【発明の詳細な説明】」見上皇剋貝公１本発明は、流体の圧力を増大するのに使用される遠心圧
縮機に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION The present invention relates to a centrifugal compressor used to increase the pressure of a fluid.
え朱坐韮薯遠心圧縮機は、流体の圧力を増大することが必要とされ
るいろいろな応用例に使用される。特に重要な１つの応
用例は、工業用ガス処理工程である。工業用ガス処理工
程においては、原料空気を極低温法により工業用ガスに
精留する前に原料空気を加圧するために、あるいは、工
業用ガスを液化する前に加圧するために遠心圧縮機が用
いられる。Centrifugal compressors are used in a variety of applications where increasing the pressure of a fluid is required. One application of particular importance is industrial gas processing processes. In industrial gas processing processes, centrifugal compressors are used to pressurize feed air before it is rectified into industrial gas using cryogenic methods, or to pressurize industrial gas before it is liquefied. used.
遠心圧縮機は、回転自在の中心軸と、該軸に取付けられ
たインペラホイールと、該インペラホイールから渦形室
へ半径方向外方へ延長したディフューザと、該渦形室に
連通した出口とから成る。A centrifugal compressor includes a rotatable central shaft, an impeller wheel mounted on the shaft, a diffuser extending radially outward from the impeller wheel into a volute, and an outlet communicating with the volute. Become.
ガスは、遠心圧縮機に流入し、インペラホイールに取付
けられた湾曲羽根の間を流れる。回転する軸とインペラ
ホイールの組立体は、流体に速度を与える。流体がディ
フューザ、渦形室及び前記出口を順次に通過する間にそ
の速度が圧力エネルギーに変換される。Gas enters the centrifugal compressor and flows between curved vanes attached to an impeller wheel. A rotating shaft and impeller wheel assembly imparts velocity to the fluid. As the fluid sequentially passes through the diffuser, the volute and the outlet, its velocity is converted into pressure energy.
遠心圧縮機は、電力等の多量の動力を消費する。原料空
気の圧力がそのプロセスへの投入エネルギーの実質的に
すべてである、極低温法による空気の精留などのある種
の応用例においては、遠心圧縮機が消費するエネルギー
が、運転コストの主要部を占め、遠心圧縮機の効率の僅
かな向上買えられるだけでも、そのプロセスの経済性に
大きな影響を及ぼす、遠心圧縮機の効率は、所定の流体
の圧力を一定量だけ高めるのに必要とされるエネルギー
の尺度として定義することができる。Centrifugal compressors consume a large amount of power, such as electric power. In certain applications, such as cryogenic air rectification, where the feed air pressure is essentially all of the energy input to the process, the energy consumed by the centrifugal compressor is a major contributor to operating costs. The efficiency of a centrifugal compressor is the same as that required to increase the pressure of a given fluid by a certain amount. It can be defined as a measure of energy.
ここで、第１図を参照して、本発明が対象とする代表的
な従来の遠心圧縮機の構造を説明する。Here, with reference to FIG. 1, the structure of a typical conventional centrifugal compressor to which the present invention is directed will be explained.
第１図の従来の遠心圧縮機２において、流れ矢印ｌで示
されている流体即ちガスは、入口３を通して遠心圧縮機
２内へ吸入される。インペラホイール（羽根車）４は、
回転自在の軸５に取付けられており、インペラホイール
には多数の湾曲羽根６が取付けられている。流体は、矢
印７で示されるように各羽根６の間の間隙を通って流れ
る。回転するインペラホイール組立体（軸５と、インペ
ラホイール４と、羽根６の組立体）は、該組立体を通る
流体の速度を増大させ、かつ、その流体に遠心力を付与
する働きをする。In the conventional centrifugal compressor 2 of FIG. 1, fluid or gas, indicated by flow arrows l, is drawn into the centrifugal compressor 2 through an inlet 3. In the conventional centrifugal compressor 2 of FIG. The impeller wheel (impeller) 4 is
It is attached to a rotatable shaft 5, and a large number of curved blades 6 are attached to the impeller wheel. Fluid flows through the gap between each vane 6 as shown by arrow 7. The rotating impeller wheel assembly (shaft 5, impeller wheel 4, vane 6 assembly) serves to increase the velocity of the fluid passing through it and to impart a centrifugal force to the fluid.
