JP2005009361A - Centrifugal fluid machine - Google Patents
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Abstract
Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、遠心流体機械に有する遠心羽根車の構造に関し、特に遠心ポンプの遠心羽根車の構造に関する。
【0002】
【従来の技術】
従来、図1に示す遠心流体機械の遠心羽根車(以下、「羽根車」という。)1では、図2に示すように、羽根車の羽根圧力面7から羽根負圧面8までの羽根間12、あるいは羽根厚さを無視した場合での、羽根圧力面から羽根負圧面までの羽根間のZ×θ[θ=360°/Z、Z:羽根枚数]の範囲で、かつ、羽根車入口14から羽根車出口15に向かっての各羽根半径において、軸方向流路幅16が一定である。ところで、角速度ωで回転する羽根車1内を相対速度Wで流れる密度ρの流体には、単位体積当たり2ρωWのコリオリ力が他の力より大きく作用する。一方、小形低比速度の遠心流体機械に対しては、軸方向流路幅16が狭くなり、2ρωWのコリオリ力もさらに大きくなると考えられる。このため、図3の(b)に示すように、羽根車主板4の面または羽根車側板6の面の近くの境界層では、流体は羽根5間の羽根圧力面7から羽根負圧面8に向かって流れて、羽根負圧面8付近、特に羽根車側板6の面と羽根負圧面8の角の付近に低エネルギー流体20が集積し、この低エネルギー流体20である二次流れが流路通路の大部分を占め、羽根負圧面8付近における主流19である非低エネルギー流体の有効流路幅が著しく狭くなる。このため、羽根5間で圧力が一様でなくなり、図1において、羽根車出口15の流れと渦巻室2の舌部3などとのポテンシャル干渉と粘性後流干渉によって、吐出口10における圧力は、(回転数n)×(羽根枚数z)の基本成分を持つ周期変動ΔP(圧力脈動)を繰り返す。
【0003】
遠心流体機械の低振動化と低騒音化のため、従来、図1に示す、渦巻室2の舌部3と羽根車外径11との隙間18を拡大したり、渦巻室2の舌部3の形状を変えるなどの対策が行われてきた。このようにすることで、遠心流体機械の振動および騒音または圧力脈動はある程度低減することができる。しかし、羽根車1と渦巻室2との間における流体損失が多く生じる場合があり、遠心流体機械の性能が下がってしまう傾向もある。
【0004】
一方、遠心流体機械の羽根車1を遠心ポンプ(以下、「ポンプ」という。)の羽根車1とした場合では、ポンプのキャビテーション性能については、羽根車1の羽根枚数を減らしたり、羽根車入口14における流速を遅くしたり、羽根5の形状を最適化すること等によって、ポンプのキャビテーション性能を向上できる。しかし、ポンプのキャビテーション性能とポンプの効率との間にトレードオフの関係があり、これらがポンプの高効率維持に悪影響をもたらす問題がある。
【0005】
【特許文献1】
特願2002−119764(平成14年4月22日出願)
【0006】
【発明が解決しようとする課題】
本発明では、遠心流体機械のイニシャルコストアップ無しに、遠心流体機械の高効率またはポンプとした場合の高キャビテーション性能を維持して、羽根車出口流れと渦巻室の舌部とのポテンシャル干渉と粘性後流干渉の低減を図ることによって、圧力脈動の低減化および騒音の低減化を実現できる遠心流体機械を提供することである。
【0007】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するための本発明の手段は、請求項1の発明では、モータにより駆動されることにより、流体を吸込口9に吸込み、渦巻室2内の羽根車1から遠心力により羽根車1の周辺の渦巻室2の周辺部へ吐出し、吐出された流体を渦巻室2の周辺部から集めて吐出口10へ一括して吐出するた吐出管13からなる遠心流体機械であり、この遠心流体機械では羽根車1は最も重要な要素であって、複数枚の羽根5とそれらが結合されている羽根車主板4と羽根車側板6からなり、羽根車1の隣り合う2枚の羽根5並びに羽根車主板4と羽根車側板6で形成される羽根間流路12は、羽根車入口14から羽根車出口15に向かう間に、羽根圧力面7側の軸方向流路幅16を羽根負圧面8側の軸方向流路幅17と相違するものとした遠心流体機械である。この場合、羽根圧力面7から羽根負圧面8までの羽根5間で、かつ、羽根車入口14から羽根車出口15に向かう間に、羽根圧力面7側の軸方向流路幅16と羽根負圧面8側の軸方向流路幅17が相違してゆくものも上記の遠心流体機械に含まれている。
【0008】
このようにすることによって、遠心流体機械の運転時に、羽根車1の、羽根間流路12における流れまたは遠心力とコリオリ力などにより生じた低エネルギー流体20の二次流れと羽根車出口15の流れ分布をコントロールすることを可能とする。
【0009】
