This document is provided by JAXA.

This document is provided by JAXA.

巻 頭 言回転機械特集号の発刊にあたって
執行役員
回転機械セクター長

村

上

晃

一

地球は自転しています．台風もハリケーンも大気の渦巻きです．地球は太陽の周りを回転していますし，太陽も銀河系の中で回転しています．素粒子の世界では右巻きか左巻きかの区別が質量の本質に根本的な意味をもっています（ 質量の根源を見つけることには IHI の製品も一役買いました ）．生
物の世界では DNA が螺旋巻き．回転するということはどうやら物事の本質的な何かと切っても切れない関係にあるようです．身近な話でも，ゴルフでも野球でもサッカーでもボールの回転は大きな問題です．ダンスもバレーもフィギュアスケートも回転抜きには語れません．ウイスキーも焼酎も割る時にステアを何回どのように回すかで味が変わるとか．今回の特集号ではそんな「 回転 」を利用した機械技術の深い世界の一端をお届けいたします．

回転機械は航空エンジン，ガスタービン，過給機，圧縮機など IHI グループの製品・サービスの主力の一群です．関係する技術は多岐にわたり，空力，機械要素に関する技術をはじめ電気・電子制御，モーター，燃焼，伝熱，材料などの実に多くの機械技術，要素技術が関係しています．生産技術においてもありとあらゆる技術を統合して初めて成立する奥の深い製品・サービスです．また，IHI グループの製品・サービス以外のものに目を向けてみても，身近な洗濯機，換気扇，調理用ミキサーなどは言わずもがな，ヘリコプター，電車，自動車，バイク，船（ スクリューで動きます ）などほとんどすべての乗り物，隠れたところではスマートフォン（ バイブレー
ションには回転機械の一つであるモーターが使われています ）などなど，回転機械なしには現代の生活が成り立たないことが分かります．回転機械技術は世界中の多くの技術者が今日も日々精進を重ね，切磋琢磨している分野の一つです．10 年前に比べれば，今の回転機械の効率は向上し，省エネが進み，静穏，遠隔サービスなど全く違うものになっていて，その進化はやむことがありません．でも残念なことに，IT 技術のような誰の目にも明らかな分かりやすい進歩ではありません．今回の特集号を手にしていただいた読者の皆さんは，読後には必ずや「！」となっていることと思います．そして是非その「！」を多くの方にお伝えしたいと願ってやみません．

1
This document is provided by JAXA.

見えない資産

国産ジェットエンジンの開発から量産まで
回転体のトラブルシューター
自衛隊機に装備される国産ジェットエンジンの開発から量産および整備全般を手掛けるIHI瑞穂工場．
ジェットエンジンは高速回転体であることから，その振動抑制は技術の要となる．
瑞穂工場で国産ジェットエンジンの製造，整備の工程設計を手掛ける中川淳は，長年の経験から数々の不具合を解決する名トラブルシューターとして知られている．

国産ジェットエンジン一筋にら，まず，そのエンジンの開発段階で振動にどのように対処したかというデータを手に入れる．それを基に「 もともとは，相生工場の造船部門で船の修理を量産時のトラブルの原因を推測し，組立部門，設計部

や っ て い て，あ るとき『 設 計 に 行 き た い 者 は い る門などとやりとりをしながら，原因と思われる箇所をか？ 』と声が掛かったので手を挙げ，船の基本設計を見つけて調査する．それが違っていれば，またデータやりながら船体の固有振動や，試験航海での船体振動を見直し，可能性がありそうなところを調査するといを測定したり，振動を抑えるためのバランサーの試験

う地道な作業だ．

に立ち会ったりしていました．それから航空宇宙事業「 ある程度，この辺りが原因かな？というのは分か

本部（ 空本部 ）に異動となり，ジェットエンジンのるんですよ．勘ですかね．その勘をどうやって若い人

工程設計をやることになりました．回転するものは必に伝えるか悩んでいるのだけれども（ 笑 ）．特に『 こず振動する．振動はエンジンから本体に影響するのの音はおかしい 』という音の違いが分かるのは，経で，それをいかに抑えるか……．そういうことでは同験でしょうね．よく『 何か音が変だから聞きに来て 』

じだなぁと思ってね．」と後輩から呼ばれます．」

飄 々とした口調で語る中川淳は，兵庫県相生市出身．船体の基本設計から空本部に移って今年でちょう
ど 30 年目，ジェットエンジン製造工程設計のベテラ
ンだ．空本部に異動したときは，ちょうど F3 ジェットエンジン開発の完成段階で量産に移行する時期だった．ここで，エンジンの運転試験を担当し，さまざまなトラブルに遭遇，その対処方法を学んだ．その後，XF5，F7 とエンジンの開発から量産に携わり，さらに整備の工程設計も長らく担当してきた．

データを読み込んでトラブルの原因を探る
振動トラブルの原因は千差万別で，部門を越えてのコミュニケーションが鍵となることが少なくない．例
えば量産に移行したときにトラブルが発生したのな
2

航空宇宙事業本部 瑞穂工場 生産技術部
中川 淳

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

In ta n g ible A sset

慢性的に不具合が出るエンジンもある．その原因を突き止めてトラブルが解消すると，「 やったぞ！ 」と満足感もひとしおだ．

新しいアイデアを常に考える
もちろん，トラブルが発生してから解決するだけでなく，いかに不具合のないエンジンを作るかが重要だ．そのために設備や治具の導入や開発も行う．なかでも，ローター部分のバランスチェックは重要で，工場に並ぶさまざまなバランス確認機器の選定，設置も中川ら工程設計担当者の仕事だ．これらも含め，中川

バランス確認機器の頭の中では常に「 いかに効率良く高品質の製品を作るか 」というアイデアがフツフツと湧き上がり，それを試すタイミングを狙っている．
実際のところ，航空機エンジン製造の仕様，手順はしっかり決まっており，それを逸脱することはできな

互いの作業に関する情報を共有して，迅速な解決を目指す仕組みを作ったのだ．中川が蓄積してきた知識や経験をグループとして引き継ぐ工夫である．

い．しかし中川は言う．「 例えばねじ一つにしても，もう一つは，新技術による品質の安定化だ．例え

手で締めるにはトルクが大き過ぎることがある．小さば，サイズの異なるボルトやナットを選んで自動的にな力で回せる機械を開発すれば，それだけ作業効率が締めるロボットや不具合品の自動選別機などのアイデ上がる．仕様の範囲内でできることが実はたくさんあアを温めている．なぜこうも次々とアイデアが浮かぶ

るんですよ．実現したアイデアを他機種にも水平展開のか．「 まあね，やっていることに興味があるから，すれば，全体的な作業効率アップにつながります．」

楽しいからだよ．」と軽い口調で答える中川．そこにこんな中川を評して三浦聡主査は「 常に新しいこと

は，軽い口調とは裏腹に長年幾多の困難と真摯に向きにチャレンジする姿勢が素晴らしいのです．」と言合い，解決してきた人ならではの深い響きがあった．

う．
中川自身は自分の技術について「 広く，浅く 」だと言う．謙遜もあるだろうが，確かにジェットエンジ
ンの製造工程全般についての知識が豊富だ．そんな中川にいちばん大切なことは何かを聞くと，「 決められたとおりにやること．」と即答する． チャレンジ精神の人としては意外にも思えるが，「 ローター，回転体の組み立ては 100 分の 1 mm 単位で調整が必要な箇所もあり，そこをしっかりやらないと，組み上がったエンジンが不具合を起こすことになりかねないから．」と解説してくれた．

蓄積した知識，経験を次世代へ
今後の目標を聞くと中川は二つ挙げた．一つは知識を引き継ぐこと．昨年，中川らは現場の作業の仕方などを担当者が集まって発表し，調整する場をもった．

XF5 型エンジン搭載の X-2 実証機
出 典：防衛装備庁ホームページ（ http://www.mod.go.jp/atla/pinup280422.pdf ）IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )3This document is provided by JAXA.

見えない資産「 良品学習 」による画像処理でタービンホイールの外観検査を自動化
今回紹介する藪根夏樹（ やぶねなつき ）は入社 5 年目．若手ながら画像処理の知識と技術を駆使して，ターボチャージャーの心臓部であるタービンホイールの外観自動検査システムを構築した．
「 人 」と「 機械 」による検査それぞれの利点を心得て自動化に挑戦する新進気鋭の開発者に聞いた．

入社2年目で与えられたミッション

外観検査に「 良品学習 」の手法を適応

IHI のターボチャージャーは国内でトップ，世界でタービンホイールに生じる欠陥にはさまざまな種類

3 位のシェアを誇り，2015 年には出荷累計 5 000 万台がある．鋳造過程で生じる巣や歪み，仕上げ過程でつを超えた．年間 100 万台以上を製造している株式会

くブラシの痕など微細なキズや打痕である．一般の欠社 IHI ターボ ( ITJ ) は，右肩上がりの世界需要に応

陥検査では照明を工夫してキズを際立たせ発見を助けえるため，さらなる生産力向上に取り組んでいる．

る．しかし，タービンホイールではインペラーが重そのなかで求められる技術革新のポイントの一つはなって影ができてしまうなどの問題があり照明の工夫

自動化である．これまでもターボチャージャーの生産には限界があった．そこで，藪根が選んだ方法は，検工程ではさまざまな現場で自動化が進んできた．しか査装置に欠陥品の画像を覚えこませるよりも，むしろし，形状が複雑なタービンホイールの最終検品は検査欠陥がないと判断される良品の画像を覚えこませるこ員による目視チェックに頼らざるを得なかった．このとに力を注ぐ，いわゆる「 良品学習 」と呼ばれるやタービンホイールのインペラー（ 羽根 ）には鋳造工程でわずかな巣や歪みが生じることがある．これまで
は出荷直前に検査員が一つひとつ手に取って，触れて，軸を回して，目で確認して不良品を見つけてきた．この工程を自動化せよとのミッションを与えられたのが生産技術開発担当の藪根夏樹，入社 2 年目のことだった．
藪根に白羽の矢が立ったのは，大学で画像処理を学んできたからだ．身体の動きが不自由な ALS（ 筋萎
縮性側索硬化症 ）患者のコミュニケーション支援のために，目の動きを画像処理して文字を表示する方法を研究してきた．今度はその画像処理技術を機械部品の外観検査に応用しようというわけである．ゼロから始めてたどり着いたのは「 良品学習 」という手法だった．

4

株式会社 IHI ターボ 生産技術部 生産技術開発グループ
藪根 夏樹

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

In ta n g ible A sset

見逃しはありません．このように自動化の過程では，人と機械がそれぞれの優れた能力を活かして分担することが重要です．」

タービンホイールの品質向上をリードするプライド
今後の課題について藪根は「 検査装置設備のコンパクト化や検査装置に部品を手で載せたり外したりする工程の自動化 」と言う．「 新しく装置の仕組みを練り上げるとき，独り善がりになってしまうのが一番恐れていることです．それを避けるためには多くの技術者と議論して，私が思ってもいないような観点からの指摘を受けたり，相手の発想に驚いたりする必要があり方であった．この方法によって自動検査の信頼性がると思っています．」 また，学生時代に哲学やビジ

格段に向上した．外観検査の考え方が欠陥検出一辺倒

ネスにも興味をもったという藪根は「 開発にも思想から一歩進化したといえる．

がないとダメ 」と言う．欠陥検出から良品学習へのITJ 新町工場（ 長野県 ）で製造している量産品ター
ビンホイールは 20 種ほど．そのうち 7 種については

発想転換を成功させた藪根らしいプライドと決意を感じさせる言葉であった．

すでに良品画像データ（ それぞれ 80 〜 400 枚 ）が登録されている．今後すべての種類の良品画像データを整備して検品の自動化を推進する予定である．

人と機械が，それぞれ得意な作業を分担する
そもそも外観検査装置は精度が高いので，許容できる程度の微細なキズも不良と判断してしまう．したがって，除外すべき欠陥品のみを全自動的に判別することは不可能である．そこで藪根らが目指したのは，
まず不良の可能性がある部品を機械で見つけ，それが本当に不良なのか，許容できる程度の欠陥なのかを人間が目視で見極める二段構えのやり方である．機械の検出精度は人間の目をしのぐ．しかし，さまざまな状
況を加味して除外すべきかどうかを判断するには，人間のもつフレキシビリティが不可欠である．人間が検査すべき部品の数を自動検査で 1 割までにふるい分けることができれば，人間の手間が省け機械の存在価
値が出てくる．
また藪根は別の言葉で言う．「 熟練した検査員は，無意識に『 違和感 』としか言いようがない微妙な違
いを鋭くキャッチして，『 この部位ならここまで許容できる 』などと判断します．一方機械は，『 違和感 』に頼ることはできませんが，一度 OK，NG を学べばタービンホイール

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )5This document is provided by JAXA.

見えない資産

回転機械生産のオールラウンダーが目指す「 新しい作り方 」とはどんな製造工場にも必要なのが，運搬設備や加工設備を整え着実な生産をリードする担当者だ．
今回紹介する久保田昌幸は回転機械の製造現場における生産技術や製造技術を広く知る専門家．
回転機械の製造工程設計について聞いた．

工場の生産性を決定づける工程設計

ハードウェア・ソフトウェア面ともにシステム化すること．ポイントは稼働率の高いところに最新鋭の設備

汎用圧縮機，舶用過給機，デッキクレーンの油圧を配置することと，サイズや軸構成なども考え合わせモーター，歯車装置の製造などを手掛ける株式会社て製品の流れをスムーズにすることだ．もちろん必要

IHI 回転機械 ( ICM ) の主要工場は，長野県辰野町にに応じ，専用治具や計測具，計測装置の準備も行う．

ある．人気製品のオイルフリースクリューコンプレッ

ハードウェアの準備のみならず，それらを制御するプサー（ GP 型 ）は水潤滑式が特長．潤滑油を使わな

ログラムや作業指導票の作成など，ソフトウェア面もいため，圧縮空気に油分が混入することがなく食品や重要な仕事だ．

製薬の工場に最適．省エネ，省メンテナンスで環境負これらを総称して「 工程設計 」と呼ぶ．工程設計

荷も小さいコンプレッサーとして注目されている．この仕事は，製品の精度をはじめ，全体の作業時間，製の GP シリーズをはじめ辰野工場で扱う製品の多く

造コスト，作業員の安全などにも大きく関わる．現は，お客さまに選んでいただけるように，きめ細かく

在，辰野工場には生産技術と製造技術の担当者がそれラインナップしている．生産効率が悪くコストも掛かぞれ 10 人ほどおり，プログラム作成が得意，バラン

りがちな工程を，スムーズな製造ラインに仕立てるのス確認が得意など，守備範囲が大まかに決まっていが久保田昌幸の腕の見せどころだ．

る．「 私はどちらかといえば広く浅くのオールラウン

久保田は地元辰野の出身で入社 14 年目．入社当初

ダーです．」と久保田は笑う．

は現在の GP シリーズの心臓部である大きなねじのような形のセラミック樹脂製のローター製造技術に取り組んでいた．IHI と共同で研究開発し，ICM で量産製品化した．

工作機械の選定からプログラム作りまで「 工程設計とは『 新しい作り方 』を工夫して生み出すことです．」と久保田は言う．大まかな仕事の流れは以下のとおり．設計部門から示された製品の図面や仕様を基に必要な生産設備，加工設備やバランス設
備，組立や運転設備を選定・設計し生産プロセスを
6

株式会社 IHI 回転機械 生産統括部 生産技術グループ
久保田昌幸

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

In ta n g ible A sset

バランスチェックは回転機械製造の要
回転機械の製造工程では特にバランスチェックが重要だ．バランス確認装置にワーク（ 部品 ）を設置して回転させ振動を計測する．高速回転させても振動の少ないのがバランスの良い製品である．
現場が望む精度でチェックするためには，バランス確認装置をカスタマイズし，試験を繰り返して特別な検査手順を構築する必要がある．さらに精度を突き詰めるためにはバランス確認装置をメーカーと共同開発することもある．このように久保田の仕事の大半は「 どうすれば現場作業が効率良く進むか．」を究めることなのだ．

製造現場から設計チームに提案する
最近，久保田が心掛けているのは，生産技術の経験や知見をいかに設計段階にフィードバックするかといね．生産工程をしっかり作ることは，不良品を出さずうことだ．通常は製品の仕様が決定してから工場の生にコストダウンもできるというメリットにつながりま産ラインに落とし込んでいくが，それを待たずに早いすから．」

段階から設計チームと連携をとり，「 この仕様にすれば工場でスムーズに製造できる．」などと生産現場か

新しい作り方への夢

ら提案する．提案内容は製造プロセスにとどまらず，製品の構造や部品の形状に及ぶこともある．実際，あ工程設計の専門家として久保田が夢見るのは自動化る量産品では現場からのフィードバックを反映して設だ．これまで困難とされてきた多品種少量生産の自動計変更することで，製造時間やコストが大幅に低減し化方法があるのではないかと考え続けている．さらた．「 工程設計で思い描いたとおりに製品が流れて出に，これまでにない挑戦的加工法として，歯車を複合

来上がっていくところを見るのが一番うれしいです

機で一気に削ってしまうスカイビング加工の導入も考えている．
ま た， 複 数 の 工 場 で 設 備 を 共 有 し て 作 業 を す る「 プロダクトミックス 」を昨年から始めた．遠く離れた工場間の往復を製造ラインに含めて構成する試みだ．現在，流れをよりスムーズにしてコストや現場の負荷を軽減する改善方法をも探っている．
「 夢中になってしまうのは 3D-CAD を使いながら新しい治具や装置を考えているときですね．工夫が必
要な場面は絶えることがなく，工程設計にルーティー
ン作業はありません．とても面白い仕事です．」
久保田のように，一点に集中して工夫を重ねる粘り
強さと，現場を広く捉える俯瞰的な視点を併せもつ若オイルフリースクリューコンプレッサー（ GP 型 ）用
セラミック樹脂ロータースクリュー

手が次に続くことが期待されている．

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )7This document is provided by JAXA.

株式会社 IHI

小さなエンジンでモリモリ走る
国内乗用車のダウンサイジングを加速する
RHF3 ターボチャージャー
燃費向上のためにエンジンを小さくして，不足するトルクをターボで補うダウンサイジングエンジンは，
ヨーロッパでガソリン車に広く採用されている．
近年，国内でもダウンサイジングエンジンが採用され，IHI の車両用ターボが活躍を始めた．
タービンインペラー

RHF3 ターボチャージャーカットモデル

ヨーロッパで始まったダウンサイジング

コンプレッサーインペラー ( f 40 mm )RHF3 ターボチャージャー回転体

たダウンサイジングエンジンが登場したことを皮切りに，徐々に国内でも採用される車種が増えてきた．

「 ダウンサイジングコンセプト 」とは，ヨーロッパ

IHI ではすでに欧州車向けにダウンサイジング用ターで提唱された燃費向上を目的としたエンジンの設計思

ボを開発・販売しているが，このような背景のもと，想である．エンジンそのものを小さくすることによっ改めて国内自動車メーカーとともに，ダウンサイジンて 燃 費 を 抑 え，不 足 す るトル クを 過 給 機（ ター ボ

グエンジン向けターボの開発プロジェクトをスタート

チャージャー，以下ターボ ）によって補うことが基本させた．具体的には，排気量 1.2 l のエンジンにター的な設計である．従来のターボエンジンは高出力だがボを搭載することで，1.8 l の自然吸気エンジンと同燃費が悪いというイメージがあるが，低回転での実用等の出力を得ることを目指した．

トルク向上を目指す点が，新しいダウンサイジングエ
ンジンと従来のターボエンジンとの違いになっている．

低回転でも十分なトルクを実現する

ヨーロッパでは 2006 年ごろよりフォルクスワーゲン

ターボは，エンジンの排気を利用して吸気の圧力を（ ドイツ ）がガソリン車のダウンサイジングエンジン

高め，高い出力を得る仕組みであり，タービンを回すを市場に投入し，これを機にダウンサイジングエンジ

十分な排気エネルギーが必要になる．そのため，エンンへの関心が高まり，最近では特に小型車においてはジン低回転時には排気エネルギーが小さいため大きな自然吸気（ ターボなしの従来型 ）エンジンの方が少数トルクが得られないという課題があった．また，アク派なほどである．一方，日本ではハイブリッド車の人

セルを踏み込んでからインペラー（ 羽根車 ）の回転気が高く，国内市場向けの自動車ではダウンサイジン

数が増してターボが働くまで一呼吸掛かるターボラグ

グエンジンへの対応が遅れているのが実情である．

があり，ドライバビリティ（ 運転のしやすさ ）が損

しかし，2012 年にスーパーチャージャーを搭載し8

なわれるという評価もついて回った．
IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

我が社の看板娘

エンジン低回転時であっても十分にターボが機能しフルフローティング軸受

セミフローティング軸受て，大きなトルクが得られれば，ターボラグを解消することが可能になる．そのためには低回転時でも必要なターボの回転を得られるタービンとコンプレッサーが不可欠になる．これはタービンとコンプレッサーのフルフローティング軸受（ 左 ）とセミフローティング軸受（ 右 ）インペラーサイズ（ 直径 ）を小さくすることで解決
するが，同時に過給する吸気の最大流量が確保できな(a)

フルフローティング軸受(b)

セミフローティング軸受

いという新たな課題が発生する．
IHI は，この課題をタービンの小型化と高速回転化
を同時に行うことで解決した．タービンインペラーの形状や空気の流れる流路を工夫することで，従来の同流量のタービンと比較して，形状の見直しを行い，最ホワール振動低減

大回転数を毎分 22 万回転から毎分 27 万回転に増加させた．

長年のターボ開発におけるノウハウの蓄積が設計に貢献
ガソリン車向けのダウンサイジングエンジンの開発
では，ディーゼルエンジンのターボ技術がベースになっているが，ガソリンエンジン特有の課題に対応す軸受種類による振動変化の比較

動車メーカー独自のカルチャーに触れ，従来の IHIとは異なる研究開発プロセスを学んだことも我々の財産となった．

運転していて楽しい車にる必要もあった．例えば，ガソリンエンジンでは排気

RHF3 ターボを搭載した車は 2015 年 4 月から国内温度がディーゼルエンジンの約 800℃に対して約 950℃で販売されている．この車では現在，ハイブリッド，と高温になる．そのため，より耐熱性を考慮した設計

1.8/1.5 l 自然吸気，そして 1.2 l ターボというコンセが必要になる．また，約 20％の高回転化に対して，従プトの異なる三種類のパワートレインが用意されてい来モデルは NV（ 音，振動 ）の課題があったため，新る．ターボの開発担当としては，1.2 l ターボ車が「 運

たな対策が必要であった．

転していて最も楽しい車 」になると期待している．

前者に対しては，長年にわたるターボ開発で培った今回開発した RHF3 ターボは国内向けの製品だが，解析技術を活用した設計プロセスを適用した．その際，将来的には中国でも生産する計画である．ターボの開解析を高精度で実施するために，過去のデータベース

発に当たっては，取り合い形状を含むハウジング設計やノウハウを活用することで，解析と実態の相関を把など，中国のサプライヤーでの生産を考慮した設計が握することを重視した．さらに今回は，非定常解析を行われている．ヨーロッパに遅れて採用が始まった日

行って温度分布，熱応力分布の過渡領域を評価するこ

本 の ダ ウ ン サ イ ジ ン グ エ ン ジ ン で あ る が，IHI のとで信頼性の向上につなげることが可能となった．

RHF3 ターボがアジアを含めたシェアの拡大に大きく

後者については，従来モデルで採用していたフルフ

貢献していくことが期待されている．

ローティング軸受をセミフローティング軸受に変更することで，高速回転を可能とした．わずか 2 文字の違いであるが，実際には別機種と言えるほどの大きな構造変更である．
このような工夫により，目標どおり 1.2 l のエンジ問い合わせ先株式会社 IHI

ンで 1.8 l 自然吸気エンジンと同等の出力と，車両の車両過給機セクター 技術統括センター 設計部

滑らかな動特性を実現したのである．

電話（ 045 ）759 - 2656

付け加えると，このプロジェクトを進めるなかで自URL：www.ihi.co.jp/
IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )9This document is provided by JAXA.