インペラホイール組立体を通過した後、流体は、矢印８
で示されるようにディフューザ９を通る。第１図に示さ
れるディフューザ９は、平行な側壁１０．１０を有する
慣用のディフューザである。ディフューザ９は、インペ
ラホイール組立体から半径方向外方に延長しており、従
ってディフューザの円周が半径方向外方に行くにつれて
増大するので、流体が通るディフューザ９の流れ（流路
）断面積、即ち拡散流れ断面積は、インペラホイールか
らのディフューザの入口１１から渦形室１３へのディフ
ューザの出口１２のところまでディフューザの半径方向
の長手に沿って漸次増大する。このようにディフューザ
９の拡散流れ断面積は、ディフューザの入口１１から出
口１２までディフューザの半径方向の長手に沿って漸次
増大するので、流体８は、ディフューザ９を通る間漸次
減速される。従って、流体速度が拡散され、圧力に変換
される。After passing through the impeller wheel assembly, the fluid flows through arrow 8
It passes through the diffuser 9 as shown. The diffuser 9 shown in FIG. 1 is a conventional diffuser with parallel side walls 10.10. The diffuser 9 extends radially outwardly from the impeller wheel assembly, so that the circumference of the diffuser increases radially outward, so that the flow cross-sectional area of the diffuser 9 through which the fluid passes; That is, the diffusion flow cross-sectional area increases progressively along the radial length of the diffuser from the diffuser inlet 11 from the impeller wheel to the diffuser outlet 12 into the vortex chamber 13. The diffusion flow cross-sectional area of the diffuser 9 thus increases progressively along the radial length of the diffuser from the diffuser inlet 11 to the outlet 12, so that the fluid 8 is progressively decelerated while passing through the diffuser 9. Therefore, fluid velocity is diffused and converted into pressure.
かくして加圧された流体は、ディフューザ出口１２を通
って渦形室１３内に流入する。渦形室の機能は、ディフ
ューザから出てきた流体を収集して単一の共通の出口開
口へ差向けることである。The thus pressurized fluid flows into the vortex chamber 13 through the diffuser outlet 12 . The function of the volute is to collect and direct the fluid exiting the diffuser to a single common outlet opening.
渦形室内で流体の速度が変化するか否かは、渦形室の流
れ断面積の変化態様の如何による。渦形室の流れ断面積
は、円周方向に変化する。渦形室の出口の喉部における
流体の速度は、流体の質量流量要件を満たすように調節
しなければならない。Whether the velocity of the fluid changes within the vortex chamber depends on how the flow cross-sectional area of the vortex chamber changes. The flow cross-sectional area of the volute chamber varies circumferentially. The velocity of the fluid at the outlet throat of the volute must be adjusted to meet the fluid mass flow requirements.
ディフューザの出口から渦形室の出口喉部までの間の流
体流のエネルギー損失を最少限にすることが望ましく、
従って、ディフューザの出口から渦形室の出口喉部への
移行において流体に速度変化が生じないことが望ましい
、従って、従来技術においては、渦形室の出口の喉部は
、その断面積と、流体の接線方向の速度との積が、ディ
フューザ出口の断面積と、流体の半径方向の速度との積
に等しくなるように設計するのが普通である。実用上は
、その結果として渦形室の喉部の断面積は、ディフュー
ザ出口の断面積の約５８％未満となる。It is desirable to minimize energy loss in the fluid flow between the outlet of the diffuser and the outlet throat of the volute;
It is therefore desirable that there is no velocity change in the fluid in the transition from the outlet of the diffuser to the outlet throat of the volute; therefore, in the prior art, the outlet throat of the volute has a cross-sectional area of The design is such that the product of the tangential velocity of the fluid is equal to the product of the cross-sectional area of the diffuser outlet and the radial velocity of the fluid. In practice, this results in a cross-sectional area of the throat of the volute that is less than about 58% of the cross-sectional area of the diffuser outlet.
流体は、矢印１４で示されるように渦形室の出口１５を
通り渦形室の喉部を通った後、矢印１６で示されるよう
に遠心圧縮機２から流出する。この加圧された流体１６
は、適当な導管を通し、最終的に例えば、流体が空気で
ある場合極低温式空気分離プラントなどの使用部署へ送
られる。The fluid exits the centrifugal compressor 2 as indicated by arrow 16 after passing through the volute outlet 15 as indicated by arrow 14 and through the throat of the volute. This pressurized fluid 16
is passed through suitable conduits and finally to the point of use, for example a cryogenic air separation plant if the fluid is air.