請求項2の発明では、隣り合う2枚の羽根5並びに羽根車主板5と羽根車側板6で形成される羽根間流路12は、羽根車入口14から羽根車出口15に向かう間に、羽根負圧面8側の軸方向流路幅17が羽根圧力面7側の軸方向流路幅16に比べて拡大していることを特徴とする、または拡大してゆくことを特徴とする遠心流体機械である。
【0010】
このようにすることで羽根負圧面8付近における主流の有効流路幅が増やされ、羽根車出口15における流れの周方向分布がある程度均一化されることが考えられ、羽根車出口15の流れと渦巻室2の舌部3との干渉を低減することで、遠心流体機械の圧力脈動や騒音を低減できる。
【0011】
一方、羽根車入口14においても、羽根負圧面8側の羽根車主板4と羽根車側板6の間である軸方向流路幅17は羽根圧力面7側の羽根車主板4と羽根車側板6の間である軸方向流路幅16に比べて拡大されており、あるいは、拡大されてゆくものである。このようにすることで、遠心流体機械の羽根車1、例えば遠心ポンプの羽根車1としたときのポンプの高キャビテーション性能を維持することができる。
【0012】
請求項3の発明では、羽根車1は外径が200mm以下でかつ比速度Ns=nQ1/2/H3/4が200以下の小形低比速度であることを特徴とする請求項1または2の手段の遠心流体機械である。
【0013】
請求項4の発明では、羽根車1はその最大外径における対面する2枚の羽根5、5間において、羽根圧力面7側の軸方向流路幅16に対する羽根負圧面8側の軸方向流路幅17が1より大でかつ4以下であることを特徴とする請求項1〜3のいずれか1項の手段の遠心流体機械である。
【0014】
ところで、一般的に遠心流体機械の性能の面から考慮して、羽根車入口14における軸方向流路幅は羽根車出口15における軸方向流路幅と同じとするか又はそれより大きくすることを基本とする。その上で、羽根車入口14側における羽根圧力面7側の軸方向流路幅16に対する羽根負圧面8側の軸方向流路幅17の比率を異なるものとする場合もある。一方、圧力脈動の低減のみを重視する場合では、羽根車入口14側において、従来の様に羽根圧力面7側の軸方向流路幅16に対する羽根負圧面8側の軸方向流路幅17を同一とすることもある。
【0015】
ここで、本発明の作用について説明する。先ず、従来の遠心流体機械の低振動化や低騒音化に当たっては、渦巻室2の舌部3と羽根車外径11との隙間18を広げたり、渦巻室2の舌部3の形状を変えることなどによって、遠心流体機械の振動および騒音をある程度まで低減できた。しかし、これらは、羽根車1と渦巻室2との間における流体損失が多く生じる場合があり、遠心流体機械の性能が下がってしまう傾向があり、また遠心流体機械のサイズアップを図らなければならない傾向もある。一方、遠心流体機械として遠心ポンプとした場合のポンプのキャビテーション性能については、羽根車1の羽根5の枚数を減らしたり、羽根車入口14における流速を遅くさせたり、羽根車入口14の形状と羽根5のの枚数を減らしたり、羽根車入口14における流速を遅くさせたり、羽根5の形状を最適化することなどによって、キャビテーション性能が向上できる。しかし、ポンプのキャビテーション性能とポンプの効率との間にはトレードオフの関係があり、ポンプの高効率維持に悪影響をもたらす。これに対して、本発明の流体機械では、請求項1の手段における羽根車1を採用することによって遠心流体機械の高効率、かつ、遠心ポンプとした場合のポンプの高キャビテーション性能を維持することができ、圧力変動が大幅に低減される。
【0016】
【発明の実施の形態】
本発明の実施の形態を図面を参照して説明する。図1は羽根車と渦巻室の断面図である。図2は従来の遠心流体機械の羽根車の構造をその内径側(a)と外径側(b)で切断した端面を模式的に直線化して示して説明する断面図と、羽根車の半径分を示す模式図である。図3は、従来の羽根車出口における流体の流れ構造および圧力脈動の説明図て、(a)は圧力脈動の模式図で、(b)は羽根車内の流れ構造の模式図である。羽根車の半径分を示す模式図である。図4は本発明の遠心流体機械の一実施の形態の羽根車の構造をその内径側(a)と外径側(b)で切断した端面を模式的に直線化して示して説明する断面図と、羽根車の半径分を示す模式図である。図5は本発明の遠心流体機械の他の一実施の形態の羽根車の構造をその内径側(a)と外径側(b)で切断した端面を模式的に直線化して示して説明する断面図と、羽根車の半径分を示す模式図である。図6は本発明の遠心流体機械のさらに他の一実施の形態の羽根車の構造をその内径側(a)と外径側(b)で切断した端面を模式的に直線化して示して説明する断面図と、羽根車の半径分を示す模式図である。図7は本発明の遠心流体機械のさらに他の一実施の形態の羽根車の構造をその内径側(a)と外径側(b)で切断した端面を模式的に直線化して示して説明する断面図と、羽根車の半径分を示す模式図である。図8は従来の羽根車の遠心ポンプと本発明の羽根車の遠心ポンプの性能比較図である。図9は従来の羽根車の遠心ポンプと本発明の羽根車のNPSH3(3%揚程低下)の測定比較図である。図10は従来の羽根車の圧力脈動波形を示す図である。図11は本発明の羽根車の圧力脈動波形を示す図である。
