JP2021011840A - インデューサ - Google Patents

Abstract

【課題】インデューサにおいて、キャビテーションの不安定現象を抑制するとともに吸込性能を向上することができる簡素な構成とする。【解決手段】インデューサ１は、回転駆動可能に設けられたハブ１Ｄと、ハブ１Ｄの外周面１ｅに多条の螺旋状に設けられ、上流側から軸方向に見て周方向の前縁ｅＡ、ｅＢ、ｅＣが互いに周方向においてずらされた第１ブレード１Ａ、第２ブレード１Ｂ、および第３ブレード１Ｃと、を備え、第１ブレード１Ａ、第２ブレード１Ｂ、および第３ブレード１Ｃには、前縁ｅＡ、ｅＢ、ｅＣを除く径方向の外縁に開口し、開口幅よりも長く径方向内側に延びるスリット１ａ、１ｂ、１ｃが形成されている。【選択図】図２

Description

本発明は、インデューサに関する。

ターボポンプにおいては、高い昇圧性能を実現するために主ポンプとして遠心ポンプが用いられることが多い。
例えば、ロケットエンジンにおいて液体燃料の昇圧・輸送に用いられるターボポンプは、軽量化、小型化が強く求められている。このため、ロケットエンジン用のターボポンプは、一般的な産業用ターボポンプに比べて高速に回転する。
ターボポンプを高速に回転させる場合、ポンプ入口部で発生するキャビテーションによって遠心ポンプが吸込不良あるいは流路閉塞を起こすため、液体の昇圧・輸送が困難になることが知られている。このため、高速のターボポンプでは、遠心ポンプの主羽根車の上流にインデューサが設けられる。インデューサは、吸込性能に優れた螺旋状の羽根車からなり、遠心ポンプの入口を与圧し、ポンプ入口部におけるキャビテーションを抑制する。

しかしながら、高速回転するインデューサは、インデューサの内部で発生するキャビテーションに伴う不安定現象によって、吸込性能の低下、流量・圧力の変動、軸振動を起こしやすい。翼面の圧力変動が顕著になると、ブレードの疲労破壊を生じさせる可能性もある。
キャビテーションに伴う不安定現象としては、例えば、旋回キャビテーション、キャビテーションサージなどが挙げられる。
このため、特にロケットエンジン用ターボポンプの技術分野では、インデューサにおけるキャビテーションの不安定現象を抑制する種々の技術が提案されている。例えば、ＰＯＧＯ抑制装置を装備したり、ケーシングに拡径部、凹部、溝などを設けたり、流路に邪魔板を配置したりする技術が知られている。

一方、インデューサ自体の形状によって、キャビテーションを低減したり、吸込性能を向上させたりすることも提案されている。
例えば、特許文献１には、吸込性能を向上させる目的で、インデューサ羽根に切欠きまたは貫通孔を形成することが記載されている。
特許文献２には、キャビテーション発生状態で運転されるインデューサを低騒音化する目的で、インデューサ羽根の周方向の先端に多数のスリットまたは貫通孔を形成することが記載されている。
特許文献３には、非対称キャビテーションに起因する軸振動不安定現象を抑制する目的で、インデューサの羽根の外縁に沿って径方向の段差を形成することが記載されている。

実開昭５４−５７５０３号公報 特開昭５８−５５００号公報 特許第４５５６４６５号公報

しかしながら、上記のような従来技術には、以下のような問題がある。
ＰＯＧＯ制御装置を装備したり、邪魔板を配置したりする技術では、ターボポンプに付加的な装置、部材を追加する必要がある。この場合、ターボポンプの軽量化、小型化が難しくなる可能性がある。
ケーシングに拡径部、凹部、溝などを設ける場合には、ケーシングの形状が複雑になる。さらに、ケーシングに精密な内面加工を施す必要があるため、製造コストが増大する可能性がある。

特許文献１に記載の技術は、キャビテーションの圧壊を目的としているが、そもそもキャビテーションの圧壊に必要な切欠き等の形状、配置等の条件について何ら具体的に記載されていない。しかし、インデューサの任意の位置に任意の切欠きを形成しても、キャビテーションをなくすことはできないと考えられる。むしろ、インデューサに設ける切欠きの形状、位置によっては、かえって吸込性能の低下を招く可能性がある。
加えて、特許文献１には、切欠き等によってキャビテーションの不安定現象の抑制する技術に関しては何ら記載されていない。

特許文献２には、キャビテーションの発生に起因するインデューサの騒音の低減を目的として、スリットまたは貫通孔をインデューサ羽根の周方向の先端部に設ける技術が記載されている。しかし、特許文献２には、インデューサの騒音がキャビテーションの不安定現象に起因するとの記載および示唆はなく、特許文献２に記載の技術がキャビテーションの不安定現象の抑制に有効かどうかは不明である。