第１図に示されるような従来の遠心圧縮機は、一般に、
７５〜８０％の範囲の効率を達成する。A conventional centrifugal compressor as shown in FIG.
Achieve efficiencies in the range of 75-80%.
これは多くの応用例にとって許容しつるものであるが、
従来の効率より高い効率で作動する遠心圧縮機を提供す
ることが望ましい。Although this is acceptable for many applications,
It would be desirable to provide a centrifugal compressor that operates at higher efficiencies than conventional efficiencies.
が しよ と る従って、本発明の課題は、従来の遠心圧縮機よりも高い
効率で流体の圧力を増大するための遠心圧縮機を提供す
ることである。Therefore, it is an object of the present invention to provide a centrifugal compressor for increasing the pressure of a fluid with higher efficiency than conventional centrifugal compressors.
；題 ゛するための上記課題を解決するために、本発明は、（Ａ）回転自在
軸と、（Ｂ）該軸に取付けられたインペラホイールと、（Ｃ）該インペラホイールのディフューザ入口から渦形
室のところのディフューザ出口にまで半径方向に延長し
たディフューザと、ＣＤ）前記ディフューザ出口の流れ断面積の７０〜９０
％の範囲内の流れ断面積の喉部な有する渦形室とから成
り、前記 ディフューザは、前記ディフューザ入口からディ
フューザの中間点にまで延長したテーパ部分と、該中間
点から前記ディフューザ出口に間で延長した真直な部分
を有し、該テーパ部分は、その半径方向の全長に亙って
一定の拡散流れ断面積を有し、該真直な部分は、そのそ
の半径方向の長手に沿って漸次増大する拡散流れ断面積
を有することを特徴とする遠心圧縮機を提供する。In order to solve the above problems, the present invention provides (A) a rotatable shaft, (B) an impeller wheel attached to the shaft, and (C) a vortex from a diffuser inlet of the impeller wheel. CD) a diffuser extending radially to a diffuser outlet at the shape chamber;
a vortex-shaped chamber having a throat with a flow cross-sectional area in the range of having an elongated straight section, the tapered section having a constant diffusive flow cross-sectional area over its radial length, and the straight section increasing gradually along its radial length; Provided is a centrifugal compressor characterized by having a diffusion flow cross-sectional area.
ここでいう「ディフューザ」とは、流体の運動エネルギ
ーの一部分をその流体の圧力エネルギーに変換するため
の静止機械のことをいう。As used herein, the term "diffuser" refers to a stationary machine that converts a portion of the kinetic energy of a fluid into pressure energy of that fluid.
ここでいう「渦形室」とは、ディフューザから流出した
流体を収集し、その流体を単一の出口開口へ導くための
静止手段のことをいう。As used herein, the term "vortex chamber" refers to a stationary means for collecting the fluid exiting the diffuser and directing the fluid to a single outlet opening.
ここでいう「拡散流れ断面積」とは、流体をインペラか
ら渦形室へ半径方向並びに円周方向に拡散（デイフユー
ズ）させながら通すディフューザの流路の断面の面積の
ことをいう。The term "diffusion flow cross-sectional area" as used herein refers to the cross-sectional area of the flow path of the diffuser through which the fluid passes from the impeller to the vortex chamber while being diffused in the radial and circumferential directions.
ここでいう「渦形室の喉部の流れ断面積」とは、流体の
全量を収集する渦形室の出口の喉部の流路の断面の面積
のことをいう。The term "flow cross-sectional area of the throat of the volute" as used herein refers to the cross-sectional area of the flow path of the exit throat of the volute that collects the entire amount of fluid.
Ｘ鳳舅第２図は、本発明の一実施例による遠心圧縮機の部分断
面図である０本発明の遠心圧ｔａ機のディフューザ４１
は、インペラホイール４３の出口のところに位置するデ
ィフューザの入口４２から渦形室４５へ通じるディフュ
ーザ出口４４にまで半径方向に延長している。ディフュ
ーザ４１は、その人口４２から中間点４６まで延長した
第１部分即ちテーパ部分と、中間点４６から出口４４ま
で延長した第２部分即ち真直ぐな部分との、２つの部分
を有する。この意味で、本発明によるディフューザは、
ハイブリット（混成）ディフューザと称することができ
る。ディフューザの真直な部分は、平行な真直な側壁を
有し、拡散流れ断面積は、半径方向外方に行くにつれて
円周方向に増大する。これに対して、テーパ部分は、そ
の少なくとも一方の側壁を傾斜させ、該テーパ部分の拡
散流れ断面積がディフューザの入口４２かも中間点４６
まで実質的に一定になるように設計する。Figure 2 is a partial sectional view of a centrifugal compressor according to an embodiment of the present invention.