【0017】
本発明の一実施の形態における遠心流体機械は遠心ポンプである。図1に示すように、この遠心ポンプは、渦巻室2内に、モータの駆動により汲み上げる液体を、遠心ポンプの吸込口9に吸込み、遠心ポンプの吐出口10に吐出すための、羽根車1を有し、さらに羽根車1より吐出され液体を集める渦巻室2を有する。この羽根車1は本発明の遠心流体機械において最も重要な要素であって、複数枚の羽根5と羽根5を垂直に結合して挟持している羽根車主板4と羽根車側板6から形成されている。羽根車1の隣り合う2枚の羽根5並びに羽根車主板4と羽根車側板6で形成される羽根間流路12は、図4に示すように、羽根負圧面8側の軸方向流路幅17が羽根圧力面7側の軸方向流路幅16に比べて拡大された状態を保ちつつ、羽根車入口14から羽根車出口15まで形成されている。
【0018】
このようにすることで、羽根車1の羽根負圧面8付近の流れ有効流路を拡大して、羽根車出口15側における流れを含めた羽根間流路12の流れがある程度均一化され、羽根車出口15の流れと渦巻室2の舌部3との干渉を低減することで、遠心流体機械の圧力脈動や騒音を低減できる。一方、羽根車1の羽根車入口14においては、羽根負圧面8側の軸方向流路幅17が羽根圧力面7側の軸方向流路幅16に比べ拡大され、あるいは拡大されてゆき、羽根車入口14側付近の羽根負圧面8における相対流速も減少されることによって、遠心ポンプの羽根車1としたポンプの高キャビテーション性能を維持できる。
きる。
【0019】
さらに、図5に示す実施の形態では、その(a)に示すように羽根車入口14側である羽根車1の内径側の部分では、軸方向流路幅12は羽根圧力面7側が羽根負圧面8側も共に同じ軸方向流路幅を有している。しかし、図5の(b)に示すように羽根車出口15側である羽根車1の外径側の部分では、羽根圧力面7側の軸方向流路幅16に比して羽根負圧面8側の軸方向流路幅17が徐々に拡大されている。
【0020】
さらに、図6に示す実施の形態では、図5における実施の形態と同様に、その(a)に示すように、羽根車入口14側である羽根車1の内径側の部分では、軸方向流路幅12は羽根圧力面7側が羽根負圧面8側も共に同じ軸方向流路幅である。しかし、図6の(b)に示すように羽根車出口15側である羽根車1の外径側の部分では、羽根車主板4の板厚は一定のものであるが、羽根車側板6の板厚はその内面側のみにテーパーが形成されることで、羽根圧力面7側の軸方向流路幅16に比して羽根負圧面8側の軸方向流路幅17が徐々に拡大されている。
【0021】
さらに、図7に示す実施の形態では、その(a)に示すように羽根車入口14側である羽根車1の内径側の部分では、軸方向流路幅12は羽根圧力面7側が羽根負圧面8側も共に同じ軸方向流路幅である。しかし、図7の(b)に示すように羽根車出口15側である羽根車1の外径側の部分では、羽根圧力面7側の軸方向流路幅16が羽根負圧面8側への一定の長さの間は軸方向流路幅16が一定の狭い幅をしているが、その途中から羽根負圧面8側になるに連れて羽根負圧面8側の軸方向流路幅17が徐々に拡大されて行くものである。
【0022】
以上のようにことで、本発明の遠心流体機械の実施の形態である遠心ポンプでは、低圧力脈動や低騒音とすることができる。
【0023】
さらに、他の実施の形態では、羽根圧力面7側の軸方向流路幅16に対する羽根負圧面8側の軸方向流路幅17は、1より大で、かつ、4以下とする小形低比速度の遠心ポンプである。
【0024】
【実施例】
先ず、図4に示す本発明の実施例の遠心ポンプの仕様の諸寸法を例示すると、羽根車1の外径は62mm、羽根車入口14の羽根負圧面8の軸方向流路幅は5.8mm、羽根車入口14の羽根圧力面7の軸方向流路幅は3.8mm、羽根車出口15の羽根負圧面8の軸方向流路幅は4.5mm、羽根車出口15の羽根圧力面7の軸方向流路幅は2.5mmである。
【0025】
さらに、図5に示す本発明の実施例の遠心ポンプの仕様の諸寸法を例示すると、羽根車1の外径は62mm、羽根車入口14の軸方向流路幅は羽根負圧面8も羽根圧力面7も同じ幅で4.8mm、羽根車出口15の羽根負圧面8の軸方向流路幅は4.5mm、羽根車出口15の羽根圧力面7の軸方向流路幅は2.5mmである。
【0026】
なお、比較のために従来の軸方向流路幅が羽根負圧面側も羽根圧力面側も同一である遠心ポンプの諸寸法を示すと、羽根車1の外径は62mm、羽根車入口14の軸方向流路幅は4.8mm、羽根車出口15の軸方向流路幅は3.5mmである。上記において、渦巻室2を含めた遠心ポンプの他の諸寸法は全て同一であり、設計流量Qdは30l/minとしている。
【0027】
