen U Gebla Kreiselmaschine, insbesondere Kreiselgeblaese
US2157002A (en) * 1938-05-07 1939-05-02 Gen Electric Diffuser for centrifugal compressors
US2291478A (en) * 1939-08-12 1942-07-28 Bour Harry E La Centrifugal pump
GB685814A (en) * 1950-03-03 1953-01-14 Escher Wyss Ag Improvements in and relating to radial centrifugal compressors and pumps
CH280273A (de) * 1950-03-03 1952-01-15 Escher Wyss Ag Einrichtung an radialen Kreiselverdichtern und -pumpen zur Umsetzung von kinetischer Energie des Strömungsmittels in Druckenergie.
US3333762A (en) * 1966-11-16 1967-08-01 United Aircraft Canada Diffuser for centrifugal compressor
US3604818A (en) * 1969-12-10 1971-09-14 Avco Corp Centrifugal compressor diffuser
US3743436A (en) * 1971-07-13 1973-07-03 Avco Corp Diffuser for centrifugal compressor
US3876328A (en) * 1973-11-29 1975-04-08 Avco Corp Compressor with improved performance diffuser
US3964837A (en) * 1975-01-13 1976-06-22 Avco Corporation Eccentric passage pipe diffuser
CA1074577A (en) * 1975-06-24 1980-04-01 Deere And Company Single shaft gas turbine engine with axially mounted disk regenerator
US4368005A (en) * 1977-05-09 1983-01-11 Avco Corporation Rotary compressors
US4257733A (en) * 1978-12-26 1981-03-24 Carrier Corporation Diffuser control
US4219305A (en) * 1978-12-26 1980-08-26 Carrier Corporation Diffuser control
US4302150A (en) * 1979-05-11 1981-11-24 The Garrett Corporation Centrifugal compressor with diffuser
US4378194A (en) * 1980-10-02 1983-03-29 Carrier Corporation Centrifugal compressor
US4527949A (en) * 1983-09-12 1985-07-09 Carrier Corporation Variable width diffuser
US4576550A (en) * 1983-12-02 1986-03-18 General Electric Company Diffuser for a centrifugal compressor
US4503684A (en) * 1983-12-19 1985-03-12 Carrier Corporation Control apparatus for centrifugal compressor
US4611969A (en) * 1985-08-19 1986-09-16 Carrier Corporation Calibrating apparatus and method for a movable diffuser wall in a centrifugal compressor
EP0298191B1 (en) * 1987-07-06 1992-05-20 Rockwell International Corporation Multiple discharge cylindrical pump collector

Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6336078A (ja) * 1986-07-29 1988-02-16 Tech Res Assoc Highly Reliab Marine Propul Plant 羽根車の特性試験方法

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2002516960A (ja) * 1998-05-27 2002-06-11 株式会社荏原製作所 ターボ機械の羽根車
JP2005233188A (ja) * 2004-02-21 2005-09-02 Holset Eng Co Ltd 圧縮機
JP2009068431A (ja) * 2007-09-13 2009-04-02 Ihi Corp パイプディフューザ式遠心圧縮機
JP2023536998A (ja) * 2020-08-07 2023-08-30 コンセプツ エヌアールイーシー，エルエルシー 性能を向上させるための流量制御構造及び当該流量制御構造を組み込んだターボ機械

Also Published As

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EP0526387B1 (en) 1996-06-12
SG49941A1 (en) 1998-06-15
AU2067492A (en) 1993-02-04
BR9202995A (pt) 1993-03-30
KR960002023B1 (ko) 1996-02-09
US5145317A (en) 1992-09-08
TW223142B (ja) 1994-05-01
DE69211441T2 (de) 1996-12-05
AU646175B2 (en) 1994-02-10

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