extends radially from a diffuser inlet 42 located at the outlet of the impeller wheel 43 to a diffuser outlet 44 leading to a volute 45 . Diffuser 41 has two sections, a first or tapered section extending from its population 42 to midpoint 46 and a second or straight section extending from midpoint 46 to outlet 44 . In this sense, the diffuser according to the invention:
It can be called a hybrid diffuser. The straight portion of the diffuser has parallel straight side walls and the diffusion flow cross-sectional area increases circumferentially radially outward. In contrast, the tapered section has at least one sidewall inclined such that the diffusion flow cross-sectional area of the tapered section is at the diffuser inlet 42 or at the intermediate point 46.
Designed to be substantially constant until
このハイブリッドディフューザ４１は、通常、インペラ
ホイール４３の半径の０．８〜１．２倍の範囲の半径方
向の長さ（入口４２から出口４４までの長さ）を有し、
好ましくはインペラ４３の半径にほぼ等しい長さを有す
るものとする。ハイブリラドディフューザ４１の真直な
部分の半径方向の長さは、ディフューザの半径方向の全
長の２０〜５０％とし、ディフューザの残部をテーパ部
分とすることが好ましい。ディフューザの入口４２の開
口幅Ｂ２とディフューザの真直な部分の開口幅Ｂ４との
差の、入口開口幅Ｂ２に対する比として定義されるであ
る絞り比（Ｂ２ Ｂ４）／Ｂ２は、０，３〜０５の範
囲内とすることが好ましく、約０．４とすることが最も
好ましい。This hybrid diffuser 41 usually has a radial length (length from the inlet 42 to the outlet 44) in a range of 0.8 to 1.2 times the radius of the impeller wheel 43,
Preferably, the length is approximately equal to the radius of the impeller 43. It is preferable that the radial length of the straight portion of the hybrid diffuser 41 be 20 to 50% of the total radial length of the diffuser, with the remainder of the diffuser being a tapered portion. The aperture ratio (B2 B4)/B2, defined as the ratio of the difference between the opening width B2 of the inlet 42 of the diffuser and the opening width B4 of the straight part of the diffuser to the inlet opening width B2, is between 0.3 and 0.5 , and most preferably about 0.4.
本発明のハイブリッドディフューザを有する遠心圧縮機
は、慣用のディフューザを有する同等の遠心圧縮機に比
べて著しく優れた効率でもって作動することが認められ
た。特定の理論に固執するわけではないが、このような
効率の向上が得られる理由は以下の通りであると考えら
れる。即ち、２部分から成るハイブリッドディフューザ
は、インペラから流出する必然的に乱れた流れが、ハイ
ブリッドディフューザのテーパ部分内で急速により均一
な流れとされ、より均一な流れがより効率的に拡散する
ので、流体流のエネルギー損失を減少させるからである
。更に、ディフューザのテーパ部分は、流量の長さを短
くし、それによって表面摩擦損失を減少させるからであ
る。ただし、このテーパ部分をディフューザの全長に亙
って延長させたとすると、流体の速度がそれほど減少さ
れず、その結果渦形室での流体流のエネルギー損失が増
大することになる。Centrifugal compressors with hybrid diffusers of the present invention have been found to operate with significantly greater efficiency than comparable centrifugal compressors with conventional diffusers. Although not adhering to any particular theory, it is believed that the reason for such an improvement in efficiency is as follows. That is, a two-part hybrid diffuser has the advantage that the necessarily turbulent flow exiting the impeller is quickly transformed into a more uniform flow within the tapered portion of the hybrid diffuser, and the more uniform flow is more efficiently diffused. This is because it reduces energy loss in fluid flow. Additionally, the tapered portion of the diffuser shortens the flow length, thereby reducing surface friction losses. However, if this tapered portion were to extend the entire length of the diffuser, the fluid velocity would not be reduced as much and the energy loss of the fluid flow in the volute would increase.
本発明の遠心圧縮機のもう１つの特徴は、上記ハイブリ
ットディフューザと組み合わさって圧縮機の効率を更に
高める新規な渦形室の出口の喉部である。Another feature of the centrifugal compressor of the present invention is a novel volute outlet throat that, in combination with the hybrid diffuser described above, further increases the efficiency of the compressor.