株式会社 IHI

固液分離はお任せください
天然ガス生産プラントで活躍する
密閉型スクリュウデカンタ遠心分離機
各種製造プロセスから排水処理まで，さまざまな分野に使用されている IHI のスクリュウデカンタ形遠心分離機．
近年，オイル＆ガスプロセスの分野で密閉型デカンタが活躍している．

密閉型デカンタ

密閉型スクリュウデカンタ遠心分離機

MEG 再生モジュール

密閉型デカンタのニーズ
スクリュウデカンタ形遠心分離機（ 以下，デカン
タ ）とは，固体と液体の混合物（ スラリー ）を，高今回紹介する密閉型デカンタは，天然ガス生産プラ
ントにおけるモノエチレングリコール ( MEG ) の再生モジュールに採用されており，現在，世界各地で活躍している．

速回転による遠心力の作用で固体と液体に連続的に分離する装置である．デカンタは各種製造プロセスから

MEG の働き

下水・排水処理に至るさまざまな分野に適用されており，IHI では 1950 年代の販売開始以来，累計納入台
数 1 万台以上を誇っている．

天然ガス生産プラントにおいて，MEG は氷点降下剤，つまり不凍液として天然ガス井から地上または洋しかしながら，従来形のデカンタはケーシングの回転上への移送パイプライン中に注入される．パイプライ

軸貫通部が大気開放のため気密性が確保できず，密閉ンの中は基本的にガスであるが，一部水分も含まれて下での処理が要求されるオイル＆ガスプロセスや，化学

おり，これが凍結してパイプラインを閉塞させることプロセスのような高付加価値製品の製造プロセス分野を防ぐのが MEG の機能である．MEG は常時パイプへの対応が困難であった．そこで近年，密閉型デカンタ

ライン中に注入されているが，高価なため系内で循環の開発を成功させ，これらの分野への参入を果たした．

使用されている．循環使用されるなかでライン中の塩10

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

我が社の看板娘

ガスシール

密閉部

ガスシール

ガスシール

スラリー入口分離液

ケーキ（ 固形不純物 ）断面構造図

分や水酸化物，制御用の化学物質などにより徐々に汚製造上の各種検査にも対応が可能である．例えば設染され，MEG の氷点降下機能は低下する．そのため

置場所について挙げれば，本機のユーザーは主に石定期的に MEG 再生モジュールにより不純物を除去し油メジャーであり，陸上プラントに設置されるだけ再生される．本デカンタは MEG 再生モジュールにおでなく，洋上プラットフォームや FPSO（ 浮体式海いて液体の MEG から固形不純物を分離するキーハー

洋石油・ガス生産貯蔵積出設備 ）上にも搭載されドであり，本プロセス用としては世界初の密閉型デカる．

ンタである．

また，各ユーザーやプロジェクトごとに要求仕様が異なってくるが，機械設計，使用材質，電気計装

密閉型デカンタの特長

品や周辺機器の選定など，個別の要求仕様に合わせて対応している．

このようなプロセスで使用するため，本機は以下のような特長をもっている．

今後の展開( 1 ) 耐圧密閉構造
耐圧密閉構造であり，各種溶剤や危険物などの処

今回紹介した密閉型デカンタは販売開始以来，陸上

理に際し外部への漏えいがないと同時にプロセス液

プラント，洋上プラットフォーム，FPSO など多数の実の大気接触を防止できる．

績を築いてきた．2016 年度以降はさらに 10 台以上の

( 2 ) 非接触式ガスシール（ 静圧形 ）の採用
軸封部には非接触式ガスシールを採用しているため，接触式メカニカルシールのような動力損失がな

出荷が期待されるほか，世界各地のオイル＆ガス関連
プロジェクトからも引き続き多数の引合を受けており，業界からの期待は大きい．

く，洗浄液やその循環のための付帯機器などが不要

また，オイル＆ガスプロセス分野以外にも，樹脂やである．また，シール材からの摩耗粉発生によるプ

各種化学品製造などの化学プロセス分野に向けて積極

ロセス液の汚染もない．

的に市場展開をしていく．

( 3 ) ガスシール組み込み部構造の最適化
ガスシール機構の追加による標準機からの軸延長
代を最小限としている．これにより回転体の危険速度の低下が抑えられ，標準機と同等の運転回転数を問い合わせ先確保している．また，主要部の設計・構造を標準機

株式会社 IHIと共通化して，製品コストを低減している．

回転機械セクター 分離装置部( 4 ) オイル＆ガス向け仕様への対応
オイル＆ガス用途に要求される特有の製品仕様，

電話（ 03 ）6219 - 5074
URL：www.ihi.co.jp/separator/
IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )11This document is provided by JAXA.

株式会社 IHI

地上に太陽！？
夢のエネルギー源を実現させる
ITER 向け超臨界圧ヘリウム循環ポンプ
ITER とは，太陽と原理的に同じ核融合反応を地球上で実現させるという壮大なプロジェクト．
この実現には超伝導コイルを絶対零度近くの温度で維持しなくてはならない．
その冷却を実現させるキーハードとは？

株式会社 IHI
回転機械セクター 開発部

藤咲 克弥

磁気シールド

軸
モーター

磁気軸受

断熱材

常温側
（ 約 20℃大気 ）低温側（ 真空 ）ポンプケーシング
サーマルアンカー
インペラー
サーマルシールド©ITER Organization ( www.iter.org/ )

超臨界圧ヘリウム（ 約 −269℃ ）国際熱核融合実験炉 ITER

ITER プロジェクト

超臨界圧ヘリウム循環ポンプ断面図

超臨界圧ヘリウム循環ポンプ外観ト参加各国が技術力を結集し製作した，さまざまな超伝導コイルを組み合わせて構成されている．

現在，フランス南部サン・ポール・レ・デュランス

そして，それぞれの超伝導コイルの能力を最大限にに建設が進められている ITER（ 国際熱核融合実験

引き出すために必要不可欠なキーハードが，超臨界圧

炉 ）は，太陽や星を輝かせているのと原理的に同じ

ヘリウム循環ポンプだ．

核融合反応を地球上で実現させ，核融合エネルギーの取り出しが人工的に実現可能なことを実証する，超大超臨界圧ヘリウム循環ポンプの役割

型国際プロジェクトだ．
核融合エネルギーを実用化するには，1 億℃以上に超伝導コイルに強力な磁場を発生させるためには，もなる高温・高密度のプラズマを炉の中に発生させ，極低温まで冷却し，その状態を維持し続ければならな

閉じ込めておく必要がある．炉の中で発生させたプラ

い．その冷却材として使用されるのが超臨界圧ヘリウズマを制御するには，大電流と強力な磁場を発生する

ムだ．

超伝導コイルが用いられる．直径約 30 m，重量 2 万超 臨 界 圧 ヘ リ ウ ム は， 絶 対 零 度 近 く の 温 度 約

3 千 t にも及ぶかつてない巨大実験炉は，プロジェク−269℃の地球上の自然界には存在しない極低温の流12

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

我が社のいち押し技術

転範囲において，断熱効率 70％以上という高効率が極低温プラント
超臨界圧ヘリウム循環系

ヘリウム圧縮機
極低温回転機械要求される．また，流量や効率の性能以外の面においても，超伝導磁石の発する強力な磁場雰囲気中で安定して運転できることや，核融合反応中に発生する放射熱交換器

線下での耐久性，国際的な法規・規格への対応といっ
超臨界圧ヘリウム
循環ポンプ

たさまざまな要求項目をクリアしなければならない．
液体ヘリウム容器

超伝導コイル

極低温回転機械の役割

特に流量については，これまで世界中のどのメー
カーにも経験がない要求のため，1 社単独での開発では要求を満足できないリスクが高い．ITER プロジェ体である．このような極低温下でも凍らず流体であクト参加国で極低温システムの調達を担当するインド

り，外部から入った熱を良く吸収する性質があるたの研究機関 ( ITER-India ) は，ヘリウム循環ポンプの開め，超伝導コイルを強制冷却し，超伝導状態を維持す

発リスク低減を目的として，世界各国の極低温回転機

る極低温システムの冷却材として，現在最適であると

械メーカーに対して競争入札を行った．入札に参加し考えられている．

たメーカーから書類選考で上位 2 社に絞られた後，実循環ポンプは超臨界圧ヘリウムを吸い込んで圧送際にヘリウム循環ポンプをそれぞれ 1 台ずつ製作し，し，液体ヘリウム容器の中にある熱交換器と超伝導コ

ITER の極低温環境を模擬した試験装置で評価試験を

イルの間を循環させる．超伝導コイルを冷やすことで実施した．性能や信頼性など多角的な視点で審査さ逆に超臨界圧ヘリウムは暖まるが，熱交換器に戻ってれ，最終的により優れたメーカーが ITER に必要となきて熱を取り除かれて再び元の極低温まで冷やされる全ての循環ポンプ（ 合計 5 台 ）の製造を担当する．

る．
世界中の核融合や加速器の研究所が，極低温冷媒を用いた極低温システムを利用しているが，そのなかでも超臨界圧ヘリウム循環ポンプや，IHI 技報第 53 巻
第 3 号で紹介した欧州合同原子核研究所 ( CERN ) 向
けヘリウム圧縮機といった極低温回転機械が，性能と信頼性の面で非常に重要視される．回転機械の性能が良いほど極低温システム全体の効率が良くなり，運用コストが低減できることと，長期間安定して運用し続けなければならないことがその理由だ．

ITER 実現のための要求仕様
ITER の核融合反応時には，膨大な熱負荷変動に伴う 超 臨 界 圧 ヘ リ ウ ム の 温 度・ 圧 力 変 化 が 起 き る．
ITER の極低温システムは，この変動を最小限に抑え

高効率ポンプインペラー
rel-velocity-magnitude
High
Low

圧力面

てコイルの超伝導状態を維持し続けるために，高度に負圧面

コントロールされたシステムである．また，その規模
は核融合炉としては世界に類を見ない．
この巨大な極低温システムを成立させるため，超臨界圧ヘリウム循環ポンプ開発に課された要求仕様は，定格流量 2.21 kg/s という，これまでの世界最大ポン
プの 2 倍以上の流量だ．さらに定格流量を含む広い運CFD 解析による定格点でのインペラー内部流れの様子

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )13This document is provided by JAXA.

株式会社 IHI

高効率ポンプインペラー
超臨界圧ヘリウム循環ポンプを開発するにあたり，る外力といったさまざまな荷重を受けたあらゆる状態を想定し，それに耐えられるようにケーシング形状を最適化しなければならない．

性能のいちばんの要となる部品がインペラーである．

これら相反する設計要求を高次元で両立させるた

インペラーは超臨界圧ヘリウムを無駄なくスムーズにめ，想定される運転条件全ての温度，圧力，外力を考圧送しなくてはならない．IHI は長年積み重ねた膨大慮し，最新の熱・構造シミュレーション技術を駆使しなテストデータと，最新の高性能インペラー解析技術て 開 発 を 進 め た． そ の 結 果， 厚 み わ ず か 数 mm のをバランスよく融合させ，最適なインペラー形状と流ケーシングで十分な強度をもたせながら，入熱を最低路形状を作り上げることに成功した．

限に抑える最適構造に到達した．

インペラーの性能を十分に発揮させるためには，

IHI のものづくり力を結集して製造したケーシング

1/1 000 mm 単位で設計された精密かつ複雑な形状を，は，安全確認のため行った耐圧試験や，約 −269℃の実際のものづくりで実現しなければならない．インペ

試験運転を経ても変形などの異常は生じず，品質の高ラーの製作は，出来上がり形状の安定性に優れたロスさを証明した．

トワックス金型方式の精密鋳造を行ったうえ，完成しケーシング内部には高性能の断熱材を配し，熱の侵たインペラーを三次元計測で詳細に寸法確認し，ま入を最小限に抑えている．軸の常温部からインペラー

た，X 線による品質検査を厳重に実施して，高品質なへかけての中間付近にはサーマルアンカーと呼ばれる吸ものづくりを実現した．

熱部品を配置し，軸を伝って超臨界ヘリウムに侵入しようとする熱を捉えて，外へと逃がす構造としている．

高効率を実現する徹底した断熱構造

ポンプの低温部分はその周囲が真空断熱されているが，常温側の構造物から真空空間を伝わってふく射熱

約 −269℃の超臨界圧ヘリウムを循環させるインペがわずかに侵入してくる．このわずかな熱でさえ逃がラーからわずか数十 cm 上は常温大気の環境であり，さず徹底的に排除するために，低温側ケーシング全体

その間の温度差は約 300℃にもなる．インペラーと並をサーマルシールドで覆い，ふく射熱をシャットアウ

んで極低温回転機械の効率を大きく左右する要因が，トしている．

この厳しい温度差によって常温側から低温側のケーシングに伝わっていく熱の影響だ．極低温のヘリウムに回転機械の信頼性を高めるためには決して不要な熱を伝えてはならない．
熱侵入は，特に熱を伝えやすい金属製のケーシングの極低温システム中を流れるヘリウムへの異物の混入

肉厚を薄くすればするほど，小さく抑えることができる．

を防ぐため，潤滑油を用いずに軸を磁気の力で浮上さ一方で，ケーシングは自身の低温収縮によって生じる応力や，内部の圧力変化，接続された配管から受けせる磁気軸受を採用した．
軸とインペラーには非常に精密なバランス修正を施すことで，低回転から高回転まで全ての運転領域で，常温大気極めて安定した運転を実現した．
また万が一停電などで設備が電源喪失した場合は，High stress

Low stress
真空断熱エリア

極低温部

圧力・熱収縮・外力を考慮したケーシングの強度解析（ 変形倍率 × 100 ）14

精密なバランス修正を行った軸IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

我が社のいち押し技術

90
定格流量

断熱効率（％）

80
70

最大流量

60
50
40

：CC-1 TF Nominal*1：CC-1 TF Maximum*2

30
20
1.45

1.85

2.25
流

2.65

3.05

3.45

量 ( kg/s )（ 注 ） *1：CC-1 TF Nominal ：定格回転数運転*2：CC-1 TF Maximum：最大回転数運転

低温循環試験装置は量研機構現有システムに接続して運転・計測（ 量研機構施設内 ）©ITER-India

性能試験結果（ 資料提供：ITER-India ）を駆使し，世界をリードする日本の研究者をはじめ，
日印関係者全員の力を結集して数多くの実負荷試験が一つひとつ慎重に行われた．
1 か月に及ぶ実負荷試験の結果，要求仕様である定低温循環試験装置に設置した IHI 製ポンプ

格流量 2.21 kg/s において断熱効率 73％以上を記録し，要求をクリアした．また定格点を超えての運転では，

モーター軸の回転運動エネルギーを利用して，ポンプ世界最大となる流量 3.0 kg/s 以上の能力を発揮した．

が安全に停止するまで自己発電してモーター軸浮上コ

将来の実運用では，効率や流量といった性能だけでな

ントロールをし続ける機能を設けるとともに，万が一

く，長時間連続運転中の安定性や，急な圧力・温度変化

モーター軸が暴れて浮上できなくなっても，インペが伴う運転条件下での信頼性なども極めて重要である．

ラーがケーシングに接触して損傷しない軸系とし，二これら全ての条件を模擬した実負荷試験も連続的に行重の安全対策を施した．

い，安定・安全に持続運転可能であることを実証した．

さらに，モーターや磁気軸受，センサー類が実験炉の超伝導コイルから発せられる強い磁場の影響で誤作

今後の展開動しないように，外部磁場を遮断する磁気シールドを新たに開発した．

低温環境試験装置とポンプ性能評価試験を終えて ITER-India より，IHI の超臨界圧ヘリウム循環ポンプは全ての要求仕様を満足していると高い評価を受けた．
IHI は今後も極低温回転機械技術を磨き上げ，超伝ITER は国際プロジェクトであり，日本では国立研究

導応用技術のみならず，極低温を必要とするさまざま

開発法人量子科学技術研究開発機構（ 量研機構：旧称

な分野の要求にベストマッチした製品開発を行い，世日本原子力研究開発機構核融合研究開発部門 ）が国内界の発展に貢献していく．

をリードしている．量研機構と ITER-India の取り決めに基づき，本ポンプは別途用意された低温循環試験装問い合わせ先置に搭載され，量研機構の那珂核融合研究所（ 茨城株式会社 IHI

県 ）施設内の現有運転設備に接続された後，実負荷試

回転機械セクター 営業部

験が行われた．

電話（ 03 ）6219 - 5071

試験は 2015 年 11 月にスタート．量研機構の設備

URL：www.ihi.co.jp/compressor/development/
IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )15This document is provided by JAXA.

株式会社 IHI

耐衝撃性予測に基づく過給機のハウジング設計
安全性の事前評価を可能にする
高速破壊現象の予測技術
車両用過給機を対象に，ハウジングの高速破壊現象を予測する解析技術を開発した．
通常では起こりえない過酷な状況を想定することによって，より安全性の高い製品の設計が可能になった．

株式会社 IHI
車両過給機セクター
技術統括センター 開発部

有坂

車両用過給機創

車両用過給機のカットモデル

ンジン

世界で伸びる車両用過給機需要

ス

ー ン

コンプレッサー

ンジ

ン

ンジン
ンジン

ー

ー
ンジン

ッド

ー

ー

ハイ

コスト

ーロッ
ンジン

トラック
ウンサイジ

ング
16

IHI

Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

我が社のいち押し技術

不測の状況を想定した過給機設計
ー
レッサー

ハウ

ー

ン

コンプ

ジング

インペラー

高速破壊現象を予測する解析技術の開発

ー
ル

インペラー
ハウジング

ス

ハウジング

IHI
インペラー

インペラー

ー

インペラー

ハウジング

ハウジング

ハウジング
ハウジン

インペラー
グ

20
ースト
インペラー

500 m/s
レ ル

ンジン

3D
ル

ハウジン

ランス

グ
ハウジング

ンジン
サイ

3D

ランス
ハウジング

コンプレッサー
ハウジング

シュラウド
インペラー

スクロール

インペラーバースト試験で壊れたコンプレッサーハウジング

シールプレート

インペラーバースト解析モデル 断面

IHI

Vol.56 No.2 ( 2016 )17This document is provided by JAXA.

株式会社 IHI

コンプレッサーハウジングの高速破壊試験 前

コンプレッサーハウジングの高速破壊試験 後

コンプレッサーハウジングの高速破壊試験の再現解析 前

コンプレッサーハウジングの高速破壊試験の再現解析 後

コンプレッサーハウジング

耐衝撃性予測に基づくハウジング設計

インペラー
ラ ン
ング

ハウジ
ラ ン

コ
ンプレッサーハウジング

インペラー

ル ー

ースト
ル

イン

ペラー
ル
コンプレッサーハウジング

インペラー

ースト

スクロー

ル

ハウ

ジング
インペラー
ラー
18

ースト

インペ

シールプレート

IHI

Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

我が社のいち押し技術

(a)

初期状態

正面

断

ー

面

シールプレート
インペラー

シュラウド

インペラー

シールプレート
シールプレート
シールプレート

ハウジング

スクロール

スクロー

ル
(b)

シールプレート変形

正面

断

面

スクロール
ス
インペラー ースト(c)ハウジングき裂発生前

正面

断

面

今後の展開

ハウジング

ング

ハウジング

(d)

ハウジングき裂発生後

正面

断

面

(e)

ハウジングき裂進展

正面

断

面

ー ンハウジング

ハウジング

IHI
ク ー
045
インペラーバースト解析によるコンプレッサーハウジングのき裂予測

ン ー759 - 2897

URL www.ihi.co.jp/

IHI

Vol.56 No.2 ( 2016 )19This document is provided by JAXA.

株式会社 IHI

エンジンモニタリングで定時発着のお手伝い
IHI が実現する民間航空機のエンジン性能モニタリングサービス
今や世界一の定時発着率を誇る日本の航空会社．
運航遅延や欠航に結び付く機材トラブルなどは決して起こさないよう万全を期している．
IHI は独自のプラットフォーム ILIPS を活用し，運航中のエンジン性能のトレンド（ 推移，傾向 ）を監視，
運航中の異常検知やデータ収集，故障予知を行い，航空機の運航をサポートする．

飛行中のデータ収集

タイムリーで的確な整備内容を決定・遂行提供：株式会社フジドリームエアラインズ

飛行データのモニタリング
システム“ILIPS”へのアップロード運航をサポート

根本原因の解明と客先への通知ILIPS によるトレンドモニター，および異常検知

エンジン性能モニタリングサービスの流れ

ライフサイクルビジネス

している．
一方世界では，ライフサイクルサポート，つまり製IHI では，民間航空機エンジンをお客さまの整備仕品の納入から運用，整備，売却までの全体にわたって様に基づいて整備・修理している．そのなかで社内シ支援を行うことが要望されるようになり，エンジン整

ステムやデータベースを駆使して，さまざまな業務改

備というハード的なサービスにとどまらず，お客さま

善，品質向上，コストダウンを進め，エンジン整備との運航の最適化など，ことづくりと呼ばれる付加価値

いうものづくりサービスを最適な形でお客さまに提供的なサービスにまで広げる必要がでてきている．

20

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

こんなビジネスが面白い

そこで IHI は，社内で開発したシステムであるリとであり，実際には機体システムが監視を行う．異常

モートメンテナンス共通プラットフォーム ( IHI group値を検出した際には，警報を発してパイロット自身がLifecycle Partner System：ILIPS ) を活用し，運航費の対応したり，着陸後に航空会社の運航整備士が必要な削減，エンジンの取り卸し時期，整備仕様の最適化な対応をしたりする．

どの提案やサービスの提供を行い，お客さまの運航か

一方，トレンドモニタリングは，フライトごとにエら整備までトータルとしてサポートすることを目指しンジン状態のトレンド（ 推移，傾向 ）を航空会社やている．その核となるのがモニタリング，つまり状態

エンジンメーカー，整備会社が監視することである．

監視とデータ収集である．

このトレンドデータを基に必要に応じて整備する．

オンコン整備とプロアクティブ整備
基 本 的 に， 民 間 航 空 機 エ ン ジ ン は オ ン コ ン ( On
Condition ) と呼ぶエンジンの状態に応じた整備方式を採っている．これは，基本はお客さまの整備仕様，例

IHI は整備会社であるためトレンドモニタリングを実施し，トレンドデータを用いて，お客さまの要望に添う技術的サービス，アドバイスを提供する．

エンジン性能データ収集システム

えば「 ○○時間運転したら××の部位を分解点検 」

飛 行 中 の エ ン ジ ン 性 能 の デ ー タ 収 集 は，ACARSに則って整備を行うが，整備を進めていくなかでエン( Automatic Communications Addressing and Reporting

ジンの劣化状態を確認し，劣化した部分のみ修理してSystem ) と呼ばれる空地データリンクシステムを使用いく方式である．安全性の観点から問題ある部分のみし，機上で収集されたデータが地上に送られてくる．

の整備となるので，最低限の費用で整備できる．

飛行中の機体から ACARS で送信されたデータは，

このときのエンジン劣化状態の確認方法は 2 種類

これらのデータをハンドリングする専用のプロバイある．一つは従来どおり機体にエンジンを搭載した状

ダーの地上アンテナを経由して，プロバイダーのもつ態や，エンジンを機体から取り卸して整備会社へ送らサーバーへ送られる．このサーバーから航空会社は機れた際に，エンジン部品を直接目で見ながら進める．

上のデータを入手することができる．さらに，搭載しこの場合，コンディションの悪いものだけを現物確認ているエンジンメーカーにモニタリングしたエンジンすることで見つけ出し，修理することができる．

性能データを提供する契約になっている．そこで，航もう一つは，モニタリングデータを見る方法である．現物確認ほど精度は高くないが，整備作業を進め

空機からプロバイダーに送られた性能データはそのま
まの形でエンジンメーカーにも送られる．

る前にエンジンの中の状態を把握できるので，エンジ

IHI は，エンジン整備を受託している航空会社からン取り卸しや分解の必要性を事前にチェックでき，運性能データを自動的に転送してもらっており，機体で航への影響を最小限にすることができる．これをさらデータが取られた瞬間，ほぼリアルタイムで，Generalに進めれば，プロアクティブ，つまり先を見越した積Electric 社（ ア メ リ カ ）や Pratt & Whitney 社（ ア メ

極的な整備という考え方が可能となる．

リカ ）などのエンジンメーカーが受信しているデー

このように，これからは現物の状態確認に加えて，エンジントレンドモニタリングによるエンジン内部のコンディション確認が重要になってくる．

エンジンのモニタリング

タと全く同じデータが IHI へも送られ，ILIPS のサー
バにデータが蓄積されていく．
データ取得は，決められたタイミングに行われ，直ちに地上に送られる．具体的には，機体が離陸した時
点で 1 度，安定した巡航状態に達した時点で 1 度取航空機エンジンのモニタリングには 2 種類あり，得される．取られるデータは，エンジン排気温度，燃一つはリアルタイムモニタリング，もう一つはトレン

料流量，オイル温度・圧力，振動値，回転数，抽気状

ドモニタリングである．

況など 40 項目ほどである．これらが全て ILIPS へ

リアルタイムモニタリングは，パイロットがコック
ピットで時々刻々エンジン状態を監視することであ

アップロードされる．ただしこの段階では生のデータである．

る．これは航空会社が安全運航の責任において行うこIHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )21This document is provided by JAXA.