図8に従来の羽根車を装備した遠心ポンプと本発明における上記の図4に示す実施例の羽根車1を装備した遠心ポンプの性能を比較して示す。ただし、本発明の図5に示す実施例の羽根車1を装備した遠心ポンプの性能が図4に示す実施例の羽根車1を装備した遠心ポンプの性能一致しているため、本発明における図4に示す羽根車1を装備した遠心ポンプの性能を従来の羽根車を装備した遠心ポンプと比較している。全流量域において、本発明における羽根車を装備した遠心ポンプ効率は、従来のポンプの効率と変わらないものの、全揚程Hが少々高く現れ、遠心羽根車の内部流れと出口流れがコントロールされていることが推測される。
【0028】
図9に、従来の羽根車を装備した小形低比速度遠心ポンプと本発明における上記の図4の実施例の羽根車1を装備した小形低比速度遠心ポンプの揚程3%低下を対比して示す。従来のポンプに比べ、揚水量Qが増加するに連れて本発明の遠心羽根車を有する遠心ポンプのキャビテーション性能が僅かに良くなっている傾向が見られる。
【0029】
図10に、従来の羽根車を装備した遠心ポンプの吐出口における圧力変動を示し、図11に本発明の図4に示す実施例の羽根車を装備した遠心ポンプの吐出口における圧力変動を、それぞれ(a)の流量Qを0とする場合、(b)の流量Qを1/2×設計流量Qdの場合、(c)の流量Qを設計流量Qdの場合として示した。これら2図の対比からわかるように、本発明の遠心羽根車を装備した遠心ポンプは、(a)の流量Qを0とする場合、(b)の流量Qを1/2×設計流量Qdの場合、(c)の流量Qを設計流量Qdの場合のいずれにおいても圧力変動は小さくなり、ポンプの圧力脈動が大幅に低減されていることがわかる。
【0030】
【発明の効果】
以上説明したように、従来の遠心流体機械と比べ、本発明は、軸方向流路幅を羽根圧力面側と羽根負圧面側で相違するものとし、特に羽根圧力面側の流路幅に比べ羽根負圧面側の流路幅が拡大する、または、徐々に拡大してゆくことで、遠心流体機械のイニシャルコストを格別にかけることなく、遠心流体機械の高効率化、さらに、遠心ポンプとした場合でのポンプ高キャビテーション性能を維持しながら、遠心流体機械すなわち遠心ポンプの圧力脈動を低減化し、さらに騒音の低減化を図ることができ、本発明は従来にない優れた効果を奏するものである。
【図面の簡単な説明】
【図1】羽根車と渦巻室の断面図である。
【図2】従来の羽根車の構造を模式的に説明する断面図である。
【図3】本発明の羽根車出口における流れ構造および圧力脈動の説明図である。
【図4】本発明の遠心流体機械の一実施の形態の羽根車の構造を模式的に説明する断面図である。
【図5】本発明の遠心流体機械の他の実施の形態の羽根車の構造を模式的に説明する断面図である。
【図6】本発明の遠心流体機械の他の実施の形態の羽根車の構造を模式的に説明する断面図である。
【図7】本発明の遠心流体機械のさらに他の実施の形態の羽根車の構造を模式的に説明する断面図である。
【図8】従来の羽根車の遠心ポンプと本発明の羽根車を有する遠心ポンプの性能比較図である。
【図9】従来の羽根車と本発明の羽根車のNPSH3(3%揚程低下)測定比較図である。
【図10】従来の羽根車出口における圧力脈動波形図である。
【図11】本発明の羽根車出口における圧力脈動波形図である。
【符号の説明】
1 羽根車
2 渦巻室
3 舌部
4 羽根車主板
5 羽根
6 羽根車側板
7 羽根圧力面
8 羽根負圧面
9 吸込口
10 吐出口
11 羽根車外径
12 羽根間流路
13 吐出管
14 羽根車入口
15 羽根車出口
16 流路幅
17 流路幅
18 隙間
19 主流
20 低エネルギー流体[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a structure of a centrifugal impeller included in a centrifugal fluid machine, and more particularly to a structure of a centrifugal impeller of a centrifugal pump.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in the centrifugal impeller (hereinafter referred to as “impeller”) 1 of the centrifugal fluid machine shown in FIG. 1, as shown in FIG. 2, the
[0003]
In order to reduce the vibration and noise of the centrifugal fluid machine, the
[0004]
On the other hand, when the
[0005]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Application No. 2002-119964 (filed on April 22, 2002)