第３図は、渦形室５０と、その、インペラホイール及び
ディフューザに対する関係を示す断面図である。インペ
ラホイールの外形４８は、ディフューザの外形４９の内
側にあり、渦形室５０は、ディフューザを囲繞し、第２
の出口ディフューザ５１に接続されている０図にみられ
るように、流体は、インペラホイールから流出し、矢印
５２で示されるように半径方向のディフューザを通る。FIG. 3 is a cross-sectional view of the volute 50 and its relationship to the impeller wheel and diffuser. The impeller wheel profile 48 is inside the diffuser profile 49 and a vortex chamber 50 surrounds the diffuser and a second
The fluid exits the impeller wheel and passes through a radial diffuser as shown by arrow 52, as seen in FIG.
ディフューザから流出した流体は、ディフューザの円周
の周りで渦形室５０によって収集され、渦形室の出口喉
部を通り、出口ディフューザ５１を通って流出する。渦
形室の流れ断面積は、矢印５３で示される領域において
最も小さく、そこから出口の喉部にまで円周方向に漸次
増大している。Fluid exiting the diffuser is collected by the volute 50 around the circumference of the diffuser, passes through the outlet throat of the volute, and exits through the outlet diffuser 51. The flow cross-sectional area of the volute is smallest in the region indicated by arrow 53 and increases progressively from there in the circumferential direction up to the outlet throat.
渦形室の喉部において流体の全量が収集され、矢印５５
で示されているように出口ディフューザ５】へ通される
。渦形室の出口の喉部の直径は、符号５４で示されてい
る。The entire volume of fluid is collected at the throat of the volute and is indicated by arrow 55.
is passed to the outlet diffuser 5] as shown in FIG. The diameter of the throat at the exit of the volute is indicated at 54.
先に述べたように、第１図に示される従来の遠心圧縮機
の設計では、ディフューザの入口から渦形室の出口喉部
までの間の流体流のエネルギー損失を最少限にするため
には、渦形室の喉部の断面積は、ディフューザ出口の断
面積と、流体の半径方向の速度の、接線方向の速度に対
する比との積に等しくなるようにしなければならない、
その結果、実際上は、渦形室の喉部の断面積対ディフュ
ーザ出口の断面積の比は約０．５８未満となる。ところ
が、驚くべきことに、本発明者は、渦形室の喉部の断面
積をディフューザ出口の断面積と、流体の半径方向の速
度対接線方向の速度の比との積より大きくすれば、流体
流のエネルギー損失を更に減少させることができること
、そしてそのようなエネルギー損失の更なる減少は、渦
形室の喉部の断面積対ディフューザ出口の断面積の比を
０．７０から０．９０の範囲、最も好ましくは０．７５
から０．８５とした場合に最もよく達成されことを見出
した。As mentioned earlier, in the conventional centrifugal compressor design shown in Figure 1, in order to minimize energy loss in the fluid flow from the inlet of the diffuser to the outlet throat of the volute chamber, , the cross-sectional area of the throat of the volute should be equal to the product of the cross-sectional area of the diffuser outlet and the ratio of the radial velocity to the tangential velocity of the fluid,
As a result, in practice, the ratio of the cross-sectional area of the throat of the volute to the cross-sectional area of the diffuser outlet will be less than about 0.58. However, the inventors have surprisingly found that if the cross-sectional area of the throat of the volute is made larger than the cross-sectional area of the diffuser outlet multiplied by the ratio of the radial velocity to the tangential velocity of the fluid; It is possible to further reduce the energy losses in the fluid flow, and such further reduction in energy losses can be achieved by increasing the ratio of the cross-sectional area of the throat of the volute to the cross-sectional area of the diffuser outlet from 0.70 to 0.90. range, most preferably 0.75
It was found that this was best achieved when the value was set to 0.85.