株式会社 IHI

巡航時データ

離陸時データACARS

エンジン性能データ収集システム

エンジントレンドモニタリング・故障予知

スを提供する．
② 長期的なトレンドレビュー：設計時のエンジン

IHI は，エンジン性能データをモニター・解析する

性能解析モデルをモニタリングデータと比較すこ と で， お 客 さ ま（ 航 空 会 社 ）に 対 し， プ ロ ア ク

ることによりエンジンの各構成要素レベルで性ティブな整備提案・技術サービスを提供している．

能劣化を検出し，最適な内視鏡検査時期やエン( 1 ) データ収集

ジン取り卸し時期のアドバイス，さらには IHI

先に述べたような方法で飛行中のエンジン性能
データをリアルタイムに収集し，ILIPS へ自動アップロードしている．ILIPS はインターネット回線でアクセス可能で，24 時間いつでもデータをモニターすることができる．
( 2 ) データ解析のデータベースを基に，精度が高く低コストで最適な性能回復整備仕様を提案する．
( 4 ) 自動異常検知
限界超過や急なパラメータの変化をシステムが自動検知し，自動でアラームを通知する．
具体例を一つ紹介しよう．CF34-8E という型式エン収集されたデータを用いて以下のような解析を実ジンの排気温度の半年間ほどのトレンドグラフから施する．生データだけでなく解析結果も ILIPS 上

は，排気温度の時間変化はあまりなく，安定しているでモニターが可能である．

ように見える．ところが実際には夏から秋にかけての① さまざまな運航・環境条件で使用されたエンジトレンドで，外気温度の影響がエンジン排気温度に入ンから得られる性能データを，ある一定の条件

り込んでいる．

に換算し，エンジン性能の変遷をモニターしや

そこで，外気温度で修正計算されたトレンドグラフ

すくする基本的なガスタービンの各種性能修正に切り替えると，両エンジンとも排気温度が徐々に上

計算．
② エンジンの初期設計時に使用した「 エンジン性
能解析モデル 」を使用し，新製時の性能と実際

ITT（ エンジン排気温度 ）計測値は下降気味にモニターされた劣化時の性能を比較し，性能

ITT を外気温度で修正すると上昇傾向を示す

右側
エンジン洗浄劣化度合いや部位の特定．
③ 過去のエンジン性能のトレンドデータから，統右側
エンジン洗浄計的手法により近い将来の性能データを予測することで，近い将来エンジンに不具合が起こる：左側エンジン：右側エンジン

可能性を確率として表現．
( 3 ) トレンドモニタリング① 短期トレンドレビュー：潜在的な問題点を検出

22：排気温度制限値（ 100％陸推力 ）：排気温度制限値（ 90％陸推力 ）IHI は“エンジン洗浄 ”を提案
ITT 値は，大幅に低下

し，航空会社運行整備部門へエンジン性能デー

ITT 値がリミットオーバーする前にライン整備で改善

タが設定した限界を超える前に有効なアドバイ

短期 トレンドモニタリング（ 排気温度 ）：CF34-8E エンジンの事例

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

こんなビジネスが面白い

搬 入
▽
運

航

フィールド
サポート

運航データ

分解・
検査

修

出 荷
▽
編成・
組立・運転

理

運

On wing life*1 長期化

エンジン整備というサービスの提供

運航データ

I-MRO（ 生産管理システム ）CEM（ 民間エンジン整備データベース ）

ILIPS

航

ILIPS

トータル TAT*2 改革 業務の見える化
取り卸し
の最適化

整備
仕様の
最適化

整備データの サルベージ
見える化
データ

運航費
低減
運航データの見える化

次世代開発・
スペア予測へフィードバック

劣化部品の
試験データ

ライフサイクルでの◆ 整備ノウハウの蓄積◆ 運航支援技術の蓄積

整備作業フィードバック（ 性能回復・劣化 ）OEM*3 データ・知見・経験（ 注 ） *1 ：On wing life：エンジンの機体搭載状態における寿命*2 ：TAT：Turn Around Time
*3 ：OEM：Original Equipment Manufacturer

ライフサイクルサポート

昇していることが分かる．特に，右側エンジンの排気入ってきた際には，今までのエンジン整備の経験か

温度は左側に比べ絶対値も高くなっている．このようら，高圧タービンのキーとなる部分のみを修理して，な排気温度傾向を示す場合，今までの蓄積したデータ

排気温度のみを下げる最適な整備仕様を提案し，最適から飛行経路・回数によりエンジン内部に汚れが蓄積で低コストの整備を達成する．

され，そのために性能が悪くなっていることが予想さ

このように工場内でのエンジン整備にとどまらず，れる．このまま放置すると，排気温度のリミット値に運航のサポートまで行うことで，製品のライフサイク

到達してしまい，最悪運航遅延やキャンセルなどの心ルサポートを実践している．

配がある．
そこでお客さまに，エンジン内部を水またはお湯で今後の展開洗浄することを提案し，水洗実施後に右側エンジンの新しい機種では，さらに多くの運航時の性能データ

排気温度を大幅に下げることができた．つまり性能がが収集されるようになる．これら収集されたデータを改善された．

目的に合わせた手法により解析することで，航空機エ

一方，IHI 独自の故障診断により，1 〜 2 週間先のンジンの整備会社として，さらに整備会社という枠を

排気温度の予測，さらには運航制限にもかかわる排気

超えて，より上質な運航サポート案をお客さまに提案

温度のリミット値を超える可能性を示すことができしていく．

る．天気予報の降水確率のようなもので，1 〜 2 週間

また，国内ジェットエンジンメーカーのリーダーと後にリミット値を超える可能性が低ければ，まだまだして，ここで得られたデータを製品ライフサイクル全安心．可能性が高いと判断されたら，ここ 1 〜 2 週

般にわたって最適な状態でご利用いただけるよう，エ間の間に，航空会社でエンジン内部水洗などの整備のンジン設計時に活用していく．

実施を計画することができる．
このように，モニタリングデータを基に，IHI の今

問い合わせ先までの整備経験からのアドバイスや，独自の故障診断

株式会社 IHI

技術により，航空会社で先を見越した積極的な整備を

航空宇宙事業本部 整備事業部 プロジェクト部することで，定時発着に結び付けることができる．

電話（ 042 ）568 - 7418

さらに，排気温度が高いエンジンが IHI へ整備に

URL：www.ihi-aem.com/
IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )23This document is provided by JAXA.

ふと「 滴（ しずく ）ってどこから来た言葉だろう？ 」

うなるでしょう？ 流れ落ちる一筋の水が細くなって，ほと思いました．どこか儚げで清らかな響きのある言葉です

とんど止まる寸前にブーッとブザーのような音がすること

が，動詞の「 垂ず（ しず ）」を語源とする説が有力のよがあります．実はこれが滴のなせる業なのです．よく見るうです．意味は「 たらす・たれさげる 」です．動詞「 しと細くなった水の筋の下の方が滑らかではなく乱れているず 」に「 く 」が付いて名詞「 しずく 」（ しずするもの ）のに気付くと思います．蛇口付近では透明な水が白く濁っが生まれたという訳です．さらに，「 下 」もまた「 しず 」

たようにも見えます．人間の目には「 乱れ 」や「 濁り 」と読み，相通じるところがあります．動詞「 滴る（ したとしか映りませんが実は下の方では水の筋が切れて並んだたる ）」は「 下垂る 」が語源だそうです．また，「 沈く液滴になっています．これらが次々にシンクを打つことに（ しずく ）」を語源とする説もあります．いずれにしてもよってブザーのような音が発生した訳です．蛇口を出た流水などの液体が下に動く様を表した言葉といえそうです．

れが重力に引っ張られてだんだん細くなり，ついに耐え切「 雫 」という字を使うこともありますが，これは万葉時代れずに分裂して液滴になったのです．油や蜂蜜のように以降にできた比較的新しい文字のようです（ 字通・大辞

粘っこい液体の場合は，なかなか分裂せずに細い糸のよう林・大言海・新明解国語辞典ほか ）．

に伸びます．シンクの底板をふつうに叩いたときに出る音の高さ（ 固有振動数 ）と液滴列が叩く振動数が一致する

キッチンの滴と特に大きな音が出ます．

キッチンの蛇口からステンレス製のシンクに流れ落ちる

このように水の筋が切れ切れになる現象は自然の中でも音に耳を傾けたことがありますか？ 蛇口を少し大きめに見ることができます．雨の蓮池で大きな葉っぱが水を溜め

キュッと開いたときは，シンクを叩くトンッという音の後てゆらゆら揺れる光景がよく見られます．水がたくさん溜は意外に静かです．もっともこれは最近の蛇口の場合で，まってくると茎が重さに耐えかねてたわみ，水がジャジャッ

レトロな蛇口はジャージャーとけたたましい音を立てまと池にこぼれ落ちます．この「 ジャジャッ 」の元が滴の行す．さて，先ほどの静かな蛇口を少しずつ絞ってゆくとど列なのです．一粒一粒の滴はなかなか目には留まりません．

滴（しずく）の話
技術開発本部

内田 博幸

ほとばしる水滴（ 写真：内田 博幸 ）24

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

燃焼器内部の燃料の滴（ 写真：伊藤 光紀 ）語れません．外から見ることはできませんが，すごいハイ
捉えられた水滴（ 写真：内田 博幸 ）テクが駆使されています．紙に印字される点は一粒のイン
クの滴です．まず，たくさんの液滴の行列を飛ばしながら水中花と滴静電気を帯びさせます．帯電させることによって一粒一粒1992 年 9 月 12 日，スペースシャトルで宇宙に旅立っのインクの滴を好きな位置に飛ばして印字したり，不要なた毛利衛宇宙飛行士が，シャトルの中で作って見せてくれ

液滴を排除したりすることができます．紙がキッチンのシた「 桜の水中花 」を憶えていらっしゃいますか？ シャンクのように薄い鉄板だったら，多数の液滴に連続的に叩

トル内に浮かぶ直径 5 〜 6 cm の水玉の中に桜の花を浮かかれてブザーのような音が聞こえるはずです．

ばせる，何ともファンタジックで美しい実験でした．滴

もうひとつ，ジェットエンジンなどの燃焼器でも滴が活（ しずく ）と呼ぶにはあまりに大きな水玉でしたし，上下

躍しています．写真はある燃焼器の中の様子を撮影したもの区別が定かでない宇宙空間で「 しずく（ 下に動く ）」のです．リング状の噴射口から高速で噴出した燃料が，スといっても意味がないかもしれませんが，あれもまたひと

カートのような液膜となって広がったのちに細かく分裂しつの滴でした．地上であのように大きな滴を作ることはでて，無数の液滴になって飛散している様子が超高速シャッ

きないと思いますが，小さな水中花を作ることはできま

ターで捉えられています．高い燃焼効率を達成するためにす．

は燃料の液滴の大きさが小さく均一であることが必要で雨の中でピンと立った雄蕊の先に雨粒を載せた小さな花

す．細かく均一な「 滴 」を得るために，燃料の供給方法を見つけたことがあります．1 cm ほどの小さな花の雄蕊などにさまざまな工夫を重ねています．将来，燃焼器の中3 本を滴が取り囲んで写真のように面白い形になっていま

で燃料の液滴の大きさや分布をインクジェットプリンターした．水玉の重さを表面張力（ 水玉の表面積をできるだのように制御して，燃焼の様子を変化させることができる

け小さくしようとする力 ）で支え，雄蕊が倒されまいとようになるかもしれませんね．

堪えた結果こんな形になったと思われます．球形ではありませんが，これもまた滴に違いありません．
工業製品のなかの滴以上のように日常生活のあちこちで滴に出会いますが，さまざまな工業製品のなかでも滴（ しずく ）が活躍しています．たとえばインクジェットプリンターは滴を抜きにIHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )25This document is provided by JAXA.

高速ティルティングパッドジャーナル軸受の熱流体潤滑特性
Thermohydrodynamic Lubrication Characteristics of High-Speed Tilting Pad Journal Bearings
尾

形

秀

樹

技術開発本部基盤技術研究所機械要素研究部

課長

山

根

正

明

技術開発本部基盤技術研究所機械要素研究部

主任研究員

茂

木

克

敏

技術開発本部基盤技術研究所機械要素研究部

Ph.D

ティルティングパッドジャーナル軸受は，高速での振動安定性に優れるという長所があり，ターボ圧縮機などの高速回転機械に広く用いられる．しかし高速潤滑下では軸受温度が上昇し焼付きの危険が高まるため，軸受温度を精度良く予測する必要がある．本稿では，軸周速 94 m/s までの高速潤滑下における軸受温度を実測するとともに，熱流体潤滑 ( THL ) 解析の軸受温度予測精度の検証を行った．THL 解析で重要になる軸受パッド間の潤滑油の混合に関しては，混合率がパッド入口と出口の流量比で決まるという新たな混合モデルを導入し，その妥当性を明らかにした．
Tilting pad journal bearings are widely used for high-speed rotating machinery because they offer high vibration stability.
A high rotational speed causes the bearing temperature to increase, which gives rise to serious concerns about seizure problems.
Given this, the ability to precisely predict the bearing temperature is important. This report describes the experimental results formeasurements of the bearing temperature at sliding speeds of up to 94 m/s. After that, the experimental results are compared tothe simulation results obtained using the thermohydrodynamic lubrication ( THL ) method. In the THL simulation, a new mixing
model in which the mixing ratio depends on the oil flow ratio between the pad inlet and outlet is introduced. Based on thecomparison with the experimental results, the authors confirm that the present mixing model is reasonable and that it improves
the accuracy with which the bearing temperature can be predicted.

1. 緒

言

(a)

FL（ 油浴型 ）軸受
軸

ティルティングパッドジャーナル（ 以下，ティルティ
ングパッド ）軸受は，高速での振動安定性が高いという

油特長があり，ターボ圧縮機などの高速回転機械に広く用い
回 転られる．このような高速軸受の設計においては，油膜厚さ

荷 重

や軸受温度などの静特性と，剛性や減衰などの動特性を精パッド

度良く見積もることが重要である．本稿では，この静特性のうち特に軸受温度に関して報告する．
ティルティングパッド軸受には，従来広く使われてきた
油浴潤滑 ( Flood Lubrication：FL ) 軸受に対し，近年は指向潤滑 ( Directed Lubrication：DL ) 軸受 ( 1 ) が使われるこ

ハウジング
(b)

DL（ 指向型 ）軸受

ノズルとがある．第 1 図にティルティングパッド軸受の模式図を示す．FL 軸受はケーシングの両側に取り付けたサイド
シールによってケーシング内の潤滑油をある程度保持しつ
つ，軸受面に潤滑油を供給するものである．ケーシング内の潤滑油は軸の高速回転によって攪拌されるので，機械損失が大きくなることと，それに伴い軸受温度が上昇すると

第 1 図 ティルティングパッド軸受の模式図
Fig. 1 Schematics of tilting pad bearing

いう短所がある．一方の DL 軸受は，サイドシールを設けずに潤滑油をパッド間に配置した給油ノズルから軸受面度も下げられる一方，適切な潤滑油の供給が重要となる．

近傍に供給される．FL 軸受のような攪拌損失が少なく温

一般に軸受の材料にはすず系ホワイトメタルやアルミニ

26

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

ウム−すず合金などの軟質合金が用いられる．これらの材

P ：油膜圧力料は柔らかくて耐焼付き性に優れる一方，高温になると機r ：パッドの半径方向座標

械強度が大きく低下し塑性流動してしまう欠点がある．例

T ：油膜温度（ 潤滑油温度 ）えばすず系ホワイトメタルの場合，実用的な軸受の最高許TB ：パッド温度

容温度は 120℃程度とされる．高速回転機械の軸受内部で

U ：軸周速は，軸の回転によって油膜がせん断発熱し温度が上昇する

u ：x 方向の潤滑油の速度ので，軸受の温度を精度良く予測して許容温度以下に抑え

v ：y 方向の潤滑油の速度ることが極めて重要である．

w ：z 方向の潤滑油の速度
x ：回転方向の座標

軸受温度は熱流体潤滑 ( Thermohydrodynamic Lubrication：THL ) 解析 ( 2 )，( 3 ) による予測が可能であり，設計への適

y ：油膜厚さ方向の座標用も進んでいる．THL 解析は油膜の発熱や周囲への放熱

z ：軸受幅方向の座標などから軸受温度を予測するものであるが，軸受内部の流k ：潤滑油の比熱れが複雑であるため高度なモデル化を必要とする．特に

l ：潤滑油の熱伝導率

FL 軸受の場合，前のパッドから排出された高温の油の一q ：円周方向の座標部が次のパッドに流入するとともに，攪拌によって温めら

m ：潤滑油の粘度れた周囲の油を巻き込む．したがって，これらの油がいか

r ：潤滑油の密度に混合するかを適切にモデル化することが軸受温度予測精3. 試 験 方 法

度を向上させるための重要な課題であるが，今のところ確

第 2 図に高速ジャーナル軸受試験装置を示す．この固たるモデルは確立されていない．
本稿では FL および DL 軸受について，高速軸受試験

試 験 装 置 は 直 径 f 100 mm の 試 験 軸 を 最 高 回 転 数装置によってパッド温度を計測し，THL 解析による予測

25 000 min-1 まで回転させることができる．試験軸は二つ

結果と比較することで現状の予測精度を確認した．さらにの支持軸受で支承され，その中間に試験軸受を配置していFL 軸受については新たな混合モデルを導入することにる．試験軸受には下方から負荷シリンダによって静荷重をよって，軸受温度予測精度の向上を実現した．

掛けるとともに，2 軸の油圧加振機によって動荷重を付加

2. 記することもできる．なお本研究では軸受の静特性に注目す

号るため，動荷重を付加した試験は実施していない．

本稿で使用する記号を以下に示す．

軸受は 5 パッドのティルティングパッド軸受を用いた．

h ：油膜厚さ

試験軸受諸元を第 1 表に示す．軸受は予圧係数 m と隙間

N ：軸の回転数

比 y が異なる 2 種類を用いた．軸受型番 M00P30 は予
試験軸

試験軸受

増速機

160 kW モータ

3 200
油圧加振機（ 本稿では使用しない ）

100

920

1 020

2 100

負荷シリンダ

支持軸受

第 2 図 高速ジャーナル軸受試験装置（ 単位：mm ）Fig. 2 High-speed journal bearing test rig ( unit : mm )IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )27This document is provided by JAXA.

第 1 表 軸受諸元
Table 1 Bearing dimensions
諸元

軸 受 型 番

項

目

記
−

号

単

−

位

M00P30

M03P20

軸

径

D

mm

99.98999.989パ ッ ド 幅

L

mm

50

50

組立半径隙間

Cb

mm

0.148

0.099

加工半径隙間Cpmm

0.148 50.142

予 圧 係 数m ( = 1 - Cb /Cp)

−

0.003

0.303

隙

y ( = 2Cb /D )−0.002 960.001 98

間

比

熱電対

第 3 図 熱電対を取り付けた軸受パッド
Fig. 3 Bearing pad equipped with thermocouples

で油膜特性への影響を排除した．計測位置は，軸受幅の中圧係数 m = 0.003，隙間比 y = 0.002 96 であり，軸受型

央で円周方向に 9 点とした．軸受 1 個当たりこのような

番 M03P20 は m = 0.303，y = 0.001 98 である．なお軸

パッドを 5 個用意し，合計 45 点の温度を計測した．
DL 軸受に使用した給油ノズルを第 4 図に示す．これ

受型番の M と P の後の数字は，それぞれ m と y の丸めた値を表す．

は 1 パッド当たり 15 個の穴 ( f 1.6 mm ) から潤滑油を供

本研究では，軸受特性としてパッド表面温度を詳細に計給するもので，可能な限り直接潤滑として冷たい給油が軸測した．熱電対を取り付けた軸受パッドを第 3 図に示す．

受面に供給されることを狙ったものである．このノズルを

熱電対は軸受面の穴 ( f 1.6 mm ) に K 型熱電対を接点の取り付けた DL 軸受を第 5 図に示す．

反対側から通し，接点が軸受面と一致する位置でエポキシ

軸の回転数は N = 15 000 min-1（ 軸周速 U = 79 m/s ）樹脂によって固定した．固定された接点が軸受面よりもおよび N = 18 000 min-1 ( U = 94 m/s ) とした．潤滑油は10 mm 以上凸になっている場合はグラインダで削ること

ダフニースーパータービン油 ( VG32 ) を用い，給油温度
A-A
46

2.5

1.5

1.5

2.5

A
5

Fig. 4A

15 - f 1.6 ピッチ 5

第 4 図 DL 軸受用給油ノズル（ 単位：mm ）Oil feed nozzle for directed lubrication bearing ( unit : mm )

q
荷重方向

パッド

Fig. 5

28

パッド

ノズル

第 5 図 ノズルを取り付けた DL 軸受
Directed lubrication bearing equipped with nozzle

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

m = m0 e − b (T −T0 )……………………………… ( 8 )は 58 ± 2℃とした．給油量は軸受型番 M00P30 に対しては 78 l /min，M03P20 に対しては 61 l /min をそれぞれ供

4. 2 混合モデル

給した．

油膜のエネルギー方程式の ( 5 ) 式に対しては，境界条

4. THL 解析

件としてパッド入口の潤滑油温度（ 混合温度 ）を与える
必要がある．第 6 図にパッド入口における潤滑油の混合

4. 1 基 礎 式を示す．図に示すように，あるパッド B の入口から軸受

THL 解析は，油膜のレイノルズ方程式とエネルギー方面に流入する潤滑油の温度 T 1 は，前のパッド A から排程式，およびパッドの熱伝導方程式などを連立して収束計出された高温 ( T 2 ) の油の一部と，周囲から巻き込まれる算する

低温 ( Tm ) の油が混合した温度となる．このとき，前の．

( 2 )，( 3 )まず，油膜の圧力分布は ( 1 ) 式のレイノルズ方程式に

パッド A から排出された潤滑油量 Q2 のうち，ある割合

よって求める．境界条件はパッドの外周で圧力 P = 0 とc だけが次のパッド B に持ち越されるものとする．このする．

c を混合率と呼ぶ．
∂  ∂P  ∂  ∂P ∂g…………… ( 1 ) =Uf + f∂x  ∂x  ∂z  ∂z ∂xy y k −10を用いてそれぞれm( k = 1, 2, 3 ) ……… ( 2 )dy{ϕ2 ( h)}2

f = ϕ3 ( h) −ϕ1 ( h)いるため，周囲から巻き込まれる油の温度 Tm は軸受の発熱によって給油温度 Tin よりも高くなっている．軸受全体

ここで f と g は粘度の関数
ϕk ( y ) = ∫FL 軸受の場合，軸受のケース内で潤滑油が攪拌されて……………………… ( 3 )の発熱量を E とすると，Tm は軸受全体のエネルギー収支
から，

E = rk Qin (Tm − Tin ) ……………………… ( 9 )から求まる．このとき混合温度 T1 は，

T1 = { cT2 Q2 + Tm ( Q1 − cQ2 )} / Q1 ………… ( 10 )ϕ 2 ( h)……………………………… ( 4 )
ϕ1 ( h)となる．なお DL 軸受の場合は，外部からの冷たい給油で定義される．油膜とパッドの温度分布は，それぞれ ( 5 )一般に混合率 c は 0.7 〜 0.8 程度といわれており，定式のエネルギー方程式と ( 6 ) 式の熱伝導方程式によって数として扱われることが多い ( 4 )．しかし当該パッド B の求める．

入口の油量と，前のパッド A の出口の油量の大小関係に

g = h−

応じて，c の値は変化するものと考えられる．例えば，

 ∂T
∂T
∂T 
rk  u
+v
+w
∂y
∂z 
 ∂x

パッド B 入口の隙間がパッド A 出口の隙間よりも小さ ∂u  ∂v  ∂ 2T+ m   +    …………… ( 5 )2∂y ∂y  ∂y  222∂ TB 1 ∂TB 1 ∂ TB ∂ TB+++
= 0 ……… ( 6 )∂r 2 r ∂r r 2 ∂q 2
∂z 2
2

T in が直接軸受面に入るため，Tm = T in とする．

2=l境界条件としては，油膜とパッドの界面では温度と熱流く，よってパッド B 入口の油量 Q1 がパッド A 出口の油量 Q2 よりも少なければ c は小さくなるし，逆に Q2 の方が少なければ c は大きくなり 1 に近づくと予想される．そこで油量比 Q1/2 = Q1/Q2 を定義し，Q1/2 が大きくなるにつれて c が大きくなり 1 に近づく関数

束が連続とする．それ以外のパッド表面では放熱量が表面温度と雰囲気温度との差に比例するニュートンの冷却の法
油
温

量 Q2 c度 T2 1−cおける面積分はしゅう動面全体とする．
∂T∫∫ l ∂y dS = 0 ……………………………… ( 7 )潤滑油の粘度の温度依存性については，( 8 ) 式の指数関数で定義した．ここで m 0 は温度 T 0 における粘度であり，b は潤滑油で決まる定数である．

パッド A

油
温
周囲から巻込 *2

によって軸と油膜の熱収支がゼロとする．なお ( 7 ) 式に周囲へ排出 *1

則による熱伝達を与える．油膜と軸の界面では，( 7 ) 式

軸
量 Q1
度 T1

パッド B

（ 注 ） *1：油量 (1−c)Q2，温度 T2*2：油量 Q1−cQ2，温度 Tm

第 6 図 パッド入口における潤滑油の混合
Fig. 6 Mixing of oil at pad inlet

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )29This document is provided by JAXA.

c = 1 − (1 − c0 ) 1/ 2 …………………………… ( 11 )Qを定義した．ここでパラメータ c0 は Q1/2 = 1 のときの混140合率である．油量比 Q1/2 と混合比 c の関係を第 7 図に
c0 = 0.8 とした．

5. 結果および考察

パッド 1
軸受温度 T（ ℃ ）示す．本稿では試験結果との合わせ込みの結果から

まず軸受型番 M00P30 と M03P20 を DL 軸受として使用した場合について，回転数 N = 18 000 min-1 ( U =( LOP ) である．荷重を担うパッド 1 で温度が最も高くなっており，給油温度に対して 50 〜 60℃の温度上昇が

120

100
パッド 2

140

軸受温度 T（ ℃ ）に 10℃程度の誤差がみられた．なお本図には，4. 2 節で

1890

：18 000 min−1：94 m/s：1.63 MPa(b)

次に軸受型番 M00P30 を FL 軸受として使用した場合

ド 1 の温度において，実測値と本解析による計算値の間−54（注） 条 件
・ 回転数
・ 軸周速
・面 圧

り，最高温度の予測誤差は 5 ℃程度である．

1.61 MPa のときの軸受温度を第 9 図に示す．負荷パッ

パッド 4

パッド 5

162

234

円周方向位置 q（ 度 ）みられる．実測値と本解析による計算値は良く一致しておについて，回転数 N = 15 000 min-1 ( U = 79 m/s )，面圧

パッド 3

80

60
−126

94 m/s ) のときの軸受温度を第 8 図に示す．荷重方向は
パッド 1 の中央 ( q = -90°) に作用させた Load on Pad

軸受 M00P30

(a)

：実測値
：計算値（ 本解析 ）120・ 給油温度 ：60.0℃
・ 給油量 ：78 l /min
・ 荷重方向 ：−90°( LOP )軸受 M03P20：実測値：計算値（ 本解析 ）