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
In the present invention, the high-efficiency of the centrifugal fluid machine or the high cavitation performance as a pump is maintained without increasing the initial cost of the centrifugal fluid machine, and the potential interference and viscosity between the impeller outlet flow and the tongue of the spiral chamber are maintained. It is an object of the present invention to provide a centrifugal fluid machine that can reduce pressure pulsation and noise by reducing wake interference.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
According to the first aspect of the present invention for solving the above-mentioned problems, in the first aspect of the present invention, the fluid is sucked into the
[0008]
By doing so, during operation of the centrifugal fluid machine, the secondary flow of the
[0009]
In the invention of
[0010]
By doing so, the effective flow width of the main flow in the vicinity of the
[0011]
On the other hand, also in the
[0012]
In the invention of
[0013]
In the invention of
[0014]
By the way, in general, considering the performance of the centrifugal fluid machine, the axial flow path width at the
[0015]
Here, the operation of the present invention will be described. First, in order to reduce the vibration and noise of a conventional centrifugal fluid machine, the
[0016]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a cross-sectional view of an impeller and a spiral chamber. FIG. 2 is a cross-sectional view schematically illustrating the structure of an impeller of a conventional centrifugal fluid machine by cutting the inner end side (a) and outer end side (b) of the impeller, and the radius of the impeller. It is a schematic diagram which shows minutes. 3A and 3B are explanatory views of a conventional fluid flow structure and pressure pulsation at an impeller outlet, in which FIG. 3A is a schematic diagram of pressure pulsation, and FIG. 3B is a schematic diagram of a flow structure in the impeller. It is a schematic diagram which shows the part for the radius of an impeller. FIG. 4 is a cross-sectional view schematically