渦形室の喉部の断面積を上記のように規定するが、それ
に対応して渦形室の円周に沿っての他の部位の流れ断面
積を増大させる。一般に、喉部を除く渦形室の円周に沿
っての他の部位の流れ断面積の変化は、喉部の断面積の
変更と同じ比率とすることができる。もちろん、渦形室
の喉部の断面積をどのように定めた場合でも、渦形室の
円周に沿っての他の部位の流れ断面積は、各部位におけ
る収集流体流の量に応じて定められるが、渦形室の喉部
の断面積よりは小さくされる０例えば、喉部の位置に対
して直径方向に反対側に位置する円周位置の流れ断面積
は、喉部の断面積の約二分の−にされる。The cross-sectional area of the throat of the volute is defined as described above, with a corresponding increase in the flow cross-sectional area elsewhere along the circumference of the volute. In general, the change in flow cross-sectional area elsewhere along the circumference of the volute, excluding the throat, can be in the same proportion as the change in the cross-sectional area of the throat. Of course, no matter how the cross-sectional area of the throat of the volute is determined, the flow cross-sectional area of other regions along the circumference of the volute will depend on the amount of collected fluid flow at each region. For example, the flow cross-sectional area at a circumferential position diametrically opposite to the throat position is smaller than the cross-sectional area of the throat of the volute. It is reduced to about half of -.
特定の理論に固執するわけではないが、このような改良
が得られる理由は以下の通りであると考えられる。即ち
、ディフューザを流出した後のディフューザ出口での流
体の半径方向の速度は、渦形室内で一部は渦巻き（円周
方向）速度成分に変換され、ディフューザを流出した流
体の接線方向の速度は、ディフューザ出口より大きい断
面積の渦形室の流路により減少せしめられるからである
。かくして、流体の速度は、より効率的に拡散され圧力
に変換される。Although not adhering to any particular theory, it is believed that the reason for such improvement is as follows. That is, the radial velocity of the fluid at the diffuser outlet after leaving the diffuser is partially converted into a spiral (circumferential) velocity component within the vortex chamber, and the tangential velocity of the fluid leaving the diffuser is , is reduced by the flow path of the vortex chamber, which has a larger cross-sectional area than the diffuser outlet. Thus, fluid velocity is more efficiently diffused and converted into pressure.
本発明の遠心圧縮機の性能の優秀性を例示するために以
下に比較例及び具体例を紹介するが、これは本発明の構
成を制限する意味で示されるものではない。Comparative examples and specific examples will be introduced below to illustrate the superior performance of the centrifugal compressor of the present invention, but these are not intended to limit the configuration of the present invention.
比較例１４ｃｍ （５，５３ｉ ｎ）のインペラ半径を有し、
インペラの半径に等しいディフューザの長さを有する、
第１図に示されたのと同様の従来の遠心圧＄１！機を用
いて空気を０．９６３Ｋｇ／ｃｍ”から１．４４１Ｋｇ
／ｃｍ” （絶対圧）（１３，７から２０．５ｐｓｉ
ａ）にまで圧縮した。この圧縮機の渦形室喉部の断面積
対ディフューザ出口の断面積の比は、０．３５とし、２
部分ディフューザであるが、そのテーパ部分の長さをデ
ィフューザの全長の１７％とし、ディフューザの絞り比
を０．０５とした。この圧縮機は、８０．７％の効率で
作動した。圧縮機の効率は、流体の圧力を圧縮機の入口
での値から出口圧にまで増大させるのに必要とされる理
論上の所要エネルギ一対実際の所要エネルギーの比とし
て計算される。理想的な圧縮は、エントロピーの変化な
しに行われる。Comparative Example with an impeller radius of 14 cm (5,53 in),
having a length of the diffuser equal to the radius of the impeller,
Conventional centrifugal pressure $1 similar to that shown in FIG. air from 0.963Kg/cm” to 1.441Kg using a machine
/cm” (absolute pressure) (13.7 to 20.5 psi
It was compressed to a). The ratio of the cross-sectional area of the volute throat of this compressor to the cross-sectional area of the diffuser outlet is 0.35, and 2
As for the partial diffuser, the length of the tapered portion was set to 17% of the total length of the diffuser, and the aperture ratio of the diffuser was set to 0.05. This compressor operated at 80.7% efficiency. The efficiency of a compressor is calculated as the ratio of the theoretical energy requirement to the actual energy requirement required to increase the pressure of the fluid from its value at the compressor's inlet to its outlet pressure. Ideal compression occurs without entropy change.
民生旦ユ上記比較例の遠心圧縮機と同等のものであるが、本発明
のハイブリッドディフューザを組入れた遠心圧縮機を用
いて、上記比較例の場合と同様の圧縮を行った。このハ
イブリッドディフューザは、ディフューザの全長の２４
１％の長さの真直な部分を有し、絞り比を０．４０とし
た。この圧縮機は、８３．９％の効率を示した。Compression was carried out in the same way as in the comparative example using a centrifugal compressor that was the same as the centrifugal compressor in the comparative example but incorporated the hybrid diffuser of the present invention. This hybrid diffuser has a total length of 24
It had a straight section with a length of 1%, and the drawing ratio was set to 0.40. This compressor showed an efficiency of 83.9%.