パッド 1

パッド 2

100

パッド 4

パッド 3

80

パッド 5

述べた混合モデルの妥当性を確認するため，本解析による軸受隙間の計算値と，混合率を c = 0.8 で一定とした従来

60
−126

−54

解析の結果を合わせて示す．またこのときの各パッド間の流量比と混合率（ 解析結果 ）を第 2 表に示す．最も温度が高くなる負荷パッド 1 についてみると，本解析では従(a)

隙間の大小と油量の関係

18

90

162

234

円周方向位置 q（ 度 ）（注） 条 件
・ 回転数
・ 軸周速
・面 圧

Fig. 8：18 000 min−1：94 m/s：1.53 MPa

・ 給油温度 ：62.1℃
・ 給油量 ：61 l /min
・ 荷重方向 ：−90°( LOP )第 8 図 DL 軸受の軸受温度
Bearing temperature of directed lubrication bearings

軸
軸

Q1

Q2

来解析よりもパッド入口温度が低下し，実測値とも良く一

Q2

パッド A

パッド B

Q1

パッド A

Q1/2 < 1

パッド B
Q1/2 > 1(b)

油量比と混合率の関係

0.9

0.6

較すると流量比が Q1/2 = 0.465 < 1，すなわち前のパッド
5 から排出される油量 Q2 がパッド 1 から流入する油量

0.99

混合率 c

0.8
0.6
0.4

Q1 よりもかなり多いために 80％も持ち越されることはな

0.4

く，混合率は小さくなる．実際に本解析では c = 0.527 と見積もっている．一方パッド 2 の入口についてみると，

c0 = 0.2

Q1/2 = 3.92 > 1 であり，前のパッド 1 から排出された油の

0.2
0.0

熱量のほとんどが次のパッドに持ち越される ( c = 0.998 )．
012

油量比 Q1/2

Fig. 730ら排出される油の熱量の 80％ ( c = 0.8 ) が次のパッド 1に持ち越される．しかし，本解析による油量の計算値を比

1.0
0.8

致するようになっている．従来解析では前のパッド 5 か

第 7 図 油量比 Q1/2 と混合率 c の関係
Relationship between flow ratio Q1/2 and mixing ratio c

このように，c をパッド入口と出口の流量比 Q1/2 の関数とした本解析モデルは，幅広い流量比 Q1/2 に対して妥
当な結果を表現できることが確認された．またこの結果とIHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

軸受隙間 h ( mm )(a)

今後確認する予定である．そのほかにも，パッド出口にお軸受隙間：計算値（ 本解析 ）0.3

ける熱伝達や，油膜圧力が急速に解放されることによる断熱膨張の影響などが考えられ，今後解明する必要がある．

6. 結
0.0
−126

−54

18

90

162

234

円周方向位置 q（ 度 ）(b)と比較した．THL による軸受温度の予測精度は 5 〜 10℃程度であった．また油浴潤滑軸受の温度予測で重要な混合率について，あるパッド入口の流量と前のパッド出口の流軸受温度 T（ ℃ ）パッド 1

量の比で混合率が決まる新たなモデルを導入した．本モデ

120

ルを用いることで，混合率を一定とした従来解析に対して軸受最高温度の予測精度は 8℃改善した．本解析技術を活

100
パッド 2

80

パッド 5
パッド 3

60
−126

パッド 4

18

（注） 条 件・ 回転数 ：15 000 min−1
・ 軸周速 ：79 m/s
・ 面 圧 ：1.61 MPa
・ 給油温度 ：58.7℃

90

162

234

く．
差をさらに小さくするための改善をしていくとともに，本稿では述べなかった動特性（ 油膜のばね・減衰 ）につい

・ 給油量 ：78 l /min
・ 荷重方向 ：−90°( LOP )・ *1：( 11 ) 式を用いて解析
・ *2：c0 = 0.8 一定として解析ても予測精度を確認し，回転機械の安定な運用を実現していく．

第 9 図 FL 軸受 M00P30 の軸受温度
Bearing temperature of flood lubrication bearing M00P30

パッド間の番号
流量比 Q1/2
THL（ 本解析 ）THL（ 従来解析 ）参 考 文 献( 1 ) 川 池 和 彦，花 橋

第 2 表 各パッド間の流量比と混合率（ 解析結果 ）Table 2 Flow rate ratio and mixing ratio between pads

混合率 c

用し，今後高速回転機械の小型化，高効率化を目指していなお解析技術に関しては，本稿で確認された温度予測誤−54

円周方向位置 q（ 度 ）Fig. 9

本稿では，軸周速 94 m/s までの高速ティルティング
パッド軸受について軸受温度を計測し，THL 解析の結果

軸受温度

：実測値
：計算値（ 本解析 *1 ）：計算値（ 従来解析 *2 ）140

言実，日 下 雅 博，上 里 元 久，Sergei Glavatskih：ターボ機械用ティルティングパッ

5と1

1と2

2と3

3と4

4と5

0.465

3.92

1.97

0.852

0.502

0.527

0.998

0.958

0.746

0.554

0.8

ドジャーナル軸受技術の検証と進展

ガスタービ

ン定期講演会講演論文集 第 38 巻 2010 年 10 月
pp. 225 − 230( 2 ) 畠中清史，田中正人：油膜の逆流を考慮したすべ

して，軸受最高温度の予測精度も 8 ℃改善した．
以上の結果から，軸受温度は高い精度で予測できている

り軸受の熱流体潤滑解析法
予稿集 1994 年 10 月

トライボロジー会議

pp. 81 − 84といえるが，THL 解析の方が実測値よりも 5 〜 10℃程度( 3 ) C. Bouchoule，M. Fillon and D. Nicolas :高く見積もる傾向にあることが分かった．この原因の一つ

Experimental Study of Thermal Effects in Tilting-Pad

として，軸受の熱変形の影響が考えられる．パッドの表面

Journal Bearings at High Operating Speeds

Journal

温度が上昇すると，背面との温度差によってパッドが開く

of Tribology Vol. 118 Issue 3 ( 1996. 7 )pp. 532

方向に熱変形する．また，軸受のケース自体も潤滑油の温− 538

度上昇に伴い熱膨張する．以上から軸受隙間が拡大し，発( 4 ) M. Tanaka : Recent Thermohydrodynamic Analyses

熱が抑えられていると推測できる．本解析ではパッドの熱and Designs of Thick-Film Bearings

変形はパッド表面の平均温度に基づいて考慮してはいる

Engineering Tribology Vol. 214 No. 1 ( 2000. 1 )が，その精度が不十分な可能性がある．この点に関しては

pp. 107 − 122

Journal of

運転中の軸受隙間を正しく計測すれば明らかになるので，

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )31This document is provided by JAXA.

インレット・フィンによる遠心圧縮機の作動域拡大
Enhancement of Centrifugal Compressor Operating Range by Use of Inlet Fins
玉

木

秀

明

技術開発本部

大内田

聡

技術開発本部総合開発センター原動機技術開発部

海

野

大

技術開発本部基盤技術研究所解析技術研究部

田

中

太

航空宇宙事業本部技術開発センター要素技術部

山

口

諭

株式会社 IHI ターボ

隆

技監

博士（ 工学 ） 技術士（ 機械部門 ）理事

生産設計開発部

主査
部長

過給機用圧縮機の作動点はエンジン加速時には，圧縮機のサージ状態に近づく傾向にある．また，エンジンの最大出力時には，それに見合う大流量が求められている．つまり，過給機用遠心圧縮機にはインペラの低速回転数域
でサージ流量を低減し，高速回転数域ではチョーク流量の維持もしくは増大が求められている．このうち，インペラのチョーク流量の確保は比較的容易である．このため，低速回転数域でのサージ流量の低減化技術が過給機性能の差別化には重要になる．過給機用圧縮機の場合，低速回転数域で入口再循環流を発生しやすい．この入口再循環
流は流量の減少に伴い吸込み配管内上流に向けて発達する．本稿では，まず，一次元モデルによって入口再循環流が圧縮機の安定運転を妨げる要因になる可能性を示した．次に，流れの可視化技術を用いて供試圧縮機（ 過給機用
圧縮機 ）の低速回転数域で入口再循環流が発生していることを明らかにした．さらに，入口再循環流の発達を抑制するため，小型のフィンをインペラ上流へ設置した．この結果，供試圧縮機の高速回転数域における特性を維持したまま，低速回転数域のサージ流量を低減することに成功した．
The operational points of a turbocharger compressor have a strong tendency to approach its surge conditions ( stability
limit ) during an engine’s acceleration period, particularly under low-engine speed conditions. Hence there are expectations fora method for shifting the stability limit on a compressor low-speed line toward a lower flow rate. Inlet recirculation is often
observed in a centrifugal compressor with a vaneless diffuser near a surge and under low compressor-speed conditions. The
reverse flow caused by the inlet recirculation grows in a compressor-inlet pipe in the upstream direction. Firstly, this paper
discusses the effect of inlet recirculation on compressor characteristics by considering a 1-D model and the potential that thegrowth of inlet recirculation has shown for destabilizing compressor operations. Secondly, the flow in a compressor-inlet pipe ofa turbocharger was shown using visualization technologies, namely, oil flow and PIV ( Particle Image Velocimetry ), confirming
the existence of inlet recirculation in the tested compressor. Furthermore, the effect of small fins mounted in a compressor-inlet
pipe on inlet recirculation and compressor characteristics under low-speed conditions was investigated. Small fins are called
inlet fins in this paper. According to test results, inlet fins showed great promise in shifting the compressor stability limit towarda low flow rate during inlet recirculation.

1. 緒

言

り，過給機用遠心圧縮機にはインペラの低速回転数域でサージ流量を低減し，高速回転数域ではチョーク流量の維

ターボ圧縮機は限られた流量範囲内でのみ運転が可能で持もしくは増大が求められている．このうち，インペラのある．圧縮機が一定回転数で運転されているとする．圧縮

チョーク流量を確保する設計は比較的容易である．このた機の構成要素であるインペラまたはディフューザ内の流速

め，低速回転数域でのサージ流量低減化技術が過給機性能が音速（ チョーク ）に達するとき，その流量が運転可能の差別化には重要になる．

な最大流量になる．一方，運転可能な最小流量は，旋回失過給機に用いられるような，羽根なしディフューザを有速もしくはサージ（ 異音を伴う激しい振動現象 ）が発生する遠心圧縮機は，サージ近傍で入口再循環流が発生しやする流量となる．

すい．ここで，入口再循環流とは，第 1 図に示すように過給機を搭載したダウンサイジングエンジンは乗用車の燃費を著しく改善させる

インペラ入口から上流に放出された流体が，圧縮機入口に．これらの過給機に用いられ取り付けられた吸込み配管内をインペラへ流入してくる流る遠心圧縮機の作動点は，エンジン加速時には，圧縮機のれと合流し再びインペラに戻ってくる現象を指す ( 2 )．遠

サージ域に近づく傾向にある．一方で，エンジンの最大出心圧縮機に発生する入口再循環流に関する実験的研究は少力時には，それに見合う大流量が求められている．つまないが，圧縮機を設計する際に行う CFD ( Computational

32

(1)

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

圧縮機出口吸込み配管

再循環流領域

Mu：周速マッハ数 ( = u2/(g RgT0)0.5 )g ：比熱比N ：回転数 ( rpm )P ：静圧 ( Pa )圧縮機入口

Rg ：気体定数 ( J/kg/K )r ：半径 ( m )
有効領域

インペラ

第 1 図 入口再循環流発生時の子午面流線 ( 2 )Fig.1 Meridional stream line of inlet recirculation ( 2 )T0 ：全温または圧縮機入口全温 ( K )u2 ：周速 ( = 2pr2N/60 ) ( m/s )z ：軸方向位置 ( m )h ：圧縮機効率

Fluid Dynamics ) を用いたインペラ翼 1 ピッチの定常解

p ：圧縮機圧力比 ( Total to Total ) または円周率

析結果に（ 現実に存在するかどうかは別として ）入口再r ：（ 静 ）密度 ( kg/m3 )循環流の発生を目にすることは少なくない ( 3 )．Harley ら

R ：翼端部の半径 ( m )は同様の方法に基づく解析を複数の過給機用圧縮機インペ

c ：翼端隙間 ( m )ラに適用し，入口再循環流による逆流部の面積と運転条件

Ca ：翼端隙間部の軸方向流速 ( m/s )の関係を導出しFw ：翼端隙間部の流体がケーシング壁面から受ける力，Qui らの入口再循環流に関する損失(4)

予測モデルの改善を提唱している．実験的には，(5)Andersen らが，圧縮機の吸込み配管のさまざまな管軸方
向位置に熱電対を配置し過給機用圧縮機インペラで発生する（ 逆流 ）入口再循環流の発達を計測している ( 6 )．

( N/m2 )Ft ：翼端隙間部の流体が翼側にある翼端近傍の流体から受ける力 ( N/m2 )k1 ：係数（ 粘性係数に相当 ）( Pa·s )後述するように，この入口再循環流の発生は，圧縮機特Cz ：翼側にある翼端近傍の流体の軸方向流速 ( m/s )性（ 圧力比と流量の関係：P-Q カーブ ）に正の勾配をもE ：インペラ翼から流体に伝達される仕事 ( J/kg/s )たらす可能性がある．圧縮機特性が正の勾配をもつ領域で

u ：翼端部の周速 ( = 2pRN/60 ) ( m/s )は，通常，圧縮機はサージを引き起こしやすく接続配管のw ：角速度 ( = 2pN/60 ) ( rad/s )流動抵抗と圧縮機特性の勾配がある条件を満足する場合に

bb1 ：インペラ翼端部羽根角度（ 度 ）のみ，サージを回避した運転が可能である．このため，入k2 ：比例係数（ − ）口再循環流の発生および発達を抑制することがサージ流量

DEf：インペラを通過する流体のもつ角運動量低減につながることが期待される．

( kg·m/s2 )本研究では，小型のフィン（ 以降，インレット・フィ

h ：比エンタルピー ( J/kg )ンと呼ぶ ）を圧縮機吸込み配管へ設置し，入口再循環流

添え字の成長を抑制することを試みた．この結果，高速回転数域

1 ：インペラ前縁

での圧縮機性能を変化させることなく，サージ流量を減少

2 ：インペラ出口

させることに成功した．本稿では，文献 ( 7 ) に最新の

b ：逆流

データを追加し報告する．

3. 一次元 ( 1-D ) モデルによる入口再循環流に
関する考察

2. 記

号

入口再循環流の発生条件を考える．第 2 図にインペラ

本稿で使用する記号を以下に示す .

翼端近傍およびインペラ翼端隙間部の流れの模式図を示

Cp ：定圧比熱 ( J/kg/K )す．この部分の軸方向の運動量のバランスを考える．Fw，

Cu ：周方向速度 ( m/s )Ft をそれぞれ流体がケーシング壁面と翼端部の流体から

Cz ：軸方向速度 ( m/s )受ける単位面積当たりの力とすると，運動量保存則から以m ：圧縮機流量 ( kg/s )下の式が導かれる．

md ：基準流量 ( kg/s )IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )33This document is provided by JAXA.

F = k2 ∆Pp − s ………………………………… ( 8 )

ケーシング
Fw
c

Ca

P+

P

∂P
∆z
∂z

Cz =

Ft

Cz
R

∆z
翼前縁

よって，

インペラ翼端近傍第 2 図 インペラ翼端近傍およびインペラ翼端隙間部の流れ
Fig. 2 Schematic of flow near and between impeller tips

u − k2 ∆Pp − stan bb1…………………………… ( 9 )( 5 ) 式と ( 9 ) 式から流量，すなわち軸方向速度 Cz が減少し，インペラ翼負荷（ インシデンス角 ）がある値を超えると，インペラ翼自身の作り出す逆圧力勾配によって入口再循環流が発生する．また，( 4 ) 式から，インペラ
翼前縁に剥離が発生する Cz = 0 の状態でも入口再循環流∂( 2p Rc rCa2 ) ∆z∂z
= ( Ft − Fw ) 2p R∆z −が発生する．
第 3 図に入口再循環流を伴うインペラ周辺の流れの模∂P∆z 2p Rc …………… ( 1 )∂z

式図 ( 7 ) を示す．図の位置 1 - 2 の間の角運動量差 DL1-2
は，以下のように表される．

ここで ( Ft − Fw ) は，インペラ翼端部近傍の流体がもつ∆L1− 2 = mr 2C u 2 −軸方向速度成分 Cz と壁面上の速度（ 壁面は滑りなしの条

 r0rC ( 2p rrC ) dr + r1s rC ( 2p rr )dr  … ( 10 )
Cz 
u
z
∫r0 u
 ∫r1h

件から速度は 0 となる ）との差（ 速度勾配 ）に比例すると考えられる．そこで，

ここで r0 は，軸方向速度が 0 となる半径位置を示す．

Cz= Ft − Fw ……………………………… ( 2 )c

インペラによって流体に単位時間当たりに供給される仕事

とおく．インペラ翼端部の半径 R が軸方向に変化が小さW = w∆L1− 2 = mu2Cu 2 − ∆E f + ∆Eb …… ( 11 )

k1

W は，

いと仮定すると，r)∆E f = ∫ uCu ( 2p rrC z ) dr ……………… ( 11a )
r0

r1h

C
∂P
∂C a 2= k1 2z −……………………… ( 3 )c∂z∂z∆Eb = ∫ uCu ( 2p rr ( −C z )) dr ………… ( 11b )r
r1 sとなる．インペラ翼端隙間部に逆流が発生する条件は，力のバランスから，(

0

w はインペラの角速度，u は半径 r と w の積である．
DEb はインペラからインペラ上流へ流出する流体に与えらC z ∂P−……………………………… ( 4 )c 2 ∂z

れた仕事であり， mu2Cu 2 − ∆E f はインペラ出口から流が成立する場合であり，発生のクライテリア（ 判断基準 ）出する流体に与えられる仕事である．-DE f はインペラ入は，口に回転と同方向の旋回（ 正の予旋回 ）が誘起されてい0 > k1)C z ∂P= 0 ……………………………… ( 5 )−c 2 ∂z2

k1(となる．インペラ翼前縁を考えたとき，インペラ翼端部の0

オイラー式（ 単位時間 · 単位質量当たり流体にインペラ

1mb

量流量当たりの流体に作用する力 F は，
F=∆E
= Cu = u − C z tan bb1 ……………… ( 7 )wR

この F はインペラ翼端部の負荷（ 正圧面と負圧面の圧力差 ）に比例する．インペラ翼前縁近傍のインペラ翼負荷を DPp-s とおくと，
34

r0
r1h

角速度を w とするとインペラ翼端部を通過する単位質m + mbm
r1s∆E = uCu …………………………………… ( 6 )r2翼から伝達される仕事 ）は，入口予旋回を 0 とすると，（ 注 ） r1s：インペラ入口シュラウド半径
r0 ：軸方向速度が 0 となる位置
r1h：インペラハブ半径
r2 ：インペラ半径

第 3 図 入口再循環流を伴うインペラ周辺の流れ ( 7 )Fig.3 Schematic of flow in impeller with inlet recirculation ( 7 )IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

ることに起因する．角運動量保存則を位置 0 - 1 間に適用

本稿では入口再循環流の成長を抑制するために，インする（ 検査体積は配管壁に沿ってとり，ボス部の影響はレット・フィンを吸込み配管へ設置した．結果を以下に報無視する ）と以下の式が得られる．

告する．

∆Eb = ∆E f + w r1s ( − Fq )( Fq < 0) ……… ( 12 )4. 供試圧縮機の特性

ここで Fq は，位置 0 - 1 間の吸込み配管の壁面から流体が受けるせん断応力の総和を示す．( 12 ) 式はインペラ

本稿で扱う過給機用遠心圧縮機インペラの主要寸法を第上流へ流出した流体が，摩擦力を介してインペラへ流入す

1 表に示す．インペラの出口半径 r2 は 25.5 mm，羽根枚る流体に角運動量を伝達する（ 正の予旋回を誘起する ）数は 12 枚（ 長羽根 6 枚 + 短羽根 6 枚 ）である．
第 4 図に圧縮機特性を示す．サージの発生は圧縮機入ことを示している．
次に位置 0 - 2 間の全エンタルピー上昇を考える．理想

口に設置した高応答圧力センサの信号と異音の有無によっ

気体のエンタルピーは定圧比熱と絶対温度の積で与えられて判断した．本研究の目的は周速マッハ数（ 回転数に相る．インペラ上流に流出する流体のもつエンタルピー

当 ）Mu = 0.82 と 1.01 におけるサージ流量を，Mu = 1.50

C pT0b を，次のように仮定する．

における最大流量を低下させることなく減少させることで()

C pT0 b = C pT01 + b u2Cu 2 − ∆E f / m ……… ( 13 )ある．第 5 図に Mu = 0.82，1.01 におけるインペラ前縁( 13 ) 式では，インペラ上流へ流出する流体がインペラ近傍およびインペラ後縁近傍における静圧特性を示す．図内で得る仕事をインペラから流出する流体が得る全エンタ

中の L は長羽根の高さを示す．第 5 図のデータには第 4ルピー（ 右辺第 2 項の括弧内 ）の b 倍と仮定している．

図に示すサージ流量よりも小流量のデータも含まれてい位置 1 でインペラに流入する流体の全エンタルピー

る．これらのデータは圧縮機のサージ流量以下で安定運転

C pT01 は，を維持するために圧縮機出口配管にオリフィス板を追加し( mb + m) C pT 01 = mbC pT 0b + mC p T 0 ……… ( 14 )て得たものである．サージ流量付近でインペラ前縁およびと表され，( 13 ) 式を用いて ( 14 ) 式は以下のように表さ

後縁において流量の減少に伴う静圧上昇が頭打ちになる．

れる．

(

)

C pT 01 = C pT 0 + bmb / m u 2Cu 2 − ∆E f / m … ( 15 )
圧縮機入口に相当する位置 0 へ流入した流体がインペラ出口位置 2 を通過することで得る全エンタルピー Dh0-2

Table 1

第 1 表 過給機用遠心圧縮機インペラの主要寸法
Main impeller parameters of automotive turbocharger compressor

記号

r1s /r2

r1h /r1s

b2 /r2

bb1s

bb2

仕

様

0.77

0.29

0.13

61°

43°

（ 注 ） r1s ：インペラ入口シュラウド半径
r1h ：インペラ入口ハブ半径
r2 ：インペラ出口半径
b2 ：インペラ出口羽根高さ
bb1s ：インペラ入口シュラウド羽根角bb2 ：インペラ出口羽根角は，∆h0 − 2 = C pT 02 − C pT 0(

= (1 + bmb / m ) u2C u2 − ∆E f / m) …… ( 16 )となる．これに圧縮機効率 h を掛けたものが，圧力上昇に寄与するエンタルピーとなり，圧縮機の圧力比と以下の：油膜法適用作動点

3.5

関係がある．

)…………… ( 17 )

流量の減少に伴って入口再循環流はインペラ上流に向け成長していく．この成長は，bmb /m と DEf  /m の増加を伴う．このうち，DEf  /m の増加はインペラから流体へ伝達さMu = 1.50

3.0

Mu = 1.40
圧力比 p(

p = 1 + (h∆h0 − 2 ) / C pT 0 

g / ( g −1)

2.5
Mu = 1.17
2.0

れる仕事の減少を引き起こし，圧縮機特性に正の勾配（ 流量の減少に伴う圧力比の減少 ）を生む可能性がある．すな
わち，この入口再循環流に起因する予旋回の発達を抑制することができれば，サージ発生流量の低減が可能になる．

Mu = 1.01

1.5

Mu = 0.82
1.0
0.00

0.50
1.00
流量／基準流量 m/md

また，mb を減少させることなく予旋回を抑えるとインペラから流体へ供給される仕事が急増することも分かる．

Fig. 41.50

第 4 図 圧縮機特性
Compressor characteristics

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )35This document is provided by JAXA.

(a)

1.8

静圧／圧縮機入口全圧 P1/P0, P2/P0

第 6 図に Mu = 1.01 における油膜法による流れの可視化

静圧特性：Mu = 0.82 における静圧／全圧 P1/P0：Mu = 0.82 における静圧／全圧 P2/P0：Mu = 1.01 における静圧／全圧 P1/P0：Mu = 1.01 における静圧／全圧 P2/P0：Mu = 0.82 におけるサージ流量：Mu = 1.01 におけるサージ流量：油膜法適用流量結果を示す．m/md = 0.81（ 第 6 図 - ( a ) ）では，インペ
ラ前縁部まで配管内壁に管軸方向へ直線的に伸びる油膜模様が観察される．一方，最高効率点近傍 m/md = 0.55（ 第6図-(b)），サージ点近傍 m/md = 0.35（ - ( c ) ）では，
入口再循環流の発生によって，インペラ入口上流に螺旋状

1.6の油膜模様が見られる．
第 7 図に吸込み配管の各位置に熱電対を挿入し，壁面

1.4

近傍の温度計測を行った結果（ 軸方向温度分布 ）を示す．
流量を絞るにつれて，逆流域の発達による温度上昇が見ら

1.2

れる．いずれの Mu においても配管入口端には逆流域は到達していない．

1.0

第 8 図に，PIV ( Particle Image Velocimetry ) による吸
0.8
0.0

0.2

0.4
0.6
流量／基準流量 m/md
(b)

0.8

1.0

込み配管内の流れの可視化結果を示す．第 8 図 - ( a ) に
PIV 計測を行った圧縮機の作動点を示す．本試験では，アクリル製吸込み配管を用いたため，耐熱性の観点から試

静圧計測位置験条件を Mu = 0.58 としており，図中の作動点 A 〜 D は
第 7 図 - ( a ) に示した Mu = 0.58 における A 〜 D と同P1

されるインペラシュラウドでのインシデンス角を付記して

L

0.95L

じである．また，第 8 図 - ( a ) には，一次元計算で予測いる．第 8 図 - ( b ) は，計測（ 可視化 ）断面および計測（ 可視化 ）範囲を示す．本試験では，2 断面の流れ場の可視化を試みた．一つは，管軸中心を通る断面（ インペラ
0.98r2

前縁からインペラ外径の 3.12 倍上流の位置から吸込み配P2

管後端部の間 ）であり，もう一つは管軸に垂直な断面（ 注 ） L ：羽根の高さ
r2 ：インペラ半径P1：静圧（ インペラ前縁近傍 ）P2：静圧（ インペラ後縁近傍 ）第5図

インペラ前縁近傍およびインペラ後縁近傍における静圧特性Fig. 5 Static pressure characteristics at impeller inlet and exit(a)m/md = 0.81(b)

（ インペラ翼前縁からインペラ外径の 1.05 倍上流の位置 ）である．第 8 図 - ( c ) は管中央断面の速度分布を計測している．A，B では，配管は上流から下流へ向かう流体で満たされているが，C，D では，壁近傍に逆流域が見られ，C から D への流量の減少によって，その領域が拡
m/md = 0.55

( c ) m/md = 0.35

（注） 条

件：Mu = 1.01

第 6 図 油膜法による可視化結果
Fig. 6 Result of oil flow visualization ( 7 )(7)36

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

IHI 技報

Vol.56 No.2 ( 2016 )37This document is provided by JAXA.