特許文献３に記載の技術では、上流側の軸方向から見て、各インデューサ羽根が露出する範囲内における各インデューサ羽根の外縁に段差を設けている。
この場合、各インデューサ羽根の径方向の外縁が、段差によって周方向の先端部から約4分の１周程度の長さにわたって縮径されることによって上述の段差が形成されている。すなわち、各インデューサ羽根の先端寄りの外縁とケーシングの内壁との間には圧力が逃げる隙間がそれぞれ4分の１周程度形成されている。このため、インデューサの周方向の先端寄りのスロートにおいて昇圧性能がかなり低下する可能性がある。

本発明は、上記のような問題に鑑みてなされたものであり、キャビテーションの不安定現象を抑制するとともに吸込性能を向上することができる簡素な構成のインデューサを提供することを目的とする。

上記の課題を解決するために、本発明の態様のインデューサは、回転駆動可能に設けられた軸体と、前記軸体の外周面に多条の螺旋状に設けられ、上流側から軸方向に見て周方向の前縁が互いに前記周方向においてずらされた複数の羽根と、を備え、前記複数の羽根のうち少なくとも１つの羽根には、前記前縁を除く径方向の外縁に開口し、開口幅よりも長く径方向内側に延びる切欠きが形成されている。

上記インデューサにおいては、前記切欠きの少なくとも一部は、前記複数の羽根のうち、前記羽根と前記軸方向において隣り合う上流側の羽根と前記軸方向において重なる位置に形成されていてもよい。
上記インデューサにおいては、前記切欠きは、前記上流側の羽根との間の形成されるスロートの入口部の近傍に形成されていてもよい。
上記インデューサにおいては、前記切欠きは、前記複数の羽根のすべてに形成されていてもよい。
上記インデューサにおいては、前記切欠きは、前記軸方向から見て、前記軸体の中心軸線に関して軸対称となる位置関係に形成されていてもよい。
上記インデューサにおいては、前記切欠きは、一定幅を有するスリット状であってもよい。
上記インデューサにおいては、前記切欠きの径方向内側の先端の前記羽根の外縁からの距離は、径方向における前記羽根の長さの１０％以上であってもよい。
上記インデューサにおいては、前記切欠きの内縁と、前記羽根の表面と、のなす角部には、面取り部が形成されていてもよい。

本発明によれば、キャビテーションの不安定現象を抑制するとともに吸込性能を向上することができる簡素な構成のインデューサを提供することができる。

本発明の実施形態のインデューサを備えるターボポンプの構成例を示す模式図である。 本発明の実施形態のインデューサの一例を示す模式的な正面図である。 本発明の実施形態のインデューサの一例を示す模式的な側面図である。 本発明の実施形態のインデューサにおけるスリットの構成の一例を示す模式的な拡大図である。 キャビテーション不安定現象の例について説明する模式図である。 本発明の実施形態のインデューサの作用を説明する模式図である。 スリットの近傍における子午面（径方向断面）の速度ベクトルの分布を示す図である。 スリットの近傍における周方向断面の速度ベクトルの分布を示す図である。 実施例および比較例のインデューサにおける圧力変動の周波数分析結果（Ｑ／Ｑ_ｄ＝１．１０）を示すグラフである。 実施例および比較例のインデューサにおける圧力変動の周波数分析結果（Ｑ／Ｑ_ｄ＝０．８０）を示すグラフである。 実施例および比較例のインデューサにおける流量比Ｑ／Ｑ_ｄとインデューサ揚程係数Ψとの関係を示すグラフである。 実施例および比較例のインデューサにおけるキャビテーション数σとインデューサ揚程係数Ψとの関係を示すグラフである。 本発明の実施形態の変形例（第１〜第３変形例）のインデューサの例を示す模式的な正面図である。 本発明の実施形態の変形例（第４、第５変形例）のインデューサの例を示す模式的な周方断面図である。

以下では、本発明の実施形態のインデューサについて添付図面を参照して説明する。
図１は、本発明の実施形態のインデューサを備えるターボポンプの構成例を示す模式図である。

図１に示すように、本実施形態のインデューサ１は、ターボポンプ１００に用いられる。ターボポンプ１００は、インデューサ１の他に、ケーシング１０、ロータシャフト５、第１遠心インペラ２、第２遠心インペラ３、およびタービン４を備える。なお、インデューサ１を除くターボポンプ１００の構成は一例であり、これに限定されるものではない。
ターボポンプ１００の用途は特に限定されないが、例えば、ロケットエンジンにおける液体燃料の輸送用のポンプとして特に好適である。