且盗ヱしＬ【〃ユ上記具体例１で使用されたのと同様の遠心圧縮機である
が、それぞれ絞り比を０．３０と、０．５０に変えてテ
ストした。絞り比を０．３０とした具体例２の圧縮機は
、８３．２％の効率で作動し、絞り比を０．５０とした
具体例３の圧縮機は、８３．０％の効率で作動した。A centrifugal compressor similar to that used in Example 1 above was used, but the throttling ratio was changed to 0.30 and 0.50 for testing. The compressor of Example 2 with a throttling ratio of 0.30 operates at an efficiency of 83.2%, and the compressor of Example 3 with a throttling ratio of 0.50 operates at an efficiency of 83.0%. did.
民生型差上記具体例１で使用されたのと同様の遠心圧縮機である
が、渦形室喉部の断面積対ディフューザ出口の断面積の
比を０．８５とした遠心圧縮機を用いた。この圧縮機は
、８７．５％の効率で作動した。Differences in consumer models A centrifugal compressor similar to that used in Example 1 above was used, but the ratio of the cross-sectional area of the volute chamber throat to the cross-sectional area of the diffuser outlet was 0.85. . This compressor operated at 87.5% efficiency.
上記各具体例から分るように、本発明の遠心圧縮機は、
本発明の構成を組入れない従来の遠心圧縮機に比べて大
きな効率の向上をもたらす、即ち、本発明の遠心圧縮機
を用いれば、従来の遠心圧縮機より著しく高い効率で流
体の圧縮を行うことができる。As can be seen from the above specific examples, the centrifugal compressor of the present invention is
The centrifugal compressor of the present invention provides a significant improvement in efficiency compared to conventional centrifugal compressors that do not incorporate the configuration of the present invention, i.e., the centrifugal compressor of the present invention compresses fluids with significantly higher efficiency than conventional centrifugal compressors. I can do it.
以上、本発明を実施例に関連して説明したが、本発明は
、ここに例示した実施例の構造及び形態に限定されるも
のではなく、本発明の精神及び範囲から逸脱することな
く、いろいろな実施形態が可能であり、いろいろな変更
及び改変を加えることができることを理解されたい。Although the present invention has been described above in connection with embodiments, the present invention is not limited to the structure and form of the embodiments illustrated herein, and may be modified in various ways without departing from the spirit and scope of the present invention. It should be understood that many different embodiments are possible and that various changes and modifications may be made.
第１図は、従来技術の遠心圧縮機の一部切除した一部断
面による透視図、第２図は、本発明の遠心圧縮機の一実
施例の部分断面図、第３図は、本発明の遠心圧縮機に関
連した渦形室の断面図、第４図は、第２図に示されたデ
ィフューザの解説図であり、ディフューザの半径方向の
長手の点４２から点４６まで、及び点４６から点４４ま
での拡散流れ断面の面積を示す。４１：ハイブリッドディフューザ４２：ディフューザの入口４３：ディフューザの出口４５：渦形室４６：中間点５０：渦形室５４：渦形室の喉部の直径ＩＧＦ ／ Ｇ。FIG. 1 is a partially cut away perspective view of a conventional centrifugal compressor, FIG. 2 is a partial cross-sectional view of an embodiment of the centrifugal compressor of the present invention, and FIG. 3 is a partial cross-sectional view of an embodiment of the centrifugal compressor of the present invention. FIG. 4 is an explanatory view of the diffuser shown in FIG. The area of the diffusive flow cross section from to point 44 is shown. 41: Hybrid diffuser 42: Diffuser inlet 43: Diffuser outlet 45: Vortex chamber 46: Midpoint 50: Vortex chamber 54: Vortex throat diameter IGF/G.