圧力比 p

壁面近傍の温度（℃）

V

20.0
1.0

30.0

40.0

50.0

60.0

1.0
0.0

1.5

2.0

2.5

実

圧縮機特性

B

C

A

Mu = 0.58

B

(c)

III

II

A：
C：

Mu = 1.01

I

B：
D：

1.0

5.0

Mu = 1.17
Mu = 1.01

Mu = 0.82

A

0.4
0.6
0.8
流量／基準流量 m/md

A

B

C

2.0
3.0
4.0
インペラ前縁からの軸方向距離 x/D2

IV

0.2

D C

D

D

：温度および PIV 計測時の値
線：Mu = 1.17，1.01，0.82 は，第 4 図を引用

(a)

1.2

Fig. 7

25.0
1.0

30.0

35.0

40.0

45.0

50.0 V

III
II

A：
C：

Mu = 0.82

VD2

第 7 図 吸込み管軸方向温度分布
Temperature distribution along suction pipe

I

B：
D：

2.81D22.0
3.0
4.0
インペラ前縁からの軸方向距離 x/D2

IV

(d)

1.05D2

1.93D2

5.0

4.58D2

V

(e)

III

II

A：
C：

Mu = 0.58

I

2.0
3.0
4.0
インペラ前縁からの軸方向距離 x/D2

IV

II

I

B：
D：

5.0
（注）I～V：運転点
x：インペラ前縁からの軸方向距離D2：インペラ直径
A，B，C，D ：( a ) に示す計測点

20.0
1.0

25.0

30.0

35.0

40.0

III

温度計測位置IV

3.69D2(b)

壁面近傍の温度（℃）

壁面近傍の温度（℃）

(a)PIV 計測作動点(c)

管軸に沿う中央断面速度分布：第 7 図 - ( a ) の Mu = 0.58
：A（ インシデンス角：8.3° ）：B（ インシデンス角：16.1° ）：C（ インシデンス角：17.6° ）：D（ インシデンス角：19.3° ）

1.4

計測点 D
速 度
( m/s )
40
35

圧力比 p

1.3

30
計測点 C

1.2

25
20

1.1

15
1.0
0.0

0.2
0.4
流量／基準流量 m/md
(b)

10

0.6

5

計測点 B

0

計測（ 可視化 ）断面および計測（ 可視化 ）範囲
3.12D2
計測（ 可視化 ）断面位置
1.05D2
計測点 A（注）

計測（ 可視化 ）範囲
(d)

：順
：逆

流
流

管断面内（ 旋回 ）速度分布（ 旋回 ）速度( m/s )
70

1.4

圧力比 p

1.3

60
50
D

C

40

B

1.2
30

A
1.1
1.0
0.00

20
10
0.20
0.40
流量／基準流量 m/md
(e)

0.60
0

サージ状態での管軸に沿う中央断面速度分布

T/5

4T/5

2T/5

3T/5
（注）
T

：順 流
：逆 流
：サージ周期

第 8 図 PIV による流れの可視化結果
Fig. 8 Results of flow visualization with PIV

38

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

大していることが分かる．第 8 図 - ( d ) は，管断面内沿うように，管軸と平行に取り付けている．これらのフィ（ 旋回 ）の速度分布を示す．C および D で壁近傍に旋回

ンは吸込み配管正面から見たとき，半径に対して，インペ流が発生している．壁付近には吸込み配管を遡上していく

ラ回転の逆方向に 20 度傾いている．なお，この傾きを 0

流れ，つまり入口再循環流が存在する．逆流域の発生によ

度，インペラ回転と同方向に 20 度傾けたものも試験した

る有効面積の減少によって，インペラへの軸方向流入流速が結果は変わらなかった．Mu = 1.50 におけるチョーク流度が増加している．第 8 図 - ( e ) は，サージ状態での計量の減少を回避するため，インレット・フィンの内径はイ

測結果であり，T はサージの周期を表す．本試験では T =ンペラ入口径と同じに設計されている．

0.2 〜 0.24 s であった．第 8 図 - ( d ) の C および D と第 10 図に，インレット・フィンの有無による圧縮機特は異なり，インペラ上流部分で流速がほぼ 0 となる領域性の比較を示し，第 11 図に，Mu = 0.82，1.01 およびが存在する．
過給機用圧縮機インペラは小径のもとでチョーク流量を

3.5：インレット・フィンなし：インレット・フィンあり最大化するように設計される．供試インペラの場合，
Mu = 1.50 のチョーク流量において，+ 3 度のインシデン

3.0

ける最高効率点 ( m/md = 0.55 ) におけるインシデンス角は12 度となる．このことは，過給機用圧縮機が低速回転数域において入口再循環流を起こしやすく，サージ流量低減

圧力比 p

ス角をもつ設計となっている．このため Mu = 1.01 にお2.5

Mu = 1.50

2.0

が困難であることを示している．
1.5

5. インレット・フィンを有する圧縮機性能

Mu = 1.40

Mu = 1.01

Mu = 1.17

Mu = 0.82
1.0
0.00

第 9 図にインレット・フィンの設置状況を示す．インレット・フィンはインペラ前縁から 53 mm 上流に配置されている．フィンは，配管内を管軸方向に移動する流れに
(a)

0.50
1.00
流量／基準流量 m/md

1.50

第 10 図 インレット・フィンの有無による圧縮機特性の比較
Fig. 10 Comparison of compressor characteristics with and without inlet fins
インレット・フィン外観

インレット・フィン

インペラ

(b)

インレット・フィン取付図

インレット・フィン

A-A

20°

A

24°

インペラ
7D 1s

D1s

1.3

D1

s

A

第 9 図 インレット・フィン ( 7 )Fig. 9 Tested inlet fins ( 7 )IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )39This document is provided by JAXA.

：インレット・フィンなし：インレット・フィンあり(a)Mu = 1.50

Mu = 0.82

1.0

静圧／圧縮機入口全圧 P1/P0, P2/P0

圧縮機効率／基準圧縮機効率 h/hd

1.2

0.8
Mu = 1.01
0.6

0.4
0.00

0.50
1.00
流量／基準流量 m/md

1.50

1.8
1.6
1.4
1.2
1.0
0.8
0.00

サージ改善率 Dms を示す．ここでサージ流量は圧縮機が安定して運転できる最小流量である．Mu = 0.82，1.01 のサージ流量を Mu = 1.50 の最大流量を維持したまま減少
させることに成功している．また，Mu = 0.82，1.01 におけるサージ近傍の特性曲線の傾きが負となり，圧縮機特性

静圧／圧縮機入口全圧 P1/P0, P2/P0率の比較を示す．また，第 2 表に以下の式で定義される

2.0
1.8

第 12 図にインレット・フィンの有無によるインペラ前

0.60

0.80

Mu = 1.01：インレット・フィンなしの静圧／全圧 P1/P0：インレット・フィンなしの静圧／全圧 P2/P0：インレット・フィンありの静圧／全圧 P1/P0：インレット・フィンありの静圧／全圧 P2/P0：インレット・フィンなしのサージ流量：インレット・フィンありのサージ流量

1.4
1.2
1.0
0.8
0.00

0.20

0.40
0.60
流量／基準流量 m/md

0.80

1.00

（ 注 ） P1：インペラ前縁近傍の静圧
P2：インペラ後縁近傍の静圧低下はみられない．後述するように，この圧縮機効率の低ことを暗示している．

0.40
流量／基準流量 m/md

1.6の安定化が成されている．サージ流量近傍を除けば効率の下は，入口再循環流がインレット・フィンの位置に達した

0.20

(b)

第 11 図 インレット・フィンの有無による圧縮機効率の比較
Fig. 11 Comparison of compressor efficiency with and without inlet fins

1.50 におけるインレット・フィンの有無による圧縮機効

Mu = 0.82：インレット・フィンなしの静圧／全圧 P1/P0：インレット・フィンなしの静圧／全圧 P2/P0：インレット・フィンありの静圧／全圧 P1/P0：インレット・フィンありの静圧／全圧 P2/P0：インレット・フィンなしのサージ流量：インレット・フィンありのサージ流量

第 12 図インレット・フィンの有無によるインペラ前縁近傍および後縁近傍の静圧の比較
Fig. 12 Comparison of static pressure at impeller inlet and exit with andwithout inlet fins

縁近傍および後縁近傍の静圧の比較を示す．第 12 図には比較のために第 5 図のデータも併記した．インレット・チをモデル化し，両者の間にミキシングプレーンを設けフィンの設置は，インペラ前縁，インペラ出口の圧力特性た．解析にスクロールは含んでいない．対流項にはに負の勾配を与え，圧縮機特性を安定化している．また，

Chakravarthy-Osher の TVD ( Total Variation Diminishing )静圧の極大点を小流量側に移行させている．

スキームを，乱流モデルには Spalart-Allmaras モデルを用

インレット・フィンの有無による流れ場の違いを調べる

いた．インレット・フィンの有無に対してそれぞれに，約ために，CFD による流れ解析を行った．計算には RANS

550 万点の格子点を用いている．インペラとケーシングで（ レイノルズ平均モデル ）を用いた自社開発のコードを用形成される翼端隙間には 21 の格子点を配置した．y+ はいた．インレット・フィンとインペラのそれぞれ 1 ピッ3 以下に保たれている．入口境界は入口再循環流と干渉しないように十分上流に配置した．解析は Mu = 0.82 の条

第 2 表 インレット・フィンによるサージ改善率
Table 2 Surge improvement rate due to use of inlet fins
Mu
（−）

Dms
（％）

0.82

4.6

1.01

9.8

1.17

11.0

1.40

8.5

サージ以下の式
インレット・フィンあり時のサージ流量 ∆ms = 1 −
インレット・フィンなし時のサージ流量 × 100（％）（ 注 ） Mu ：周速マッハ数
Dms ：サージ改善率40

件で行った．入口再循環流は非定常性の強い渦を伴っていると考えられるので，ミキシングプレーンを用いた定常解
析では定量的な評価は困難と考えられる．ここでは，インレット・フィンが流れに与える影響の定性的評価と前述の
1-D モデルの考察の妥当性評価を行う．
第 13 図はインペラ出口とディフューザ出口における静圧計測結果と計算結果 ( CFD ) の比較を示す．図中の P2
IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

( a ) インペラ出口静圧（ 試験は第 5 図の P2，CFD はインペラ出口 ）

1.3

1.2
0.00

0.20

0.40
流量／基準流量 m/md

0.60

ディフューザ出口静圧：CFD インレット・フィンなし：CFD インレット・フィンあり：試験インレット・フィンなし：試験インレット・フィンあり

1.6

静圧／圧縮機入口全圧 P3 /P0：CFD インレット・フィンなし：CFD インレット・フィンあり：試験インレット・フィンなし：試験インレット・フィンあり

1.4

静圧／圧縮機入口全圧 P2 /P0

(b)

1.5

1.4

1.3
0.00

0.80

0.20

0.40
流量／基準流量 m/md

0.60

0.80

（ 注 ） P3：ディフューザ出口静圧

Fig. 13

第 13 図 静圧計測結果と計算結果 ( CFD ) と計測の比較
Results of static pressure measurement and calculations ( CFD ) and measurement comparison

は，計測結果では第 5 図の P2 を示し，CFD は，インペ：インレット・フィンなし：インレット・フィンあり

ラ出口での静圧値を示す．流量が m/md = 0.20 までは，計る．まず，m/md = 0.20 における流れ場を議論する．
第 14 図にインペラ前縁におけるハブからシュラウドへかけてのスパン方向の軸方向および周方向速度分布を示す．いずれも周方向平均値である．ここでは，周方向速度

シュラウド側

ンレット・フィンの設置によって小流量側へ移動してい(r−r1h) / (r1s−r1h)

算結果と計測結果は同様の傾向にあり，圧力の極大値はイ

1.0

0.8

0.6

0.4

成分がインペラの回転方向と同方向の場合（ 正の予旋回 ）第 15 図にインペラ前縁におけるスパン方向の全圧分布

ハブ側

0.2

を負としている．

(r−r1h) / (r1s−r1h)

シュラウド側：Cu インレット・フィンなし：Cu インレット・フィンあり：Cz インレット・フィンなし：Cz インレット・フィンあり

1.1
1.3
全圧／圧縮機入口全圧 P01/P0

1.5

第 15 図 インペラ前縁における全圧分布
Fig. 15 Total pressure distribution at impeller leading edge

1.0

（ 周方向平均 ）を示す．インペラ上流へ流出する流れは，
シュラウドから約 20％スパンの範囲に存在する．この領

0.8

域では全圧が上昇している．インレット・フィンの設置
は，Cz > 0 で示されるインペラへ再流入する流体の正の0.6

予旋回（ 図では負の周方向速度 ）を減少させる．すなわ
0.4

ち，インペラから流体へ伝達される仕事（ ( 11 ) 式の(mu C − ∆E ) ）を増加させる．
2

0.2
ハブ側

0.0
0.9

Fig. 14f

第 16 図に m/md = 0.20 における流線と軸方向速度分布0.0−300 −250 −200 −150 −100 −50
050
周方向速度 Cu，軸方向速度 Cz ( m/s )第 14 図u2を示す．第 16 図 - ( a ) 中の等高線図はインレット・フィ
100

150

インペラ前縁における軸方向および周方向速度分布( m/md = 0.20 )Axial and circumferential velocity distribution at impeller
leading edge at m/md = 0.2

ン設置位置に相当し，等高線，流線の色は軸方向速度成分の大きさを示す．インペラから上流に流出した流れがイン
レット・フィンに到達すると，流れはインレット・フィンと干渉し旋回速度成分を失う．この旋回速度成分は，流れIHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )41This document is provided by JAXA.

(a)インレット・フィンなし

Cz /u2
（－）
0.5

(a)

インレット・フィンなし(b)

インレット・フィンあり

Cz /u2
（－）
0.5

0.0

0.0

−0.5

−0.5

(b)

インレット・フィンあり

Cz /u2（－）
0.5

Cz /u2
（－）
0.5

0.0

0.0

−0.5

−0.5

第 16 図 m/md = 0.20 における流線と軸方向速度分布
Fig. 16 Streamline and axial velocity distribution at m/md = 0.20

第 17 図 m/md = 0.35 における流線と軸方向速度分布
Fig. 17 Streamline and axial velocity distribution at m/md = 0.35が吸込み配管上流へ向かう逆流を誘起する圧力差を生み出：Cu インレット・フィンなし：Cu インレット・フィンあり：Cz インレット・フィンなし：Cz インレット・フィンあり

上，上流に向かうことができなくなる．インレット・フィ
ンは入口再循環流が上流へ拡大することを抑止する効果がある．したがって，インペラから流出した流れからインペラへ流入する流れへの角運動量の伝達がインレット・フィン上流で抑制され，その結果，インペラ入口での正の予旋回が弱められる．
第 17 図に流量 m/md = 0.35 における流線と軸方向速度(r−r1h) / (r1s−r1h)

込み配管下流から上流に向けて通過した流れは，それ以シュラウド側す要因となっている．このため，インレット・フィンを吸分布を示す．入口再循環流の存在する領域と旋回のようすることが分かる．第 18 図にインペラ前縁における軸方向
および周方向速度分布（ m/md = 0.35 ）を示す．いずれも，各スパン位置での周方向平均値である．インレット・フィンを設置しても速度分布に変化が見られない．これは入口
再循環流が弱いことと，インレット・フィンに十分到達していないためと考えられる．インレット・フィンは入口再

0.8

0.6

0.4

0.2
ハブ側

が m/md = 0.20 の場合と比較して，小さく，弱くなってい

1.0

0.0
−300 −250 −200 −150 −100 −50
050
周方向速度 Cu，軸方向速度 Cz ( m/s )第 18 図Fig. 18

100

150

インペラ前縁における軸方向および周方向速度分布( m/md = 0.35 )Axial and circumferential velocity distribution at impeller
leading edge at m/md = 0.35

循環流がフィンに到達したときのみ効果を発揮するので，

42

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

その取付位置が重要なパラメータとなることが分かる．

縁における相対流れ角と羽根角分布を示す．各スパン位置

第 19 図にインペラ効率（ 計算結果 ）を示す．流量がでの周方向平均値である．インレット・フィンがない場

m/md = 0.35 から減少するにつれてインレット・フィンを合，流量が m/md = 0.35 から m/md = 0.20 に減少すると相設置すると徐々に効率が低下していく．効率低下の一つの対流れ角とインペラ取付角の差（ インシデンス角 ）が減要因として，インレット・フィンの設置によって正の予旋少する．一方，インレット・フィンを設置した場合，流量回が減少し，インペラへ流入する部分の流れのインシデンの m/md = 0.35 から m/md = 0.20 への減少は，相対流れ角

ス角が増加したことが考えられる．第 20 図にインペラ前とインペラ取付角の差（ インシデンス角 ）の増加をもたらしている．

相当する．第 22 図に試験と解析で得られた仕事係数を示
す．1-D モデルで予測されたようにインレット・フィン

1.0の適用はインペラ入口温度と仕事係数の増加をもたらす．

0.8

過給機の場合，仕事係数の増加は圧縮機を駆動するためのタービン動力の増加を意味する．

0.6

Fig. 190.20

0.40
流量／基準流量 m/md

105

モデルを使い議論した．1-D モデルから流量の減少：m/md = 0.20 インレット・フィンなし：m/md = 0.20 インレット・フィンあり：m/md = 0.35 インレット・フィンなし：m/md = 0.35 インレット・フィンあり

0.5
0.4
逆流域

75

言

( 1 ) 入口再循環流が圧縮機特性に及ぼす影響を 1-D

m/md = 0.35

：インレット・フィンなし：インレット・フィンあり
：羽根角

90

6. 結

0.80

0.60

第 19 図 インペラ効率（ 計算結果 ）Impeller efficiency obtained with CFD ( calculation results )(a)

相対流れ角，羽根角（ 度 ）パン位置での周方向平均値である．図の T0 は 293 K に

1.2

0.4
0.00

0.3
0.2
0.1

60
0.0
0.0

45

0.2

0.4
0.6
(r−r1h) / (r1s−r1h)

ハブ側

30
0.0

0.2

0.4
0.6
(r−r1h) / (r1s−r1h)
(b)

105

0.8

1.0

シュラウド側Fig. 21

m/md = 0.20

：インレット・フィンなし：インレット・フィンあり
：羽根角

90

0.8

1.0

シュラウド側（ 注 ） T 0：圧縮機入口全温

ハブ側

逆流域

2.4

第 21 図 インペラ前縁における全温分布
Total temperature distribution at impeller leading edge
：インレット・フィンなし CFD：インレット・フィンあり CFD：インレット・フィンなし計測結果：インレット・フィンあり計測結果

2.075
仕事係数 m0相対流れ角，羽根角（ 度 ）第 21 図にインペラ前縁における全温分布を示す．各ス：インレット・フィンなし：インレット・フィンあり(T 01−T 0) / T 0

インペラ効率／基準効率 hi /hd

1.4

60
45

1.6
1.2
0.8

30
0.0
ハブ側

0.2

0.4
0.6
(r−r1h) / (r1s−r1h)

0.8

1.0

シュラウド側

第 20 図 インペラ前縁における相対流れ角と羽根角分布
Fig. 20 Relative flow angle and blade angle distribution at impeller
leading edge

0.4
0.0

0.2

0.4
流量／基準流量 m/md

0.6

0.8

第 22 図 仕事係数
Fig. 22 Work coefficient

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )43This document is provided by JAXA.

に伴う入口再循環流の発達は，圧縮機特性に正の勾Turbochargers and Turbocharging

配を与え，その運転を不安定化する可能性があるこ

pp. 89 − 100とを示した．

( 3 ) 玉木秀明：入口絞りを伴わない羽根なしディ( 2 ) インレット・フィンの設置は，入口再循環流が圧フューザをもつ遠心圧縮機内部流れの数値解析

縮機特性に正の勾配を与える主要因である予旋回のIHI 技報 第 54 巻 第 2 号 2014 年 6 月

発達を抑制し，低速回転数域でのサージ流量の低減− 60

pp. 51を可能とする．この予旋回の抑制はサージ流量近傍( 4 ) P. Harley, S. Spence, D. Filsinger, M. Dietrich and J.

での効率低下を引き起こすため，作動域とのトレー

Early：Meanline Modelling of Inlet Recirculation in

ドオフが必要となる．

Automotive Turbocharger Centrifugal Compressors( 3 ) インレット・フィンの設置は仕事係数を増す．過給機の場合，仕事係数の増加は圧縮機を駆動するためのタービン動力の増加を意味する．このため，

J o u r n a l o f Tu r b o m a c h i n e r y( 2014. 9 )Vo l . 1 3 7 N o . 1

pp. 011 007-1 − 011 007-9( 5 ) X. Qui, D. Japikse and M. Andersen：A Meanline

タービンのレスポンスを含めたトレードオフも必要

Model for Impeller Recirculationとなると考えられる．

ASME TURBO EXPO GT2008-51349 ( 2008. 7 )( 4 ) インレット・フィンは，入口再循環流のインペラ
上流への成長を妨げる有効な手段となる．
参 考 文 献( 1 ) 平 井 芳 明： 最 新 の IHI の 車 両 タ ー ボ チ ャ ージャー

ターボ機械 Vol. 43 No. 9 2014 年 9 月

pp. 26 − 33

Proceedings of

pp. 1 − 8
( 6 ) J. Andersen, F. Lindström and F. Westin：Surge
Definitions for Radial Compressors in Automotive
Turbochargers( 2008. 4 )SAE Technical Paper 2008-01-0296
pp. 1 − 14

( 7 ) H. Tamaki, M. Unno, R. Tanaka, S. Yamaguchi and
Y. Ishizu：Enhancement of Centerifugal Compressor( 2 ) P. H a r l e y, S . S p e n c e a n d J. E a r ly：I n l e t

44( 2014. 5 )Operating Range by Control of Inlet Recirculation with

Recirculation in Automotive Turbocharger Centrifugal

Inlet Fins

Compressors

GT2015-42154 ( 2015. 1 )11th International Conference on

Proceedings of ASME TURBO EXPO

IHI 技報pp. 1 − 12

Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

非軸対称ディフューザによる遠心圧縮機の作動域拡大
Extension of Operating Range of a Centrifugal Compressor by Use of a Non-Axisymmetric Diffuser
新

郑
林

前

清華大学

汽车安全与节能国家重点实验室

韵

清華大学

汽车安全与节能国家重点实验室

副教授

川久保

知

己

技術開発本部総合開発センター原動機技術開発部

玉

秀

明

技術開発本部

木

技監

博士
部長

博士（ 工学 ） 技術士（ 機械部門 ）近年，過給機に用いられる遠心圧縮機には大容量化や高圧力比化などの性能向上が求められる一方で，搭載性やコストの観点からはコンパクト化が要求されている．この相互に矛盾する要求のため，内部流速は増し，非軸対称形状を有するスクロールにおいて生じる圧力分布の周方向ひずみが増加することになり，圧縮機の安定作動範囲は縮減される．この課題を解決するために，非軸対称な流路形状を有するベーンレスディフューザが考案された．これによって周方向圧力ひずみが緩和され，不安定化要因となる流れ状態の発生を遅らせることが可能となる．軸対
称と非軸対称のディフューザについて性能試験を実施し，非軸対称設計によって安定作動範囲が 28％拡大することを確認した．
In recent years, higher performance, including higher flow capacities and pressure ratios, is required of the centrifugal
compressors used in turbochargers, while compactness is also required in views of improved installability and lower costs. Dueto these mutually conflicting requirements, the internal flow velocity tends to increase and the circumferential pressure distortion
generated by the non-axisymmetric geometric nature of the discharge scroll gets harsher, and both of these result in the reductionof the stable operating range. In an attempt to overcome this difficulty, a vaneless diffuser with a non-axisymmetric passage
geometry has been developed which can suppress the circumferential pressure distortion and consequently retard the occurrenceof the destabilizing flow conditions. Performance tests of both the axisymmetric and the non-axisymmetric diffusers confirmedthat the non-axisymmetric design can extend the stable flow range by 28% over the conventional axisymmetric design.