ケーシング１０は、管状に形成されており、長手方向の両端部に、ポンプ入口１０ａと、駆動ガス出口１０ｄとが開口している。ケーシング１０の側部には、ポンプ出口１０ｂと、駆動ガス入口１０ｃとが開口している。
ポンプ入口１０ａは、ターボポンプ１００が輸送する流体Ｆが供給される開口部である。ターボポンプ１００がロケット用ターボポンプの場合、流体Ｆの例としては、例えば、液体水素などの燃料、液体酸素などの酸化剤などが挙げられる。
ポンプ出口１０ｂは、内部に流入した流体Ｆの出口であり、適宜の管路部材を介して流体Ｆを使用する装置に連結されている。例えば、ターボポンプ１００がロケット用ターボポンプの場合、ポンプ出口１０ｂは、ロケットエンジンの燃焼室等に連結されている。
駆動ガス入口１０ｃは、後述するタービン４を回転駆動する駆動ガスＧの供給口である。駆動ガス出口１０ｄは、駆動ガスＧの排出口である。

ロータシャフト５は、中心軸線Ｏに沿って延びる軸部材である。ロータシャフト５は、ケーシング１０内の支持部材（図示略）に固定された第１軸受６および第２軸受７によって、中心軸線Ｏ回りに回転可能に支持されている。
ロータシャフト５は、ポンプ入口１０ａから駆動ガス出口１０ｄに向かうケーシング１０内の管路の中心部に配置されている。
インデューサ１、第１遠心インペラ２、第２遠心インペラ３、およびタービン４は、ロータシャフト５の軸方向に沿って、この順に固定されている。

以下では、特に断らない限り、中心軸線Ｏに沿う方向においては、特定の位置よりもポンプ入口１０ａ寄りの位置および領域を、上流側の位置および領域と称する。同様に、特定の位置よりも駆動ガス出口１０ｄ寄りの位置および領域を、下流側の位置および領域と称する。

インデューサ１は、流体Ｆを与圧することによって、後述する第１遠心インペラ２の入口部におけるキャビテーションを抑制する目的で用いられる。インデューサ１は、ポンプ入口１０ａの近傍におけるケーシング１０の管状部１０ｅの内側に配置されている。
インデューサ１は、ロータシャフト５において第１軸受６よりも上流側に固定されており、ロータシャフト５とともに回転可能である。
インデューサ１の詳細構成については後述する。

第１遠心インペラ２および第２遠心インペラ３は、ロータシャフト５において、インデューサ１の下流側に固定されている。図１に示す例では、第１遠心インペラ２および第２遠心インペラ３は、第１軸受６と第２軸受７との間に配置されている。第１遠心インペラ２および第２遠心インペラ３は、その近傍におけるケーシング１０の内壁部とともに、ターボポンプ１００の主ポンプを構成する。
ただし、主ポンプが第１遠心インペラ２および第２遠心インペラ３を有する構成は一例である。ターボポンプ１００に必要な仕様を満足すれば、ターボポンプ１００の主ポンプを構成する遠心羽根車は第１遠心インペラ２のみでもよい。

インデューサ１によって与圧された流体Ｆは、第１遠心インペラ２の回転によって昇圧された後、第２遠心インペラ３の回転によってさらに昇圧され、ポンプ出口１０ｂから排出される。

タービン４は、ロータシャフト５において、第２軸受７よりも下流側に固定されている。タービン４は、駆動ガス入口１０ｃから供給される駆動ガスＧによって中心軸線Ｏ回りに回転される。これにより、ロータシャフト５も中心軸線Ｏ回りに回転駆動される。
タービン４は、ターボポンプ１００におけるインデューサ１および主ポンプの回転駆動手段の一例である。ただし、ターボポンプ１００の用途等によっては、他の回転駆動手段が用いられてもよい。例えば、インデューサ１および主ポンプの回転駆動手段しては、電動モータ等が用いられてもよい。

次に、本実施形態のインデューサ１の詳細構成について説明する。
図２は、本発明の実施形態のインデューサの一例を示す模式的な正面図である。図３は、本発明の実施形態のインデューサの一例を示す模式的な側面図である。