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP5389390AJPH03260399A (en) | 1990-03-07 | 1990-03-07 | Centrifugal compressor having hybrid diffuser and swirl chamber adapted for overdiffusion of cross sectional area |
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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| JP5389390AJPH03260399A (en) | 1990-03-07 | 1990-03-07 | Centrifugal compressor having hybrid diffuser and swirl chamber adapted for overdiffusion of cross sectional area |
| Publication Number | Publication Date |
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| JPH03260399Atrue JPH03260399A (en) | 1991-11-20 |
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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| JP5389390APendingJPH03260399A (en) | 1990-03-07 | 1990-03-07 | Centrifugal compressor having hybrid diffuser and swirl chamber adapted for overdiffusion of cross sectional area |
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| JP2009504974A (en)* | 2005-08-09 | 2009-02-05 | プラクスエア・テクノロジー・インコーポレイテッド | Lean type centrifugal compressor airfoil diffuser |
| JP2012154204A (en)* | 2011-01-24 | 2012-08-16 | Hitachi Appliances Inc | Centrifugal compressor |
| CN104074800A (en)* | 2013-03-28 | 2014-10-01 | 株式会社日立制作所 | Centrifugal pump and volute equipped for the same |
| DE102015103615A1 (en) | 2014-10-24 | 2016-04-28 | Volkswagen Aktiengesellschaft | centrifugal compressors |
| DE102014226341A1 (en) | 2014-12-18 | 2016-06-23 | Volkswagen Aktiengesellschaft | Compressor, exhaust gas turbocharger and internal combustion engine |
| CN107816456A (en)* | 2016-09-13 | 2018-03-20 | 博世马勒涡轮系统有限两合公司 | Supercharging device |
| JPWO2020240775A1 (en)* | 2019-05-30 | 2020-12-03 | ||
| US11125235B2 (en) | 2016-06-30 | 2021-09-21 | Cummins Ltd. | Centrifugal compressor with diffuser with throat |
| CN115263775A (en)* | 2022-09-02 | 2022-11-01 | 大连透平机械技术发展有限公司 | High Mach Number Centrifugal Compressor Model Stage |
| US12297844B2 (en) | 2022-11-13 | 2025-05-13 | Borgwarner Inc. | Controlled area progression diffuser |
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP1778982B1 (en)* | 2004-08-19 | 2018-10-10 | Honeywell International Inc. | Compressor wheel housing |
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| US8157516B2 (en) | 2004-08-19 | 2012-04-17 | Honeywell International Inc. | Compressor wheel housing |
| JP2008510100A (en)* | 2004-08-19 | 2008-04-03 | ハネウェル・インターナショナル・インコーポレーテッド | Compressor wheel housing |
| JP2009504974A (en)* | 2005-08-09 | 2009-02-05 | プラクスエア・テクノロジー・インコーポレイテッド | Lean type centrifugal compressor airfoil diffuser |
| JP2012154204A (en)* | 2011-01-24 | 2012-08-16 | Hitachi Appliances Inc | Centrifugal compressor |
| CN104074800A (en)* | 2013-03-28 | 2014-10-01 | 株式会社日立制作所 | Centrifugal pump and volute equipped for the same |
| DE102015103615A1 (en) | 2014-10-24 | 2016-04-28 | Volkswagen Aktiengesellschaft | centrifugal compressors |
| DE102014226341A1 (en) | 2014-12-18 | 2016-06-23 | Volkswagen Aktiengesellschaft | Compressor, exhaust gas turbocharger and internal combustion engine |
| US11125235B2 (en) | 2016-06-30 | 2021-09-21 | Cummins Ltd. | Centrifugal compressor with diffuser with throat |
| CN107816456A (en)* | 2016-09-13 | 2018-03-20 | 博世马勒涡轮系统有限两合公司 | Supercharging device |
| JPWO2020240775A1 (en)* | 2019-05-30 | 2020-12-03 | ||
| CN115263775A (en)* | 2022-09-02 | 2022-11-01 | 大连透平机械技术发展有限公司 | High Mach Number Centrifugal Compressor Model Stage |
| US12297844B2 (en) | 2022-11-13 | 2025-05-13 | Borgwarner Inc. | Controlled area progression diffuser |
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US4900225A (en) | Centrifugal compressor having hybrid diffuser and excess area diffusing volute | |
| US6203275B1 (en) | Centrifugal compressor and diffuser for centrifugal compressor | |
| US9353765B2 (en) | Centrifugal compressor assembly and method | |
| US7856834B2 (en) | Centrifugal compressor assembly and method | |
| JP6112223B2 (en) | Centrifugal compressor and turbocharger | |
| JPH03260399A (en) | Centrifugal compressor having hybrid diffuser and swirl chamber adapted for overdiffusion of cross sectional area | |
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| WO2025197160A1 (en) | Centrifugal turbomachine | |
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