illustrating the structure of an impeller according to an embodiment of the present invention, with the end faces cut at the inner diameter side (a) and the outer diameter side (b) schematically shown as straight lines. It is a schematic diagram which shows the part for the radius of an impeller. FIG. 5 schematically illustrates the structure of an impeller according to another embodiment of the centrifugal fluid machine of the present invention, with the end faces cut at the inner diameter side (a) and the outer diameter side (b) schematically shown as straight lines. It is a schematic diagram which shows sectional drawing and the part for the radius of an impeller. FIG. 6 schematically illustrates the structure of an impeller according to still another embodiment of the centrifugal fluid machine of the present invention, with the end faces cut at the inner diameter side (a) and outer diameter side (b) schematically shown as straight lines. It is a schematic diagram which shows sectional drawing to perform, and the radius part of an impeller. FIG. 7 schematically illustrates the structure of an impeller according to still another embodiment of the centrifugal fluid machine of the present invention, with the end faces cut at the inner diameter side (a) and outer diameter side (b) schematically shown as straight lines. It is a schematic diagram which shows sectional drawing to perform, and the radius part of an impeller. FIG. 8 is a performance comparison diagram of a conventional impeller centrifugal pump and an impeller centrifugal pump of the present invention. FIG. 9 is a measurement comparison diagram of NPSH3 (3% reduction in lift) of a conventional impeller centrifugal pump and the impeller of the present invention. FIG. 10 is a diagram showing a pressure pulsation waveform of a conventional impeller. FIG. 11 is a diagram showing a pressure pulsation waveform of the impeller of the present invention.
[0017]
The centrifugal fluid machine in one embodiment of the present invention is a centrifugal pump. As shown in FIG. 1, this centrifugal pump has an
[0018]
By doing in this way, the flow effective flow path near the blade
wear.