1. 緒のためインペラは変動条件下で作動することになり，性能

言低下を生じることが Sorokes らの実験で確認されてい近年，過給機に用いられる遠心圧縮機には大容量化や高る ( 5 )．

圧力比化などの性能向上が求められる一方で，搭載性やコ

一方，数値流体力学 ( CFD：Computational Fluid Dynamics )ストの観点からはコンパクト化が要求されている．このた解析による流れ場の分析も行われている．Fatsis らによるめ，狭あい空間に圧縮機内部流路や吸込・吐出配管をレイ

三次元非定常解析 ( 6 ) では，インペラ下流側に周方向の圧

アウトしなければならず，内部流速や流路曲率が増し，高力分布が存在すると，インペラへの流入角も一定でなくな

効率化や広作動域化を阻む要因となっている．特に吸込みることが報告されている．Gu らはインペラ下流側の周方

曲り管やスクロールなどの非軸対称流路に起因する流れ場

向圧力勾配の影響について調べ，インペラ回転方向に圧力の周方向ひずみはますます強まる傾向にあり，効率低下やが上昇する場合にインペラ効率が低下することを見いだし作動域縮減のリスクはより高まっている．

ている ( 7 )，( 8 )．

スクロールによって引き起こされる内部流れの非軸対称

上記の研究は主に亜音速流入の遠心圧縮機についてのも性についてはこれまでにも精力的に研究が行われてきていのであるが，本研究で着目するような高圧力比の遠心圧縮

る．通常，スクロールは設計点において入口圧が周方向に機ではインペラやディフューザへの流入は遷音速流とな一定となるように設計される．しかし，その非軸対称形状

る．インペラ前縁で失速が起きない流れ角の範囲は流入ゆえにスクロールを通る流れは，大流量条件では増速流マッハ数に対して反比例的に減少するため，高圧力比の遠に，低流量条件では減速流になり，スクロール入口圧に周心圧縮機の安定作動範囲は非軸対称性の影響をより敏感に方向分布を生じることになる受けることが予想される．Yang らによる実験および CFD．この圧力分布は上( 1 )，( 2 )流側のディフューザやインペラにも到達する．こ( 3 )，( 4 )解析では，高圧力比の遠心圧縮機では周方向の圧力ひずみ
IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )45This document is provided by JAXA.

はより過酷なものとなり，スクロールの影響を考慮することが非常に重要であると述べられているは得られた知見についてまとめる．

．Zheng らは(9)

2. 理 論 的 考 察

CFD 解析によってスクロールあり・なし条件で高圧力比
遠心圧縮機の性能比較を行い，スクロールの非軸対称性に

2. 1 スクロールによる周方向圧力分布の発生

よって安定作動範囲は最大で 42％縮減するという結果を

第 1 図に供試遠心圧縮機概略図を示し，主要構成要素

得ている．Lin らはスクロールの非軸対称性の影響を（ インペラ，ディフューザ，スクロール ）と主要寸法の定評価する実験手法を開発し，非軸対称性によって作動域が義を示す．本研究で扱うディフューザはベーンがないタイ

47％縮減，効率も 4.8 ポイント低下するという結果を得プ（ ベーンレスディフューザ ）であり，車両過給機の圧ている

縮機やブロワなどによく用いられるタイプである．

( 10 )．

( 11 )

スクロールの非軸対称性の影響が上流側に及ばないよう

スクロールは概念的には羽根が 1 枚しかない翼列にするための幾つかの手法が研究されている．Sorokes ら（ = 翼間の流路が一つしかない翼列 ）とみなすことができは低ソリディティディフューザの採用によって非軸対称性

る．スクロールの流路断面積の設計は無負荷条件（ スクがインペラに伝わりにくくなることを見いだしていロール入口からスロートまでの間で流体の角運動量が変化るしない条件 ）を基準に行われる．この条件下ではスク．Lin らはスクロールの吐出流路を 1 本ではなく複( 12 )

数本とすることを提案している．スクロールの設計パロール入口で圧力の周方向分布は生じない．スクロールのラメータが流れ場や性能に及ぼす影響についても研究がな

形状は A/R と呼ばれるパラメータで特徴づけられる．A

されており，Xu らはスクロールの舌部領域の形状を適正

はスロート断面積 A7，R はインペラ中心からスロート断( 11 )

化することでインペラ出口での圧力ひずみを低減できるこ(a)とを見いだしている ( 13 )，( 14 )．また，インペラや流路は常圧縮機正面図スロート

識的には軸対称的な形状に設計されるが，Zheng らはこれをあえて非軸対称形状にすることでスクロールからの悪

A7
v7
vr

r5

a5
r2

v q5

ンペラの途中から流れを抽気してインペラの上流側へ戻す

rC7

開発した非軸対称形状のケーシングトリートメント（ イ5

影響をキャンセルすることを提案し，この考えに基づいてことによって圧縮機の作動範囲を拡大する手法 ）によって，通常の軸対称形状のケーシングトリートメントに対して約 10％のサージ流量低減に成功している ( 15 )．
ケーシングトリートメントはインペラ部に設けられるも

スクロール

ベーンレス
ディフューザのであるから，当然ながらディフューザ部の非軸対称性のインペラ

抑制には役立たない．そこで Zheng らは上述の考え方に基づいて，通常は軸対称環状流路であるベーンレスディ(b)

インペラ正面図

フューザを非軸対称形状とすることによって遠心圧縮機の作動域拡大を試みた．本稿ではそこで得られた実験結( 16 )(c)

インペラ側面図

スクロール
インペラ

果や解析結果を基に内部流れや作動範囲の変化について検ディフューザ
b

インペラ
r2

r5

討を行う．
以下，2 章ではスクロールがある場合の遠心圧縮機の内部流れの非軸対称性の発生とその上流側への伝わり方について理論的に考察する．3 章では供試高圧力比遠心圧縮機
に対する CFD 解析による流れの非軸対称性の分析と非軸対称ディフューザによる作動域拡大の検討について，4 章（ 注 ） r2 ：ディフューザ入口径
b ：ディフューザ流路幅

ではその検討結果に基づいて設計した非軸対称ディフュー
ザの実験結果について，それぞれ述べる．最後に 5 章で46

Fig. 1

第 1 図 供試遠心圧縮機の概略図
Schematics of test centrifugal compressor

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

面中心までの径 rC 7 を意味している．無負荷条件では，

で流れ方向に保存則を用いることによって周方向圧力分布

質量と角運動量の保存からを求める方法を提案している ( 18 )，( 19 )．

A5vr5 = A7v7 ………………………………… ( 1 )これらのモデルではスクロール上流側は軸対称流になる

r5vq 5 = rC 7v7 ………………………………… ( 2 )という仮定をおいてはいるが，スクロール形状に基づいてが成り立つ．r5，A5 はスクロール入口の半径と環状流路

具体的に圧力ひずみの程度を概算できる．

断面積，vr5，vq 5 はスクロール入口での径方向速度，周方

2. 2 非軸対称性による効率低下と安定作動域縮減

向速度，v7 はスロートでの速度である．この ( 1 )，( 2 )遠心圧縮機の小流量側の安定作動限界は，サージングと式から，与えられたスクロール入口条件に対し無負荷とな呼ばれる圧縮機を含む管路系全体の流体自励振動の発生にる A/R は，よって規定される．このサージング現象は圧縮機の昇圧能(A/R)NL = A5/l r5 …………………………… ( 3 )力と深く関係しており，圧縮機内部で境界層の剥離，逆流である．ここで l = tan a5 であり，a5 はスクロールへのが発生して昇圧能力が鈍くなったり，流れが不可逆的な破流入角である．添え字 NL は無負荷を意味する．実際のたんをきたしたりした場合に生じやすくなる．第 2 図にスクロールの A/R はこの無負荷条件に対し少し大きめに設計流量と過小流量での遠心圧縮機内部流れの模式図を示設定される．このように設計点でも若干の負荷を掛けるこす．たとえば，小流量側の作動点ではインペラに流入するとや，有限厚みをもつ舌部が存在することによって，設計

流れは羽根の向きに沿わなくなるため羽根の先端で剥離や点においても多少の圧力分布は生じる．

失速を起こしやすくなる．また，小流量側の作動点では一方，非設計点では通常の翼列と同様に流れ状態と流路

ディフューザ内部の径方向外向き速度成分が減るため境界形状のミスマッチでスクロールは大きな負荷をもつことに層内部の勢いの弱い流体は径方向の圧力上昇に耐えられずなり，より強い周方向圧力分布が発生する．スクロール入に逆流や失速を生じやすくなる．これらの境界層の剥離・口からスロートまでの負荷を表す圧力回復係数は Japikse

逆流は圧損を生むとともに，流路を狭さくするため圧縮機の急拡大損失モデル
Cp =( 17 )

を参考にして，

p7 − p5= C p _ id − z m − z q …………… ( 4 )p05 − p5(a)

適正流量運転時
主流内：順流1
C p _ id = 1 − 2(5)AR (1 + l 2 ) ……………………
zm =境界層内：順流

1………………………………… ( 6 )1+ l 2インペラブレード ( l AR / RR − 1)2  l A

R

≧1

2
2
 RR

 A (1 + l )zq =  R………… ( 7 ) l AR0
 R ≦1
RC p：圧力回復係数(b)

過小流量運転時
主流内：順流p5：スクロール入口静圧
p7：スクロールスロート部静圧

境界層内：逆流

p05：スクロール入口全圧となる．C p_id は損失なしの理想圧力回復，z m は径方向損

インペラ
ブレード

失，zq は周方向損失を示す．AR = A7 /A5，RR = rC 7 /r5 であ剥る．zq は無負荷条件 (A/R)/(A/R)NL = l AR /RR = 1 でゼロと離なり，C p もこの無負荷条件近傍でゼロになる．このモデルを用いると非設計点におけるスクロール入口での圧力ひずみの程度を見積もることができる．また，Iversen らや
Chochua らはより詳細なモデルとしてスクロール流路内

Fig. 2第 2 図 遠心圧縮機内部流れの模式図
Schematics of internal flow in centrifugal compressor

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )47This document is provided by JAXA.

れ

Y = r0Q流b

フューザの逆流が上流のインペラに侵入するようになる

れ

r

軸方向流路

(a)
流

r0

の昇圧能力を停滞・減少させてしまう．さらに，ディと，インペラの昇圧能力はその瞬間に損なわれてしまう．

Q

これらの現象が発生・進行するとサージング現象が起きや

X

すくなる．
インペラやディフューザが周方向に均等な条件で作動しふかん図ていれば，剥離や逆流も特定の周方向位置で起こることは流

る．また，圧縮機の圧力比や効率は流量に対して上に凸の

y

r0

れ

位置ではじめに剥離や逆流を生じる．よって，周方向にバ

径方向流路

r0

よって流れが周方向に均一でない場合は，最も条件の悪い
ラツキがある場合には，よりサージングが起きやすくな(b)r

ないが，スクロールやインレットディストーションなどに

展開図

b
子午面図

る．したがって，圧縮機本来がもつ圧力比，効率，作動範囲のポテンシャルを最大限に発揮させるためには，スク

流れの中に物体を置くことで生じる圧力の乱れは，経験的にはその物体から遠ざかるほど弱くなる（ 距離減衰 ）．
しかし，遠心圧縮機のベーンレスディフューザのような径x（ 注 ） r ：半 径
r0 ：代表半径b ：流路幅Y ：周方向座標
X ：軸方向座標y ： y 方向座標x ： x 方向座標
Q ：周方向角度
q ：周方向角度

るため，必然的にバラツキのない場合よりも低い値とな

2. 3 ベーンレスディフューザ内での圧力じょう乱r

正面図

効率は複数の流量条件で作動する各流路の値の平均値となえる必要がある．

れq曲線を描くが，周方向バラツキのある場合には，圧力比やロールなどによって生じる流れの非軸対称性は極力低く抑流

Fig. 3第 3 図 軸対称環状流路
Axisymmetric annulus passages

p0 − p= 1 + 2 ee X / r0 cos (Q + a ) + e 2e2 X / r 0 … ( 10 )rW02 / 22

p0 − p  r0 r=   + 2 e 0 cos (q + a ) + e 2 … ( 11 )2r
rW0 / 2  r 

方向流路では少し事情が複雑になる．これは円筒波が中心

e ：微小振幅に向かって伝播する際，振幅が増加していく様子からも類

Q：周方向角度推できる．第 3 図に軸対称環状流路を示し，軸方向流路

q ：周方向角度（ - ( a ) ）と径方向流路（ - ( b ) ）における流れを比較しなとなる．p0 は全圧，p は静圧，r は密度である．第 4 図

がら考察する．まず，軸方向流路において共役複素速度に軸対称環状流路内のポテンシャル流れによる静圧分布をW = W0 ( e

− ia

+ ee

Z / r0) ……………………… ( 8 )示す．第 4 図 - ( a ) に軸方向流路，- ( b ) に径方向流路の

e ：自然対数の底

静圧分布を示す．( 10 )，( 11 ) 式の右辺第 2 項が示す周i ：虚数単位方向圧力じょう乱は軸方向流路では予想どおり上流側に向は速度 W0，流れ角 a の一様流に重ね合わされた周方向（ Y

かって指数関数的に減衰するが，径方向流路では上流側に方向 ）周期じょう乱が，上流（ -X 方向 ）に向かって減衰す

向かって増幅する．

る様子を表している．これを等角写像変換 Z = r 0 ln ( z / r 0 )によって径方向流路に写像すると，
w = ( dZ / dz )W = W0 ( r0 e−ia

/ z + e ) ……… ( 9 )このような状況について線形理論を用いてさらに詳しく考察する．対象とする流れは第 3 図に示す厚さ一定の軸
対称環状流路内の二次元・定常・非圧縮性・非粘性流れととなる．写像前の Z 平面での左半平面は，写像後の z 平

し，軸対称平均流に非軸対称の微小じょう乱が重ね合わさ

面では半径 r 0 の円の内部に写像され，後者はちょうどスれているとする．周方向じょう乱が k 次の正弦波としたクロール入口部でのじょう乱が上流側に伝わる様子を模式

場合，軸方向および径方向の流路に対する圧力じょう乱は的に示している．各々に対応する圧力場はベルヌーイの定

参考文献 ( 20 )，( 21 ) を参考にして理を用いてそれぞれ48

p ( X , Q ) = ( Ae kX / r0 + Be − kX / r0 ) eikQ ………… ( 12 )p ( r ,q ) = ( Ar k − 2 + Br − k − 2 + Cr − ik l ) eikq …… ( 13 )IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

(a)r は密度，vr 2 はディフューザ入口での径方向速度の周

軸方向流路
Y = r0Q

方向平均値，P，Vr，Vq はそれぞれ圧力，径方向速度，周Q = +π方向速度のじょう乱を表す複素振幅であり，添え字 2，5流

れはディフューザの入口，出口での値であることを表す．Z
X

や L はインペラ特性から決まる複素数である．以下にこれらを決めるための境界条件として三つの例（ 下記の( 15 ) 〜 ( 17 ) 式 ）を示す．最も簡単な例として，インペ

Q = −π(b)r=

P2 / rvr 2 + Vr 2 + lVq 2 = 0, Vq 2 = lVr 2

径方向流路
y

Z = 1 + l 2, L = l

流

r0

/2

…… ( 15 )となる．これはかなり非現実的な条件ではある．もう少しr0

r=

ラ出口で全圧，絶対流れ角が一様とすれば，れリアリティーのある条件として，理想的インペラ（ 損失rなし，相対流出角一定 ）を考えると，

q

P2 / r vr 2 + Vr 2 + lRVq 2 = 0, Vq 2 = l RVr 2

x

Z = 1 + l R 2, L = l R… ( 16 )となる．ここで lR = tan b2 であり，b2 はインペラの相対流出角である．この条件ではインペラの各翼間流路が背圧（ 注 ） r ：半 径
r0 ：代表半径
Y ：周方向座標
X ：軸方向座標y ： y 方向座標x ： x 方向座標
Q ：周方向角度
q ：周方向角度

第 4 図 軸対称環状流路内のポテンシャル流れによる静圧分布
Fig. 4 Pressure distribution of potential flow in axisymmetric annulus
passages

変動に対して準静的に応答することを想定している．さらにインペラ単体性能が一次元解析や CFD 解析などで予測できる場合には，二つの近接した流量での解の差分を用いて，
Z = -D p2 /( r vr2Dvr2), L = Dvq 2 /Dvr2 ……… ( 17 )と推定できるであろう．ここで D は二つの解でのインペ
ラ出口状態量（ 圧力 p2，径方向速度 vr2，周方向速度vq 2 ）の差を表す．これらの境界条件は準静的仮定のためとなる．ここで l = tana であり，今の場合は一定値であZ や L は純実数であるが，実際には位相遅れ分の虚数部

る．右辺第 1 項，第 2 項は渦なし流れを表し，先のポテを含むべきであろう．また，( 16 )，( 17 ) 式ではインペラ

ンシャル流れの例と同様に，軸方向流路では指数関数的入口状態が一様であることを暗に想定しているが，上流にに，径方向流路ではべき関数的に変化する．( 13 ) 式の第向かって増大する非物理的な成分（ ( 12 ) 式の第 2 項 ）は

3 項は渦度の非軸対称性に起因する寄与であり，ベーンレ

本来除去すべきであろう．

スディフューザの場合にはインペラの各翼間流路の負荷が不均一になることが原因で発生する成分である．この項はik (q − l ln r )上述の三つの境界条件のうち，( 15 ) 式に対する解は比較的簡単に表すことができて，とも表すことができるので，軸対称平P2 / P5 = 2/{(r5 /r2 ) k-2 + (r5 / r2 ) -k-2} ………… ( 18 )

均流の流線を表す対数らせん q -l lnr = const. に沿って値となる．この場合，増幅率は流れ角にはよらない．また，は一定である．

虚数部を含まないので，入口と出口で周方向分布に位相のr − ik l eikq = e

係数 A，B，C は境界条件から決まる．今，スクロール
入口での圧力ひずみが p ( r5 ,q ) = P5 eikq と与えられたとしずれはない．ほかの ( 16 )，( 17 ) 式の解も同様に表すことはできるが，煩雑になるのでここでは省略する．

て，それがベーンレスディフューザ内でどのように増幅ま

第 5 図にディフューザ内における圧力じょう乱モード

たは減衰するかを考察する．ディフューザ入口での境界条の振幅比と位相差を示し，3 ケースの場合の解を，周方向

件はインペラ特性から決まるため簡単には与えることはで波数が一次から六次の場合について示す．対象とする流れ

きないが，一般的に次のように表すことができる．

場は後述する遠心圧縮機のディフューザである．いずれのP2 / r vr 2 = − ZVr 2 , Vq 2 = LVr 2 …………… ( 14 )

条件でも三次モードまでは増幅率が 1 に近いかそれ以上
IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )49This document is provided by JAXA.

(a)複素圧力振幅比の絶対値

複素圧力振幅比の絶対値 ｜P2 /P5｜

2.5

：境界条件 ( 15 ) 式：境界条件 ( 16 ) 式：境界条件 ( 17 ) 式

2.0

3. 非軸対称ベーンレスディフューザの設計
3. 1 数値解析手法
ベースとなる供試遠心圧縮機の主要諸元を第 1 表に示す．また，供試遠心圧縮機を第 6 図に示す．スクロール1.5の流路断面形状はほぼ円形（ だ円状 ）であり，設計点に
1.0

0.5

Table 1

第 1 表 供試遠心圧縮機の主要諸元
Main parameters of test centrifugal compressor

パラメータ
0.0

0

1

2

3

4

5

6

7

周方向波数 k(b)複素圧力振幅比の位相

複素圧力振幅比の位相 ∠ P2 /P5（ 度 ）40：境界条件 ( 15 ) 式：境界条件 ( 16 ) 式：境界条件 ( 17 ) 式

20
0
−20
−40

記 号

単 位

値

比

p

−

4.0

転

数

N

rpm

170 000

流

量

m

kg/s

0.24

イ ン ペ ラ 入 口 径

D1s

mm

40.9

イ ン ペ ラ 出 口 径

D2

mm

62.15

インペラ出口翼高さ

b2

mm

4.1

インペラバックワード角

bb2

度

-31.5

イ ン ペ ラ 羽 根 枚 数

Zb−

6 + 6（ 長羽根 + 短羽根 ）ディフューザ出口径

D5

mm

100

ディフューザ流路高さ

b

mm

3.13

ス

ル A/R

A/R

mm

11.2

スクロールスロート面積

A7

mm2

632

設

計

設

計

設

計

ク

圧

力

回
質

ロ

量

ー

−60
(a)

インペラとベーンレスディフューザのハブ壁

−80
−100

0

1

2

3

4

5

6

7

周方向波数 k（ 注 ） P2：ディフューザ入口での圧力振幅
P5：スクロール入口での圧力振幅

第5図

ディフューザ内における圧力じょう乱モードの振幅比と位相差Fig. 5 Amplitude ratio and phase difference of modal pressure
disturbance in diffuser

であり，インペラやディフューザの失速に大きく影響を与えそうなことが伺える．第 5 図に示す ( 16 )，( 17 ) 式で(b)

スクロールとベーンレスディフューザのシュラウド壁

は振幅最大となる波数付近で位相が急変するという共鳴現象的な様相を示している．四次以上では増幅率が小さいう
えに，そもそもスクロール入口でのスペクトル振幅も小さくなるので，影響は無視してもよさそうである．また，これ以上の高次モードでは準静的インペラ応答の仮定の妥当性は低いであろう．
上記から明らかなように，ベーンレスディフューザ内部
ではスクロール起因の圧力の非一様性に対して単純な距離減衰は必ずしも期待できないので，何らかの方法でこの非軸対称性の影響を抑制する仕組みが求められる．

50

第 6 図 供試遠心圧縮機
Fig. 6 Test centrifugal compressor

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

おいてスクロール入口での圧力が周方向にほぼ一様になる
ように設計されている．
ベーンレスディフューザの内部流れを詳細に調べ，非軸(a)

HPR 条件135

180：1.14r2：1.31r2：1.47r2：1.60r2

1.05

対称ディフューザ設計のための基礎データや設計指針を得ソルバーには NUMECA International 社（ ベルギー ）のFINE /Turbo を使用する．これは三次元圧縮性のレイノ
TM

ルズ平均化ナビエ−ストークス方程式を有限体積法によって解くものである．空間微分は中心差分で離散化し，4 階

無次元静圧 p/ p

るため，遠心圧縮機全体に対する CFD 解析を行う．CFD
1.00

0.95

のルンゲ−クッタ法で時間積分を行う．乱流モデルには一方程式スパラート−アルマラスモデルを用いる．また，動静翼間の領域接続はフローズンロータモデルによる．接続

0.90

境界はインペラ外径の 1.03 倍の半径位置に置く．

0

45

90

225

270

315

360

270

315

360

周方向角度 q（ 度 ）格子依存性テストの結果に基づいて，総セル数は約630 万セルとする．用いられる格子モデルは交差角 13.3°
以上，境界層内の格子幅拡大率 5 以下，アスペクト比

1.05

1 000 以下，などの評価基準を全て満たしている．境界層(b)

LPR 条件135

180：1.14r2：1.31r2：1.47r2：1.60r2

内の第 1 格子幅 y+ は 5 以下に抑えられている．
境界では静圧が与えられている．固体壁上では断熱・滑りなし条件が課せられている．
CFD 解析の全体性能予測精度の検証については参考文
献 ( 14 ) を参照されたい．

無次元静圧 p/ p境界条件としては入口境界で全圧，全温，流れ角，出口

1.00

0.95

3. 2 軸対称ディフューザに対する解析結果
最初に軸対称ディフューザを有する圧縮機（ 以下，
ベース形態 ）の解析結果の分析から始める．高圧力比

0.90

0

第 7 図にサージ点付近におけるディフューザ内の225（ 注 ） p ：静 圧
p ：周方向平均静圧
r2 ：ディフューザ入口半径条件（ 回転数 120 000 rpm ）のサージ側での解析結果に( 1 ) ディフューザ静圧分布

90

周方向角度 q（ 度 ）( HPR ) 条件（ 回転数 170 000 rpm ）と低圧力比 ( LPR )ついて検討を行う．

45

第 7 図 サージ点付近におけるディフューザ内の周方向静圧分布
Fig. 7 Circumferential pressure distribution in diffuser at near-surge
conditions

周方向静圧分布を示す．HPR 条件（ 第 7 図 - ( a ) ）と LPR 条件（ - ( b ) ）でのディフューザ入口から出

以下の議論では圧力分布の周方向非一様性の指標

口までの四つの半径位置での周方向静圧分布を示す．

として次式で定義されるディストーション指数を用

全ての圧力値はその半径位置での平均静圧で規格化いる．

されている．予想されたように周方向に圧力は一定

Ds = ( pmax − pmin ) / p ……………………… ( 19 )ではなく，いずれの条件においても周方向角度 105°

ここで pmax，pmin，p はそれぞれある半径位置にお付近で圧力の落ち込みが見られる．Yang らは実験とける圧力の最大値，最小値，平均値である．第 8 図

CFD でこの静圧の非一様性を比較し，フローズンにサージ点付近におけるディフューザ内のディスロータモデルを用いた定常解析でも十分な精度をトーション指数を示す．図から，圧力ひずみは LPR

もってこの分布を予測できることを確認してい条件よりも HPR 条件でより顕著となることが分かるる．また，いずれのケースにおいても圧力ひずみは．

(9)

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )51This document is provided by JAXA.