図２に、軸方向において上流側から見たインデューサ１の形状を示す。以下では、インデューサ１の各部の構成を説明する際に、ＸＹＺ右手直交座標系のＸ軸、Ｙ軸、Ｚ軸を参照して説明する場合がある。
Ｚ軸は、中心軸線Ｏと同軸の軸線（図２では見易さのため、中心軸線Ｏからずらして描かれている。）である。Ｚ軸に沿う方向をＺ方向と称する。Ｚ方向における正方向は、下流側から上流側に向かう方向（図示の紙面奥側から前側に向かう方向）である。Ｚ方向における負方向は、正方向の反対方向である。
Ｚ方向は、軸方向と称される場合もある。Ｚ軸を中心としてＺ軸回りに周回する方向を周方向、Ｚ軸に直交する任意の軸線方向に沿う方向を径方向と称する場合がある。
Ｘ軸は、Ｚ軸に直交し、Ｚ方向から見て中心軸線Ｏと後述する入口端部終点ｐＣとを通る直線と重なる軸線である。Ｘ軸に沿う方向をＸ方向と称する。Ｘ方向における正方向は、入口端部終点ｐＣから中心軸線Ｏに向かう方向（図示の左側から右側に向かう方向）である。Ｘ方向における負方向は、正方向の反対方向である。
Ｙ軸は、Ｚ軸およびＸ軸に直交する軸線である。Ｙ軸に沿う方向をＹ方向と称する。Ｙ方向における正方向は、上述のようにＺ軸およびＸ軸の各正方向を規定するときに、右手直交座標系の規約で決まる方向（図示の下側から上側に向かう方向）である。Ｙ方向における負方向は、正方向の反対方向である。

インデューサ１は、軸方向に延びるハブ１Ｄ（軸体）と、ハブ１Ｄの外周面１ｅから径方向外側に突出する第１ブレード１Ａ、第２ブレード１Ｂ、および第３ブレード１Ｃ（複数の羽根）と、を備える。

ハブ１Ｄは、ロータシャフト５と嵌合する内周面１ｄを有する筒状に形成される。ハブ１Ｄは、ロータシャフト５と嵌合した状態でロータシャフト５に固定される。
図３に示すように、本実施形態では、ハブ１Ｄの外周面１ｅは、Ｚ方向の正方向の端面１ｆからＺ方向の負方向に向かうにつれて、漸次拡径するホーン状の形状を有する。

第１ブレード１Ａ、第２ブレード１Ｂ、および第３ブレード１Ｃは、外周面１ｅにおいて３条をなす螺旋状に設けられている。以下では、簡単のため、第１ブレード１Ａ、第２ブレード１Ｂ、および第３ブレード１Ｃを総称する場合に、「各ブレード」と称する場合がある。
各ブレードの巻き数（ハブ１Ｄ回りの回転数）は、インデューサ１として必要な吸込性能および与圧性能を満足すれば特に限定されない。図３に示す例における巻き数は、略１回である。
本実施形態では、各ブレードは、中心軸線Ｏに関して３回回転対称の形状を有する。

図２に示すように、Ｚ方向の負方向に見ると、各ブレードにおける径方向外側の外形は、中心軸線Ｏを中心とする円周Ｃに沿っている。
第１ブレード１Ａ、第２ブレード１Ｂ、および第３ブレード１Ｃにおける周方向の先端には、Ｚ方向の負方向に見て反時計回り方向に突出する入口端部１Ａａ、１Ｂａ、１Ｃａがそれぞれ形成されている。
ブレード起点ｑＡ、ｑＢ、ｑＣは、中心軸線Ｏに直交する同一平面に整列しており、この整列面において外周面１ｅを三等分する位置に配置されている。
例えば、入口端部１Ａａは、外周面１ｅ上のブレード起点ｑＡと円周Ｃ上の入口端部終点ｐＡとを結ぶ線分ＬＡから、図示反時計回りに円弧状に突出している。同様に、入口端部１Ｂａは、外周面１ｅ上のブレード起点ｑＢと円周Ｃ上の入口端部終点ｐＢとを結ぶ線分ＬＢから、図示反時計回りに円弧状に突出している。入口端部１Ｃａは、外周面１ｅ上のブレード起点ｑＣと円周Ｃ上の入口端部終点ｐＣとを結ぶ線分ＬＣから、図示反時計回りに円弧状に突出している。
線分ＬＡ、ＬＢ、ＬＣは、それぞれブレード起点ｑＡ、ｑＢ、ｑＣを通る径方向の直線に関してインデューサ１の回転方向と反対方向（図示時計回り方向）に傾斜している。
以下では、ブレード起点ｑＡ、ｑＢ、ｑＣからそれぞれ入口端部終点ｐＡ、ｐＢ、ｐＣまでの間の入口端部１Ａａ、１Ｂａ、１Ｃａの各端縁を、それぞれ前縁ｅＡ、ｅＢ、ｅＣと称する。