[0019]
Further, in the embodiment shown in FIG. 5, in the inner diameter side portion of the
[0020]
Further, in the embodiment shown in FIG. 6, as in the embodiment in FIG. 5, as shown in FIG. 5A, in the portion on the inner diameter side of the
[0021]
Furthermore, in the embodiment shown in FIG. 7, in the portion on the inner diameter side of the
[0022]
As described above, in the centrifugal pump that is the embodiment of the centrifugal fluid machine of the present invention, low pressure pulsation and low noise can be achieved.
[0023]
Further, in another embodiment, the small low ratio in which the axial
[0024]
【Example】
First, the dimensions of the specifications of the centrifugal pump of the embodiment of the present invention shown in FIG. 4 are exemplified. The outer diameter of the
[0025]
Furthermore, the dimensions of the specifications of the centrifugal pump of the embodiment of the present invention shown in FIG. 5 are exemplified. The outer diameter of the
[0026]
For comparison, when the dimensions of a centrifugal pump in which the conventional axial flow path width is the same on both the blade suction surface side and the blade pressure surface side are shown, the outer diameter of the
[0027]
FIG. 8 compares the performance of a centrifugal pump equipped with a conventional impeller and a centrifugal pump equipped with the
[0028]
FIG. 9 shows a comparison of the 3% reduction in the head of the small low specific speed centrifugal pump equipped with the conventional impeller and the small low specific speed centrifugal pump equipped with the
[0029]
FIG. 10 shows the pressure fluctuation at the discharge port of the centrifugal pump equipped with the conventional impeller, and FIG. 11 shows the pressure fluctuation at the discharge port of the centrifugal pump equipped with the impeller of the embodiment shown in FIG. when each of the flow rate Q of the (a) and 0, if the flow rate Q of (b) of 1/2 × design flow rate Q d, is shown as the case of the flow rate Q design flow rate Q d of (c). As can be seen from the comparison of these two figures, the centrifugal pump equipped with the centrifugal impeller of the present invention has a flow rate Q of (b) of 1/2 × design flow rate Q d when the flow rate Q of (a) is zero. cases, it can be seen that even pressure variation in any of the cases of the flow rate Q of the design flow rate Q d is reduced, the pressure pulsation of the pump is significantly reduced in (c).
[0030]
【The invention's effect】
As described above, compared with the conventional centrifugal fluid machine, the present invention assumes that the axial flow path width is different between the blade pressure surface side and the blade negative pressure surface side, particularly compared to the flow width on the blade pressure surface side. By increasing or gradually increasing the flow path width on the blade suction surface side, the centrifugal fluid machine can be made highly efficient and the centrifugal pump can be made without any particular initial cost of the centrifugal fluid machine. In this case, the pressure pulsation of the centrifugal fluid machine, that is, the centrifugal pump can be reduced while further maintaining the high cavitation performance of the pump, and the noise can be further reduced. .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of an impeller and a spiral chamber.
FIG. 2 is a cross-sectional view schematically illustrating the structure of a conventional impeller.
FIG. 3 is an explanatory diagram of the flow structure and pressure pulsation at the impeller outlet of the present invention.
FIG. 4 is a cross-sectional view schematically illustrating the structure of an impeller according to an embodiment of the centrifugal fluid machine of the present invention.
FIG. 5 is a cross-sectional view schematically illustrating the structure of an impeller according to another embodiment of the centrifugal fluid machine of the present invention.
FIG. 6 is a cross-sectional view schematically illustrating the structure of an impeller according to another embodiment of the centrifugal fluid machine of the present invention.
FIG. 7 is a cross-sectional view schematically illustrating the structure of an impeller according to still another embodiment of the centrifugal fluid machine of the present invention.
FIG. 8 is a performance comparison diagram of a centrifugal pump of a conventional impeller and a centrifugal pump having the impeller of the present invention.
FIG. 9 is a NPSH3 (3% reduction in lift) measurement comparison diagram of a conventional impeller and the impeller of the present invention.
FIG. 10 is a pressure pulsation waveform diagram at a conventional impeller outlet.
FIG. 11 is a pressure pulsation waveform diagram at the exit of the impeller of the present invention.
[Explanation of symbols]
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