：HPR 条件
：LPR 条件

0.122.5
複素圧力振幅比の絶対値 ｜P2 /P5｜

ディストーション指数 DS

0.10

0.08

0.06

0.04

0.02

0.00
1.1

1.2

1.3

1.4
1.5
無次元半径 r/r2

1.6

2.0

1.5

1.0

0.5

0.0

1.7

0

1

ディフューザ出口から上流側へ向かうにつれて強くなっている．このような状況は参考文献 ( 9 ) の実験
結果でも報告されている．
前述の ( 4 ) 式から HPR 条件のスクロール入口でのディストーション指数を計算すると 0.074 となり，
CFD 解析結果の 0.057 より過大ではあるものの同
オーダーの見積もり値が得られる．今の場合 rC 7 > r5(b)p05 − p5=

2 (1 / RR − 1)
AR 2 (1 + l 2 )… ( 20 )となり，これによって先のディストーション指数を

6

5

6

複素圧力振幅比の位相

−20
−40
−60
−80
−100

0

1

2

3

4

周方向波数 k（ 注 ） P2：ディフューザ入口での圧力振幅
P5：スクロール入口での圧力振幅

第9図

ディフューザ内における圧力じょう乱モードの振幅比と位相差Fig. 9 Amplitude ratio and phase difference of modal pressure
disturbance in diffuser

補正すると 0.062 となって，CFD 解析結果に近い値分布を示す．図から，インペラからのジェット =となる．

ウェーク構造がディフューザ内部を横断し，減衰し第 9 図に周方向波数ごとのディフューザ内におけていく様子が見て取れる．また，HPR 条件，LPR 条

る圧力じょう乱モードの振幅比と位相差を示す．波

件ともにシュラウド側での運動量がハブ側や流路中

数 2 ないし 3 の辺りに振幅比のピークがあり，その央断面に比べて低いことが分かる．このことから，波数近辺で位相差の正負が入れ替わる様子は，第 5ベーンレスディフューザでの逆流が最初にシュラウ

図に示した線形理論の計算結果（ 境界条件 ( 16 )，

ド側で生じる可能性が高いことが示唆される．

( 17 ) 式の場合 ）とほぼ一致している．
( 2 ) ディフューザマッハ数分布

52

5

0

していないため，少し高めの圧力を与えることにな
r ( v7 2 / rC 7 ) ( r5 − rC 7 )420であるが，( 4 ) 式はこの半径差による圧力差を考慮る．この圧力差を半径方向平衡により概算すれば，

3：HPR 条件：LPR 条件40複素圧力振幅比の位相 ∠ P2 /P5 （ 度 ）第 8 図 サージ点付近におけるディフューザ内のディストーション指数Fig. 8 Distortion index in diffuser at near-surge conditions2

周方向波数 k（ 注 ） r ：半 径
r2 ：ディフューザ入口半径

DCp ~複素圧力振幅比の絶対値(a)：HPR 条件：LPR 条件

3. 3 非軸対称ディフューザの設計指針
遠心圧縮機ではインペラの失速とディフューザの失速の第 10 図にサージ点付近における HPR 条件およびいずれもがサージの引き金となり得るが，通常，高圧力比

LPR 条件でのマッハ数分布を示す．HPR 条件（ 第条件ではインペラ失速の方がサージの原因となりやすい．

10 図 - ( a ) ）と LPR 条件（ - ( b ) ）での 10，50，

高圧力比条件ではインペラ流れは非軸対称性に敏感にな

90％スパン断面でのディフューザ内部でのマッハ数

り ( 9 ) 〜 ( 11 )，( 15 )，一部の翼間流路がほかの翼間流路よりもIHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

(a)HPR 条件

マッハ数
（－）
1.2
1.1
1.0
0.9
0.8
0.7
0.6
0.5

10％スパン

50％スパン(b)

0.4

90％スパン

LPR 条件

マッハ数
（－）
1.0
0.9
0.8
0.7
0.6
0.5
0.4

50％スパン

10％スパン

90％スパン

0.3

第 10 図 サージ点付近における HPR 条件および LPR 条件でのマッハ数分布
Fig. 10 Mach number distribution at HPR and LPR near-surge conditions

悪条件にさらされて，そこでの失速がサージの引き金にな

3. 4 非軸対称ディフューザの設計ると予想される．インペラの非軸対称的作動はインペラ下

上記の非軸対称ディフューザの設計指針に基づいて，三流圧力の非軸対称性に起因しているため，もし何らかの手

つの異なる流路幅分布を有する非軸対称ディフューザを設段によってこの圧力分布を抑制することができれば，イン計した．第 11 図にディフューザ流路幅分布を示す．いずペラの失速を遅らせることができるかもしれない．

れのケースにおいても，ディフューザ入口 ( 1.126 r2 ) か

低圧力比条件においては，これとは逆にディフューザ失らディフューザ出口 ( 1.61r2 ) にわたって径方向にディ速がサージの引き金になることが多い．これは後述の実験

フューザ流路幅は一定であり，ベース形態のディフューザ

結果からも確認できる．ベーンレスディフューザでの失速

で圧力が最低となった 105°
位置において流路幅が最大とは壁付近の流れの逆流が原因と考えられる．ベーンレス

なるような周方向分布をもっている．流路幅の周方向平均

ディフューザの流れ場がスクロールの影響で非軸対称にな値はどれもベース形態と同じである．流路幅分布の変更は

ると，円周上で最も流れ状態が悪い場所で最初に逆流が発シュラウド壁の変更のみで行い，ハブ壁はベース形状のま生すると考えられる．もし何らかの手段によってこの非軸対称性を抑制することができれば，ディフューザの失速を：ベース形態：ケース D：ケース E：ケース F

4.0

遅らせることができるかもしれない．
よって，スクロール起因の非軸対称性を極力抑制すること
で，圧縮機の安定性を改善することが非軸対称ディフューザの設計目的である．ベース形態では周方向位置 105°において圧力が最低となっている．この周方向位置において
ディフューザの流路幅を拡大させれば，流れの減速によってディフューザの周方向静圧分布はより一様になり，インペラやディフューザの内部流れはより軸対称に近づくであろう．したがって静圧が低く（ 高く ）なる周方向位置でディフューザの流路高さを広く（ 狭く ）することが非軸
対称ディフューザの基本設計指針となる．

ディフューザ流路幅 b ( mm )したがって，ディフューザを非軸対称形状にすることに
3.6

3.2

2.8

2.4

0

45

90

135

180

225

270

315

360

周方向角度 q（ 度 ）第 11 図 ディフューザ流路幅分布
Fig. 11 Passage width distribution of diffusers

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )53This document is provided by JAXA.

まとしている．また，インペラ出口とディフューザ入口の間のピンチ形状（ 縮流部 ）を成すシュラウド壁は，軸対第 12 図にサージ点付近における HPR 条件でのディフューザ内のディストーション指数を示す．CFD 解析で

0.95

0

90

ずれの場合でも圧力ひずみは大幅に抑制されている．形状の非軸対称性が最も大きいケース E では，外周側では最示している．この外周側と内周側の相反関係は第 10 図にザの大部分を占める亜音速流域に対してのみ有効である．

0

0.90

0

90

180

270

( c ) 1.47r2( d ) 1.60r2：ベース形態：ケース D：ベース形態：ケース D

90

180

1.05

270

360

周方向角度 q（ 度 ）

0.95

360

1.00
0.95
0.90

0

周方向角度 q（ 度 ）とと関係していると考えられる．一般に超音速流では流路る．上述の非軸対称ディフューザの設計指針はディフュー

0.95
0.90

360

1.00

示したようにインペラ出口で流れが超音速になっているこが拡大すると増速および降圧し，亜音速流ではその逆とな

270

無次元静圧 p/ p対称性が最も弱いケース F は，ケース E とは逆の傾向を

1.05
無次元静圧 p/ p

ではほかの 2 形態よりも非軸対称性は強い．形状の非軸

180

1.00

周方向角度 q（ 度 ）形態とともに示す．ベース形態と比較して 3 ケースのいも非軸対称性が抑制されているが，逆にディフューザ入口

1.05

1.00

0.90

得られた 3 ケースの HPR 条件での圧力ひずみをベース( b ) 1.31r2：ベース形態：ケース D

無次元静圧 p/ p

ラ部分のシュラウド壁はベース形態と同じである．

1.05
無次元静圧 p/ p

称形状から非軸対称形状に滑らかにつなげている．インペ( a ) 1.14r2：ベース形態：ケース D

90

180

270

360

周方向角度 q（ 度 ）（ 注 ） p ：静 圧
p ：周方向平均静圧

第 13 図Fig. 13

したがって，ディフューザ入口側で超音速流となること

サージ点付近における HPR 条件でのディフューザ内の周方向静圧分布Circumferential pressure distribution in diffuser at HPR nearsurge conditions

も加味して形状最適化を図る必要がある．第 12 図によれ

（ 第 13 図 - ( a ) および - ( b ) ）でかなり圧力ひずみがばケース D が最も良好な圧力場を形成し得ると考えられキャンセルされていることが分かる．第 14 図はベース形

る．第 13 図にサージ点付近における HPR 条件でのディ態とケース D の LPR 条件での圧力ひずみを示す．またフューザ内の周方向静圧分布を示し，ベース形態とケース

第 15 図はベース形態とケース D の LPR 条件での周方

D の周方向静圧分布の比較を示す．ケース D では内径側

向静圧分布の比較を示す．これらの図から，LPR 条件においても非軸対称ディフューザによってより一様な静圧分

0.10

0.10

0.08

0.08

ディストーション指数 DS

ディストーション指数 DS

0.12

布が形成されていることが分かる．

：ベース形態：ケース D：ケース E：ケース F

0.06

0.04

0.02

0.00
1.1

1.2

1.3

1.4
1.5
無次元半径 r/r2

1.6

1.7

0.06

0.04

0.02

0.00
1.1

（ 注 ） r ：半 径
r2 ：ディフューザ入口半径

第 12 図サージ点付近における HPR 条件でのディフューザ内のディストーション指数
Fig. 12 Distortion index in diffuser at HPR near-surge conditions

54：ベース形態：ケース D

1.2

1.3

1.4
1.5
無次元半径 r/r2

1.6

1.7

（ 注 ） r ：半 径
r2 ：ディフューザ入口半径

第 14 図サージ点付近における LPR 条件でのディフューザ内のディストーション指数
Fig. 14 Distortion index in diffuser at LPR near-surge conditions

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

(b)：ベース形態：ケース D

1.05
無次元静圧 p/ p

無次元静圧 p/ p

1.05( a ) 1.14r2：ベース形態：ケース D

1.00
0.95
0.90

0

90

180

270

N				：回転数
サージ点の判定は音の変化を聞き分けることによって行
う．サージング発生時には明確な低周波の周期音が聞こえ

0.95

る．以下ではサージングが発生しないぎりぎりの計測点を
0

周方向角度 q（ 度 ）

270

(d)

：ベース形態：ケース D：ベース形態：ケース D

1.05

0.95

0

180

( c ) 1.47r2

1.00

0.90

90

90

180

270

360

周方向角度 q（ 度 ）無次元静圧 p/ p

無次元静圧 p/ p

1.05m surge ：サージ流量

1.00

0.90

360

m choke ：チョーク流量

1.31r2360

同じベース形態の供試体を用いて同じ計測を 2 回繰り返

1.60r2

すことによって確認されている ( 16 )．なお，以降の図で示
す質量流量は全て同じ基準値を用いて無次元化されてい
る．

1.00

第 16 図にディフューザ流路幅分布を示す．試験では図に示す五つの流路幅分布をもつディフューザについて実施

0.95
0.90

した．いずれの形態でも同じインペラと同じスクロールが0

周方向角度 q（ 度 ）

90

180

270

360

周方向角度 q（ 度 ）（ 注 ） p ：静 圧
p ：周方向平均静圧

第 15 図Fig. 15

サージ点と呼ぶ．サージ点を含む全体性能計測の再現性はサージ点付近における LPR 条件でのディフューザ内の周方向静圧分布Circumferential pressure distribution in diffuser at LPR nearsurge conditions

4. 実 験 結 果
4. 1 実験装置

用いられている．ベース形態，ケース A，ケース B は軸対称ディフューザ，ケース C，ケース D は非軸対称ディフューザである．ケース C の流路幅の最大値は 180°にあり，前述の非軸対称ディフューザの設計指針に合致していない．これは設計指針に沿うケース D とそうでないケー
ス C を比較することで設計指針の妥当性を確認することを企図しているためである．
4. 2 試験結果の比較( 1 ) ベース形態，ケース A，ケース B の比較

非軸対称ディフューザの効果を確認するために，それをまずに三つの軸対称ディフューザ（ ベース形態，

組み込んだ供試遠心圧縮機の全体性能計測を実施した．実

ケース A，ケース B ）についての全体性能を第 17

験には過給機試験装置を使用した．圧縮機は同軸上にある図に示す．計測は 7 種類の回転数に対して実施した．

タービンによって駆動される．回転数はタービン上流側の140 000 rpm 以上では三つのディフューザではほぼ同バルブによってタービン流量を調整することにより調整す

じサージ点流量となっているが，それ以下の回転数

る．また，圧縮機流量は圧縮機下流側のバルブによって調：ベース形態：ケース A：ケース B：ケース C：ケース D

整され，調整精度は後に示す無次元流量の単位で 0.007
4.0程度である．
全温 ② 質量流量 ③ 回転数 ④ 大気圧 ⑤ 大気温度，である．温度は熱電対によって計測され，誤差は ±1.75℃以下
である．圧力はダイアフラム式圧力計によって計測され，誤差は ±1.25 kPa 以下である．質量流量は渦流量計で計測され，相対誤差は ±0.5％以下である．回転数は電磁ト
ランスデューサで計測され，相対誤差は ±0.25％以下である．次式で定義される SFR ( Stable Flow Range ) に対する相対誤差は設計回転数で ±0.8％である．
 m choke − m surge × 100% …… ( 21 )SFR = 

m

choke

N = const.

ディフューザ流路幅 b ( mm )計測項目は圧縮機入口・出口における，① 全圧・静圧・
3.6

3.2

2.8

2.4

0

45

90

135

180

225

270

315

360

周方向角度 q（ 度 ）第 16 図 ディフューザ流路幅分布
Fig. 16 Passage width distribution of diffusers

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )55This document is provided by JAXA.

4.2
3.8
3.4

圧力比 p

N = 140 000 ( rpm )
2.6

2.2

2.2

1.8

1.8
N = 120 000 ( rpm )1.4

N = 80 000 ( rpm ) N = 100 000 ( rpm )0.2

N = 150 000 ( rpm )3.0

N = 140 000 ( rpm )

1.0
0.0

N = 160 000 ( rpm )

3.4

2.6

1.4

：ベース形態
N = 170 000 ( rpm )：ケース D

3.8

N = 150 000 ( rpm )

3.0
圧力比 p

4.2

：ベース形態
N = 170 000 ( rpm )：ケース A：ケース BN = 160 000 ( rpm )0.4
0.6
  ref
無次元質量流量 m/m

0.8

1.0

1.0
0.0

N = 80 000 ( rpm )（ 注 ） m ：質量流量m ref：代表質量流量

第 17 図 全体性能（ ベース形態，ケース A，ケース B ）Fig. 17 Overall performance of base, case A and case B

0.4
0.6
  ref
無次元質量流量 m/m

0.8

1.0

（ 注 ） m ：質量流量m ref：代表質量流量

第 18 図 全体性能（ ベース形態，ケース D ）Fig. 18 Overall performance of base and case D

では流路幅が最小のケース A が最も低いサージ流間にあるが，ケース A，ケース B いずれも高圧力比量，流路幅が最大のケース B が最も高いサージ流量

条件ではサージ流量に全く変化が見られなかったことなっている．この三つのケースではディフューザ

とを考えると，流路幅の周方向分布が圧縮機の安定の流路幅しか変更していないので，これらの低圧力

作動範囲にとっていかに重要であるかが理解できる．

比条件ではサージのトリガーはディフューザの失速

供試遠心圧縮機では高速側のチョークはインペラであると推測できる．一方，これだけの大幅な流路で発生しており，ベーンレスディフューザのスロー

幅の変更（ ベース形態に対して +16％と -8％）にもトではチョークしていない．このような状況では，かかわらず，高圧力比条件ではサージ流量にも通常，ディフューザ形状はチョーク流量にほとんどチョーク流量にも全く変化が見られない．したがっ影響を与えない．実際，三つの軸対称ディフューザ

て，高圧力比条件ではインペラがサージおよびの場合には第 17 図に示すようにチョーク流量に変化

チョークを決めていると考えることができる．

はない．しかし，第 18 図に示すように，ケース D

上述の 3 ケースの比較結果，ベーンレスディのチョーク流量はベース形態よりも小さく，非軸対フューザの安定化には流路幅を狭くすることが有効

称ディフューザはディフューザでチョークしてなくであることが分かる．しかし，狭い流路幅がいつもても圧縮機のチョーク流量に影響を与え得ることがより良い選択という訳ではない．流路幅が狭いと壁分かる．このことは，非軸対称ディフューザがイン面摩擦の影響が増加し，圧縮機の効率低下につながペラスロートの有効断面積に影響を与え，その結果るからである．実際，流路幅が小さいケース A はほ

チョーク流量が変化し得ることを示唆しているようかの 2 ケースよりも低圧力比側では効率は低い結果に思える．

となっている．

( 16 )( 2 ) ベース形態とケース D の比較

設計回転数の効率については，ケース D は大流量側で圧力比が低下しているため，この領域で効率も第 18 図に全体性能（ ベース形態，ケース D ）のベースより低くなる．しかし実運用で用いられる無比較を示す．ケース D では高圧力比条件，低圧力比

次元流量で約 0.8 の領域およびそれ以下の流量域で条件ともにサージ流量が減少しており，上述の非軸対は効率変化はないため，このケースでは非軸対称化

称ディフューザの設計指針が妥当であることが示されに伴う実用上のデメリットはない ( 16 )．

ている．設計回転数 ( 170 000 rpm ) ではベース形態

56

0.2

N = 120 000 ( rpm )N = 100 000 ( rpm )( 3 ) ケース A とケース D の比較に対して SFR は 28％増加している．また，流路幅

第 19 図に全体性能（ ケース A，ケース D ）の比について見ればケース D はケース A とケース B の較を示す．ケース A は流路幅が最小の軸対称ディ
IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

4.2：ケース A：ケース D

3.8

ディフューザの設計指針に沿うものではなく，それN = 160 000 ( rpm )3.4

ゆえ非軸対称設計の安定化効果が適切には得られていないと考えられる．ケース C とケース D の違い

N = 150 000 ( rpm )

3.0
圧力比 p

は増加している．ケース C は提案された非軸対称

N = 170 000 ( rpm )N = 140 000 ( rpm )は最大流路幅の周方向位置の違いだけであり，ケー

2.6

ス D のディフューザを 75°
回転するだけでケース C

2.2のディフューザが得られる．

1.8
1.4
1.0
0.0

N = 80 000 ( rpm )0.2

したがって，仮にスクロールの形状的非軸対称性

N = 120 000 ( rpm )N = 100 000 ( rpm )0.4
0.6
  ref
無次元質量流量 m/m

0.8が圧縮機性能に何らインパクトも与えていないとし
1.0（ 注 ） m ：質量流量m ref：代表質量流量

たら，両者の性能は全く同じになっていたはずである．よって，この 2 ケースでの SFR の違いはスク
ロールの形状的非軸対称性が圧縮機の安定性に大きく影響することを如実に示している．さらに，ケー

第 19 図 全体性能（ ケース A，ケース D ）Fig. 19 Overall performance of case A and case D

ス C は軸対称のケース A と同じ最小流路幅を有す
るが，低圧力比側では大幅にサージ流量が増加してフューザである．この二つのケースで，低回転側のいる．これはケース D がケース A と同じサージ流

サージ線はほぼ一致している．これらのケースでは量であったことと好対照をなしている．非軸対称

角度 210 〜 360°で流路幅が同じであり，この角度範

ディフューザの設計において流路幅分布の周方向位

囲（ のどこかで ）で流路を狭めることでディフュー

相が非常に重要なファクタとなることがよく分かる

ザでの逆流が抑制され，失速を遅らせることが可能（ 不適切な位相で流路を広げるとサージ流量が増加しと考えられる．

てしまう ）．
また，第 20 図からケース C のチョーク流量は( 4 ) ベース形態とケース C の比較
第 20 図に全体性能（ ベース形態，ケース C ）のベース形態よりも大きいことが分かり，非軸対称比較を示す．ケース C の 160 000 rpm ではサージ点

ディフューザによりチョーク流量増加が可能なこと確認が十分明確に行えなかったため，この部分のが示唆されている．しかし，非軸対称ディフューザ

サージラインは推定ラインを破線で示す．ケース C

による圧縮機のチョーク流量増減のメカニズムは現では高圧力比条件，低圧力比条件ともにサージ流量時点では十分には理解されておらず，さらなる研究が必要である．

4.2：ベース形態：ケース C3.8軸対称流路幅分布を有するベーンレスディフューザが考案

N = 150 000 ( rpm )3.0

言本研究では遠心圧縮機の安定作動域拡大を図るため，非N = 160 000 ( rpm )

3.4

圧力比 p

5. 結

N = 170 000 ( rpm )された．その結果，以下の結論と知見が導き出された．

N = 140 000 ( rpm )2.6( 1 ) 軸対称ディフューザ内部では流れ場は非軸対称で2.2あり，高圧条件・低圧条件ともに静圧の周方向分布

1.8はスクロール舌部の下流側で最小値となる．この圧力ひずみはディフューザの上流側に向かうほど強くN = 120 000 ( rpm )

1.4
1.0
0.0

N = 80 000 ( rpm ) N = 100 000 ( rpm )
0.2

0.4
0.6
  ref
無次元質量流量 m/m

なる傾向がある．また，圧力ひずみは低圧力比条件
0.8

1.0

（ 注 ） m ：質量流量m ref：代表質量流量

第 20 図 全体性能（ ベース形態，ケース C ）Fig. 20 Overall performance of base and case C

よりも高圧力比条件でより強くなる．
( 2 ) 非軸対称ディフューザの設計意図はディフューザ
内部での流れの非軸対称性を緩和することであり，静圧が低く（ 高く ）なる周方向位相において流路幅
IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )57This document is provided by JAXA.

を広く（ 狭く ）することが基本的な設計指針となる．

Turbomachinery

この考え方は亜音速流において有効であり，インペ

pp. 94 − 102

ラ出口流れが超音速となる場合には，超音速域と亜音速域でトレードオフが必要となる．

Vol. 119 Issue 1( 1997. 1 )( 7 ) F. H. Gu and A. Engeda : A Numerical Investigationon the Volute/Impeller Steady-State Interaction Due( 3 ) 提案された設計指針に基づいて設計された非軸対

to Circumferential Distortion

ASME Proceedings

称ディフューザを供試遠心圧縮機に組み込んで性能

Turbomachinery Paper No. 2001-GT-0328 ( 2001. 6 )計測を実施した．実験の結果，低圧力比条件から高pp. V001T03A030

圧力比条件にわたって，非軸対称ディフューザは圧( 8 ) F. H. Gu, A. Engeda, M. Cave and J. L. D. Liberti :縮機の安定性改善に寄与することが分かった．特にA Numerical Investigation on the Volute/Diffuser

設計回転数においては，ベース形態に対して 28％のInteraction Due to the Axial Distortion at the Impeller

安定作動域拡大が得られた．

Exit

Journal of Fluids Engineering

Issue 3 ( 2001. 4 )参 考 文 献Vol. 123

pp. 475 − 483( 9 ) M. Yang, X. Zheng, Y. Zhang, T. Bamba, H.

( 1 ) T. E l h o l m , E . Ay d e r a n d R . A . Va n d e n

Tamaki, J. Huenteler, and Z. Li : Stability Improvement

Braembussche : Experimental Study of the Swirlingof High-Pressure-Ratio Turbocharger Centrifugal

Flow in the Volute of a Centrifugal Pump

JournalCompressor by Asymmetric Flow Control - Part I:

of Turbomachinery Vol. 114 Issue 2 ( 1992. 4 )Non-Axisymmetric Flow in Centrifugal Compressor

pp. 366 − 372

ASME Proceedings Turbomachinery Paper No. GT2010-( 2 ) E. Ayder, R. A. Van den Braembussche and J. J.
Brasz : Experimental and Theoretical Analysis of the22581 ( 2010. 6 )pp. 1 891 − 1 902( 10 ) X. Q. Zheng, J. Huenteler, M. Y. Yang, Y. J. Zhang

Journaland T. Bamba : Influence of the Volute on the Flow in aof Turbomachinery Vol. 115 Issue 3 ( 1993. 7 )Centrifugal Compressor of a High-Pressure Ratio

pp. 582 − 589

Turbocharger Proceedings of the Institution of

Flow in a Centrifugal Compressor Volute( 3 ) K. Hillewaert and R. A. Van den Braembussche :Mechanical Engineers Part A

Journal of Power andNumerical simulation of Impeller-Volute Interaction in

Energy Vol. 224 ( 2010 )pp. 1 157 − 1 169

Centrifugal Compressors
Vol. 121 Issue 3 ( 1999. 7 )Journal of Turbomachinery( 11 ) Y. Lin, X. Zheng, L. Jin, H. Tamaki and T.

pp. 603 − 608

Kawakubo : A Novel Experimental Method to Evaluate( 4 ) A. Reunanen, H. Pitkänen, T. Siikonen, H. Heiska,

the Impact of the Volute’s Asymmetr y on the

J. Larjola, H. Esa and P. Sallinen : Computational and

Performance of a High Pressure Ratio Turbocharger

Experimental Comparison of Different Volute

Compressor

Geometries in a Radial Compressor

Sciences Vol. 55 ( 2012 )ASME

Proceedings Turbomachinery Paper No. 2000-GT-469( 2000. 5 )pp. 1 695 − 1 700( 12 ) J. M. Sorokes and J. M. Koch : The Influenceof Low Solidity Vaned Diffusers on the Static

pp. V001T03A040( 5 ) J. M. Sorokes, C. J. Borer and J. M. Koch :Pressure Non-Uniformity Caused by a Centrifugal

Investigation of the Circumferential Static Pressure

Compressor Discharge Volute

Non-Uniformity Caused by a Centrifugal Compressor

Turbomachinery Paper No. 2000-GT-0454 ( 2000. 5 )Discharge Volute

pp. V001T03A028( 1998. 6 )ASME Paper No. 98-GT-326

ASME Proceedings( 13 ) C. Xu and R. Amano : Eliminating Static Pressure

pp. V001T01A088( 6 ) A. Fatsis, S. Pierret and R. A. Van den Braembussche

58

Science China - Series E Technological

Distortion by a Large Cut Back Tongue Volute

ASME: Three-Dimensional Unsteady Flow and Forces inProceedings Microturbines and Small Turbomachinery

Centrifugal Impellers With Circumferential Distortion

Paper No. GT2006-90001 ( 2006. 5 )of the Outlet Static Pressure

164

Journal of

IHI 技報pp. 155 −Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

( 14 ) C. Xu and M. Müller : Development and Design ofa Centrifugal Compressor Volute

International

Journal of Rotating Machinery

Vol. 3 Issue 3( 2005. 4 )pp. 190 − 196

and Turbochargers IMechE ( 1982 )pp. 143 −156( 18 ) H. W. Iversen, R. E. Rolling and J. J. Carlson :Volute Pressure Distribution, Radial Force on the( 15 ) X. Zheng, Y. Zhang, M. Yang, T. Bamba and H.

Impeller, and Volute Mixing Losses of a Radial Flow

Tamaki : Stability Improvement of High-Pressure-Ratio

Centrifugal Pump

ASME Journal of Engineering

Turbocharger Centrifugal Compressor by Asymmetricfor Power Vol. 82 Issue 2 ( 1960. 4 )Flow Control - Part II : Non-Axisymmetric Self

143

pp. 136 −ASME Proceedings( 19 ) G. Chochua, J. M. Koch and J. M. Sorokes :Turbomachinery Paper No. GT2010-22582 ( 2010. 6 )Analytical and Computational Study of Radial Loads

pp. 1 903 − 1 912

in Volutes and Collectors

Recirculation Casing Treatment( 16 ) X. Zheng. Y. Lin, W. Zhuge, Y. Zhang, H. Tamaki
and T. Kawakubo : Stability Improvement of
Turbocharger Centrifugal Compressor by Asymmetric
Vaneless Diffuser Treatment

ASME Proceedings

Radial Turbomachiner y Aerodynamics
No. GT2013-94705 ( 2013. 6 )Paper

pp. V06CT40A006( 17 ) D. Japikse : Advanced Diffusion Levels in
Turbocharger Compressors and Component Matching

ASME Proceedings

Turbomachinery Paper No. GT2005-68822 ( 2005. 6 )pp. 871 − 879( 20 ) E. M. Greitzer, C. S. Tan and M. B. Graf : Internal
Flow : Concepts and Applications
University Press ( 2007. 5 )Cambridge

pp. 51 − 54

( 21 ) W. Jansen : Rotating Stall in a Radial Vaneless
Diffuser

Journal of Basic Engineering Vol. 86

Issue 4 ( 1965. 12 )pp. 750 − 758

Proc. First International Conference on Turbocharging

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )59This document is provided by JAXA.

VRC 向プロセスガスターボ圧縮機の開発
Development of Process Gas Centrifugal Compressor for VRC
佐

野

光

男

回転機械セクター回転機械設計部部長

酢酸セルロース製造設備への VRC（ Vapor Re-Compression：蒸気再圧縮 ）技術を適用した省エネ実証試験を実施した．その主要設備となるプロセスガスターボ圧縮機を当社で開発，製作し，現地試運転が無事終了した．ここに本圧縮機における新規各種検討項目および現地試運転結果について紹介する．
With the aim of saving energy, Vapor Re-Compression ( VRC ) technique has been tested for a cellulose acetate manufacturing
plant. IHI manufactured the centrifugal compressor for this plant, and the test was successfully carried out at this site. This paper
summarizes the development of centrifugal compressor design technologies that address issues such as the development of amaterial that is resistant to corrosive gas, production of a seal that ensures low leakage, and analysis of the rotor.

1. 緒

言
ガス圧縮

石油・石油化学プラントにおいては，蒸留塔への製品プ
ロセス流量調整のために熱交換器があり，本熱交換器の温圧縮機

度調節には従来水蒸気を用いている．一方，使用される水

高温化

蒸留塔

蒸気量を低減する省エネ手法として ① 自己熱再生技術② 内部熱交換型蒸留塔 ( HIDiC ) ③ 蒸気再圧縮 ( VRC )熱交換器

型蒸留塔，などが研究・検証されてきた．しかし，新規プ
ラント投資に伴う経済性，新技術導入による生産停止のリ
スクが潜在化するため生産現場での普及が進んでいなかった．

第 1 図 蒸留プロセスにおける省エネフロー
Fig. 1 Flow diagram for energy saving at distillation plant

このような状況において，株式会社ダイセルでは既存の酢酸セルロース製造設備に VRC 設備を設置し，実証試験

圧縮機を行った．これは VRC 技術の有機溶剤系蒸留プロセスへ

形 式

ギヤ内蔵型ターボ圧縮機の適用としては世界初の試みである．第 1 図に蒸留プロ

型 番

f44C2

セスにおける省エネフローを示す．本試験結果から 30％

回転数

10 692 rpmの省エネ( 1 )，( 2 )にめどがついた．

圧縮機駆動用主電動機

当社は本 VRC 技術の主要設備となるプロセスガスター
ボ圧縮機の開発，製作，現地試運転を行い，良好な結果を得た．本稿では，そこに至った各種要素技術の検討や現地

定格出力

工場組立状況を第 2 図に，現地据付け状況を第 3 図に示す．

試運転結果について紹介する．

2. 仕

3. 設 計 条 件
様今回開発した圧縮機仕様は以下のとおりである．

60

取扱ガス

腐食性ガス

吸入圧力

105 kPaA

吐出圧力

443 kPaA

850 kW

今回開発した圧縮機において留意した点は以下である．
( 1 ) ガス流路部における耐腐食性を考慮した材料の選
定( 2 ) 機外へのプロセスガス漏えい量防止に対する軸シール構造
IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

インペラ

Fig. 2第 2 図 圧縮機組立状況
View of compressor in workshop

スクロール
a部
（ オーバハング部 ）Fig. 4第 4 図 圧縮機断面
Sectional drawing of compressor

るチタン材 ( Ti-6Al-4V ) とし，耐腐食性が確認できた．
一方，スクロール材としては二相ステンレス鋼を選定した．二相ステンレス鋼の採用は今回が初めてであり，製造するうえで各種検討を必要とした．
検討を行った主な項目を以下に挙げる．
( 1 ) スクロール木型の成形

第 3 図 現地圧縮機据付け状況
Fig. 3 View of compressor on site

( 2 ) 鋳込み方法( 3 ) 欠陥発生時の補修溶接要領( 3 ) プロセスガスラインへの窒素 ( N2 ) 漏えい量の最小化

コストダウンと調達先の多角化を考慮し，海外メーカで製作を行った．各種製作要領の作成においては当社調達部( 4 ) 安定した運転の実現

が，各工程における品質管理には当社品管部が立合いを逐

3. 1 仕様ガスに対する材質選定

次行うことによって，納期遅れもなく品質を十分に満足しプロセスガスが腐食性ガスであることからガスと接触すた形で完成できた．第 5 図に完成したスクロール外観をるインペラとスクロールの材質を検討した．第 4 図に圧示す．

縮機断面を示し，インペラとスクロールの組立状況を示

3. 2 軸シール機構

す．

プロセスガスが危険ガスであるので圧縮機機外へのプロ

インペラ材は以前から高周速用材料として用いられてい(a)

セスガス漏えいは禁止されている．一方，客先システムの耐圧試験時の様子

Fig. 5(b)

木型

第 5 図 スクロール外観
External view of compressor’s scroll

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )61This document is provided by JAXA.

制約上，パージラインのガス（ プロセスガス + N2 ガス ）はプロセスラインに戻す必要があり，N2 ガスのプロセス

軸シール

ガスへの混入は可能な限り少なくする必要があった．そこで，本圧縮機には“ シングル + ダブル ”構造のドライガ
スシール（ 以下，DGS ）を初採用した．第 6 図にドライ

インペラ
ロックナット

ガスシール断面を示す．
一方，腐食性ガスに対する材質として，インペラやスク

ピニオン軸ロールで採用したチタンおよび二相ステンレス鋼を DGSへ適用することは実績および構造上不可能であるため，まず DGS メーカでの本ガス下における使用実績の確認を（ 注 ） 着色部：腐食ガス曝露部

Fig. 7第 7 図 ロータ構造図（ 従来構造 ）Sectional drawing of rotor ( conventional structure )行った．その結果，液体ポンプ用メカニカルシールではあるが SiC（ シリコンカーバイト ）の適用実績が確認されのが，ピニオン軸へは歯切りを行うため炭素鋼である必要た．そこで，固定環および回転環への SiC 採用可否をがあり，耐腐食性材質への変更ができないことであった．

メーカに確認した結果，対応可能となり本材質を腐食性ガ

そこで，インペラとピニオン軸のそれぞれに組付け用の歯スに対する対策とした．

切り加工を行い，それぞれの歯をかみ合わせることでイン

また，固定環背面などに使われているしゅう動材（ O

ペラとピニオン軸を結合させるカービック結合を採用しリング ）については以前から耐腐食性の高いふっ素系材

た．第 8 図にロータ構造（ 本工事構造 ）を示す．この方質とすることで問題の解決を図った．本材質および“ シ法を取り入れることでピニオン軸の全長も短くすることがングル + ダブル ”構造の DGS を適用した結果，現地ででき，さらにピニオン軸の腐食性ガスへの曝露面積を抑えのシールガス漏えい量は当初計画の 1/10 以下に抑えるこることが可能となった．ただし，本方式においても隙間部とができ，客先においても本漏えい量であればプロセス側は存在するので，腐食性ガス侵入の可能性を低減する方法

への影響は全く問題ないことが確認され，当初計画を上回として，各部に O リングを設置している．
3. 3. 2 ロータ安定性

る結果を得た．
3. 3 ロータ構造と安定性

3. 2 項において説明したように軸シール機構に“ シング3. 3. 1 ロータ構造

ル + ダブル ”ドライガスシールを採用することにした．

従来のロータ構造はピニオン軸にインペラをはめ込み，

これに伴い軸受の外側となるオーバハング部（ 第 4 図にロックナットで固定する方法である．第 7 図にロータ構示す a 部 ）が従来設計より長くなり，回転中の振れ回り

造（ 従来構造 ）を示す．この構造の場合ピニオン軸の腐増加に伴うロータの安定性低下が懸念された．また，本圧

食性ガスに対する曝露面積が多くなる．ここで問題となる縮機の運用として起動～停止の状況においてさまざまな運転方法が推測された．そこで最適なロータ形状の選定およ

パージライン（プロセスガス + N2）

ドライガスシールN2
カービック結合

ドライガス
シール

インペラ
インペラ側

固定環

大気側

ロックナット

ピニオン軸

テンションボルト
回転軸

シングル

ダブル
回転環

第 6 図 ドライガスシール断面
Fig. 6 Sectional drawing of dry gas seal62

（ 注 ） 着色部：腐食ガス曝露部

第 8 図 ロータ構造図（ 本工事構造 ）Fig. 8 Sectional drawing of rotor ( current structure )IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

：軸剛性 ( 1 )：軸剛性 ( 2 )：軸剛性 ( 3 )：軸剛性 ( 4 )：軸剛性 ( 5 )：軸受ばね特性 ( 1 )：軸受ばね特性 ( 2 )：軸受ばね特性 ( 3 )：軸受ばね特性 ( 4 )：運転回転数 ( 10 692 rpm )危険速度 ( rpm )1.0E+05

離調率：± 30％

1.0E+04

1.0E+03

1.0E+02
1.0E+03

1.0E+04

1.0E+05
剛

1.0E+06

1.0E+07

1.0E+08性 ( kg･f/cm )第 9 図 危険速度解析図
Fig. 9 Critical speed map

びさまざまな運転点を考慮したロータ安定性解析を行っの妥当性の検証を進め，さらなる知見を深めていくことがた．

必要と考えている．

その結果，以下の施策を実現することで，ロータの回転安定性を保つことが可能となることを確認した．
( 1 ) 運転回転数が従来機と同様に 2 次危険速度と3 次危険速度の間にある．
( 2 ) 危険速度と運転回転数の離調率 30％以上を確保
する．

5. 結

言

VRC 向プロセスガスターボ圧縮機への取組みについて解説した．これまで当回転機械設計部は Air Like Gas（ 空気，窒素，酸素 ）に特化した事業展開を行ってきたが，本圧縮機の開発成功に伴い，今後はさまざまなガスに対応( 3 ) 軸受のサイズアップとシャフト剛性アップによるたわみ比 10％以下を達成する．
第 9 図に本ロータ形状における危険速度解析図の一例を示す．

した圧縮機の開発，事業展開を行っていく所存である．
― 謝

辞 ―

本圧縮機の開発に当たって，多大なご協力をいただいた

これらの検討の結果，現地試運転では最大でも 10 mm程度の軸振動値となり，非常に安定した運転結果を得るこ

株式会社ダイセルの関係各位に対して，ここに記し，深くお礼を申し上げます．

とができた．

参 考 文 献4. 現地運転結果
2015 年 3 月に現地試運転が開始され先に述べたように安定した圧縮機となった．また，軸シール漏えい量も当初目標に対して微小漏えい量となり各種事前検討に対し十分な結果が得られた．今後，長期運転に対する各種事前検討( 1 ) 株式会社ダイセル：決算説明資料 2015 年 3 月（ オンライン入手先 ）< http://www.daicel.com/news/
2015/0521.html >（ 参照 2016-04-18 ）( 2 ) 株式会社重化学工業通信社：雑誌 ENN 第 25号 2015 年 9 月

pp. 42 － 43

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )63This document is provided by JAXA.

舶用過給機効率向上仕様
High Efficiency Model Turbocharger for Marine Use
小

向

智

司

回転機械セクター開発部

石

綿

孝

臣

回転機械セクター開発部

部長

中

野

賢

治

回転機械セクター開発部

主査

舶用ディーゼル機関の低環境負荷化を実現するためには，過給機の高効率化が必要である．当社では従来仕様のAT14 形過給機に対し，価格やサイズは同程度に抑えつつ，既存技術を突き詰めることで高効率化を実現した．効率向上仕様では各空力要素を改良することによって，従来仕様と比較し過給機総合効率が 3 〜 4 ポイント向上している．さらに，消音器吸込カバーを設けることで，過給機吸込空気温度の低減を図った．これらの改良によって，舶
用ディーゼル機関の燃費改善に寄与している．
To realize an environment-friendly marine diesel engine, high efficiency turbochargers are necessary. To comply withmarket needs, IHI has succeeded in creating an AT14 high efficiency model turbocharger for marine use using existing technology
whose price and size are comparable with conventional AT14 models. Total turbocharger efficiency is increased by 3-4 percentage
points by improving various aerodynamics elements. In addition, the turbocharger compressor inlet temperature is reduced byabout 6 degrees by providing a cover for the silencer inlet. These measures contribute to the fuel consumption improvement of
the diesel engine. The AT14 high efficiency model turbocharger contributes to fuel saving thanks to these improvements. It has
been already adopted by some engine builders and is being operated in the market.

1. 緒

言

タービン軸

コンプレッサインペラ

排気ターボ過給機は内燃機関の排ガスを利用し圧縮空気を供給する機器であり，舶用ディーゼル機関の場合，出力と燃費の向上に有効であることから，ほとんどの機関に搭載されている．近年，舶用ディーゼル機関に対する排ガス規制や低燃費化への要求 ( 1 ) は厳しさを増しているが，このような要求に対応するためには機関側の改良だけでな
く，過給機側の改良も重要である ( 2 )．
舶用ディーゼル機関の低環境負荷化を実現するため，当社では従来仕様の AT14 形過給機 ( 3 ) に対し，価格やサイズは同程度に抑えつつ高効率化を実現した．本稿では，こベアリング

吸込カバー付消音器

第 1 図 効率向上仕様 AT14 形過給機
Fig. 1 High efficiency model AT14 turbochargerの効率向上仕様の特長について紹介する．

2. AT14 形過給機効率向上仕様構成される．また，コンプレッサの吸入部には，騒音を低減させるために消音器が設けられており，大気はこの消音効率向上仕様は従来仕様をベースとしており，従来仕様器を介してコンプレッサへ流入する．効率向上仕様は，と同様，500 kW クラスの機関に搭載可能な C 重油対応

① 低価格・小サイズ ② 大風量・高圧力比 ③ 高効率，の形の排気ターボ過給機である．効率向上仕様 AT14 形過実現を目標に改良を実施した．コンプレッサインペラは小給機の外観を第 1 図に示す．排気ターボ過給機は，① 機

径ながらも大風量・高圧力比を実現している．また，価格関からの排気エネルギーを回収するタービン ② タービンとサイズは従来仕様と同等に抑えている．効率向上仕様でと同軸上に固定され，回転することによって圧縮空気を生

は機関の燃費を改善するため，過給機の各種空力要素に改成するコンプレッサ ③ 回転軸を支えるベアリング，から良を加えることによって過給機の総合効率を向上させた．

64

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

さらに，消音器吸込部にカバーを設けることによって過給が形成される．これによってサージング（ 低風量側で圧機吸込温度を低減させ，吸込体積風量を増加させることに力や流量が激しく変動する現象 ）が抑制され，低風量側

よって，機関の燃費改善を図った．

の作動領域を確保することができる．
一方，循環流が多い場合，循環流による損失が発生し，

3. 改 良 点 詳 細コンプレッサ効率が低下するという課題がある．効率向上

効率向上仕様で実施した各種改良の詳細を，以下に示

仕様では，ケーシングトリートメントのスリット位置を最適化することで，低風量域で必要最低限のサージマージン

す．
3. 1 コンプレッサハウジングを確保できる循環流量を維持しつつ，定格風量域での循環

第 2 図 に 従 来 仕 様（ - ( a ) ）お よ び 効 率 向 上 仕 様

流量を低減させた．これによって，コンプレッサ効率向上（ - ( b ) ）のコンプレッサハウジングを示す．効率向上仕分が 0.7 ポイントであることを数値解析で確認した．

様では，取合部の寸法を大きく変えずにボリュートの断面

3. 2 ディフューザ

積および径方向位置を大型化し，ハウジング流路内での損効率向上仕様では，ボリュートに流入する際の損失を低失を従来仕様と比較し低減させることによって，コンプ減させるため，テーパディフューザを採用することによっレッサ効率の向上を図った．数値解析結果から，コンプてスクロール入口における流速を低下させている．第 4レッサ効率向上分は約 0.3 ポイントであることを確認し図に従来仕様で採用しているディフューザ（ - ( a ) ）と，た．

効率向上仕様で採用しているテーパディフューザ

また，効率向上仕様では，従来仕様と同様低風量側の作（ - ( b ) ）の絶対マッハ数分布をそれぞれ示す．テーパ

動領域を確保するため，コンプレッサ入口部にケーシング

ディフューザ（ 第 4 図 - ( b ) ）ではスロート部からスク

トリートメント（ 空気循環路 ）を採用した．第 3 図に従ロール入口部にかけ拡大するテーパ部が設けられており，

来仕様および効率向上仕様のケーシングトリートメントをこの効果によってスクロール位置入口部での流速が低下し示す．このケーシングトリートメントによって，低風量側ている．数値解析を用いて，コンプレッサ効率向上分が約でインペラを通過する流体の一部が下流側スリットから上

0.5 ポイントであることを確認した．

流側スリットに流れ，インペラへ再流入するという循環流

3. 3 チップクリアランス
過給機のような回転機械において，翼先端（ 回転側 ）

(a)

従来仕様

(b)

効率向上仕様とハウジングシュラウド部（ 静止側 ）の間の隙間である
チップクリアランスの増加によって，効率が低下すること

(a)

従来仕様
( b ) 効率向上仕様
テーパなし
テーパあり

スクロール入口

第 2 図 コンプレッサハウジング
Fig. 2 Compressor housing

ディフューザ出口

ケーシング
トリートメント

スロート

下流側スリット
従来仕様

ディフューザ入口
上流側スリット

インペラ出口

下流側スリット
効率向上仕様第 3 図 ケーシングトリートメント
Fig. 3 Casing treatment

第 4 図 ディフューザ絶対マッハ数分布
Fig. 4 Absolute Mach number distribution of diffuser

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )65This document is provided by JAXA.

が広く知られている ( 4 )．一方，チップクリアランスは，① 各部品の加工公差 ② 遠心力による翼の変形 ③ 熱によるハウジングシュラウド部の変形 ④ 熱で各部品が変形することによるインペラ位置の変化 ⑤ 軸振動 ⑥ カーボン
堆積（ タービン側 ），などによって変化する．安全面を考慮した場合，翼先端とケーシングシュラウド部の接触を避けるため，チップクリアランスを増加させることが望ましい．
第 5 図に効率向上仕様出口チップクリアランスを示す．
図に示すように効率向上の効果が大きい流路出口側のチッ（注）：タービン・機関によって暖められた空気第 6 図 従来仕様消音器
Fig. 6 Silencer of conventional model

プクリアランスを従来仕様に対し，タービン側（ 第 5
図-(a)），コンプレッサ側（ - ( b ) ）ともに 0.1 mm 狭めている．チップクリアランスを狭めた場合の安全面への影響については，実機運転と数値解析を用いて検証を行い，問題がないことを確認した．
3. 4 吸込カバー付消音器
過給機総合効率向上以外に機関の燃費を改善する手段として，過給機吸込温度を低下させることによって吸込空気
密度を高め，吸込空気体積流量を増やすという方法が有効である．第 6 図に従来仕様消音器を示す．大気を消音器
径方向から取り込んでいたため，過給機タービンや機関によって暖められた空気を吸い込んでおり，これによって質量流量が低下していた．

（注）：タービン・機関によって暖められた空気：低温空気

第 7 図 効率向上仕様吸込カバー付消音器
Fig. 7 Silencer with cover of high efficiency model

効率向上仕様吸込カバー付消音器を第 7 図に示す．消音器吸込部にカバーを設けることで，軸方向から大気を取り込むよう改良した．これによってタービンや機関に暖め

4. 従来仕様と効率向上仕様との性能比較

られていない，比較的低温の空気を取り込むことができ

前項で紹介した各種改良要素を実機に盛り込み，従来仕る．機関に過給機を搭載した実機試験において，過給機吸様との過給機総合効率の比較を実施した．機関搭載時の過込温度が従来の消音器吸込カバーがない仕様と比較し，約給機総合効率の違いを示した実機試験結果を，第 8 図に6℃低下していることを確認した．

示す．横軸には機関の負荷を，縦軸には従来仕様のピーク効率を 1 とした場合の，効率実測値との差分をそれぞれ示す．従来仕様に対し効率向上仕様は全負荷領域で総合効

(a)

タービン側

(b)

コンプレッサ側率が向上しており，その向上分は 3 〜 4 ポイントである
ことを確認した．

5. 結言舶用ディーゼル機関の燃費を改善するため，AT14 形過給機の高効率化を実現した．効率向上仕様では，空力要素の改良によって従来仕様と比較し過給機総合効率は 3 〜 4（注）：出口チップクリアランス

第 5 図 効率向上仕様出口チップクリアランス
Fig. 5 Outlet tip clearance for high efficiency model

66

ポイント向上している．さらに，吸込カバー付消音器を採用したことによって吸込温度を約 6℃低下させた．これらの改良によって機関の燃費改善に寄与している．この効率
IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )This document is provided by JAXA.

0.08
総合効率 − 従来仕様ピーク効率（－）

存である．

：効率向上仕様：従来仕様

参 考 文 献0.04

( 1 ) 畔津昭彦：温室効果ガス規制と対策技術の動向
日本マリンエンジニアリング学会誌 第 51 巻 第 10.00

号 2016 年 1 月

pp. 50 − 53

( 2 ) 高石龍夫：高熱効率機関 - 舶用ディーゼル機関の−0.04

熱効率向上の経緯と今後の可能性

ンジニアリング学会誌 第 50 巻 第 2 号 2015 年 3

−0.08

月
−0.12

日本マリンエ

0

50

100

150

機関負荷（％）

第 8 図 過給機総合効率
Fig. 8 Total efficiency of turbocharger

pp. 75 − 79

( 3 ) 森 寛之，平田 豊，中野 健，村野隆麻，岩城史典：高圧力比形 AT14 過給機の開発
第 50 巻 第 1 号 2010 年 5 月

IHI 技報pp. 61 − 65

( 4 ) R . C . P a m p r e e n：S m a l l Tu r b o m a c h i n e r y
向上仕様は一部のエンジンメーカですでに標準採用されてCompressor and Fan Aerodynamics ASME Journal ofおり，現在稼働中である．今後も市場ニーズや低環境負荷

Engineering for Power Vol. 95 Issue 3 ( 1973. 1 )社会に対応するための過給機開発を継続し実施していく所

pp. 251 − 256

IHI 技報Vol.56 No.2 ( 2016 )67This document is provided by JAXA.

This document is provided by JAXA.

This document is provided by JAXA.

This document is provided by JAXA.

This document is provided by JAXA.