線分ＬＡ、ＬＢ、ＬＣよりも下流側には、それぞれブレード本体１Ａｂ、１Ｂｂ、１Ｃｂが形成されている。
ブレード本体１Ａｂ、１Ｂｂ、１Ｃｂは、外周面１ｅから、Ｚ方向に見て円周Ｃと整列する翼端ｏＡ、ｏＢ、ｏＣまで延びる径方向幅を有し、下流側に向かって螺旋状に旋回している。
図３に示すように、ブレード本体１Ａｂ、１Ｃｂの終端部であるブレード終端ｂＡ、ｂＣは、径方向に延びる直線状に形成されている。図３には図示されていないが、ブレード本体１Ｂｂの終端部にも同様のブレード終端が形成されている。

各ブレードは、上流側から軸方向（Ｚ方向の負方向）に見ると、入口端部１Ａａ、１Ｂａ、１Ｃａと、ブレード本体１Ａｂ、１Ｂｂ、１Ｃｂの一部と、がそれぞれ露出している。以下、各ブレードを上流側から軸方向に見て反時計回り方向にある位置を周方向の前方、その反対を周方向の後方と称する。
第１ブレード１Ａにおいては、その前縁ｅＡと前縁ｅＡに続く翼端ｏＡの３分の１周分とを含む領域が、第２ブレード１Ｂ（上流側の羽根）の前縁ｅＢよりも周方向の前方に露出している。前縁ｅＢよりも周方向の後方では、第１ブレード１Ａは第２ブレード１Ｂの下に潜り込んでいる。
第２ブレード１Ｂにおいては、その前縁ｅＢと前縁ｅＢに続く翼端ｏＢの３分の１周分とを含む領域が、第３ブレード１Ｃ（上流側の羽根）の前縁ｅＣよりも周方向の前方に露出している。前縁ｅＣよりも周方向の後方では、第２ブレード１Ｂは第３ブレード１Ｃの下に潜り込んでいる。
第３ブレード１Ｃにおいては、その前縁ｅＣと前縁ｅＣに続く翼端ｏＣの３分の１周分とを含む領域が、第１ブレード１Ａ（上流側の羽根）の前縁ｅＡよりも周方向の前方に露出している。前縁ｅＡよりも周方向の後方では、第３ブレード１Ｃは第１ブレード１Ａの下に潜り込んでいる。

インデューサ１において、流入する流体Ｆに対してインデューサ１が有効に仕事をすることにより、流体Ｆを昇圧することができる流路はスロートと呼ばれる。具体的には、軸方向において隣り合うブレードの間に挟まれた流路である。
本実施形態の場合、スロートＴは、図２、３に示すように、各ブレードの前縁ｅＡ、ｅＢ、ｅＣよりも周方向の後方の部位と、それぞれに対する下流側のブレードと、によって挟まれた流路で構成される。各スロートＴにおいて、各ブレードの前縁ｅＡ、ｅＢ、ｅＣと軸方向に重なる領域は、スロート入口部Ｔｅ（スロートの入口部）である。

これに対して、例えば、入口端部１Ｃａとブレード本体１Ｂｂとの間（図２参照）、入口端部１Ｂａとブレード本体１Ａｂとの間および入口端部１Ａａとブレード本体１Ｃｂとの間（図３参照）にも同様の隙間Ｅが形成される。

図２に示すように、第１ブレード１Ａ、第２ブレード１Ｂ、および第３ブレード１Ｃには、スリット１ａ、１ｂ、１ｃ（切欠き）が形成されている。
本実施形態では、スリット１ａ、１ｂ、１ｃの位置および形状は、軸対称である。具体的には、中心軸線Ｏに関して３回回転対称の関係にある。
以下では、スリット１ａの例で説明する。以下の説明は、第２ブレード１Ｂおよび第３ブレード１Ｃにおけるスリット１ｂ、１ｃにも同様に適用される。
図４は、本発明の実施形態のインデューサにおけるスリットの構成の一例を示す模式的な拡大図である。

図４に示すように、スリット１ａは、第１ブレード１Ａの翼端ｏＡに開口し、開口幅よりも長く径方向内側に延び、第１ブレード１Ａの厚さ方向に貫通する切欠きである。スリット１ａにおける径方向内側の先端１ｇは、スリット１ａの延在方向に直交する平面である。
スリット１ａは、第１ブレード１Ａにおいて上流側の第２ブレード１Ｂと軸方向において重なる位置に形成されている。
ただし、スリット１ａは、第１ブレード１Ａの外縁に開口し、開口幅よりも長く径方向内側に延びており、翼端ｏＡ（周方向の前縁を除く径方向の外縁）に開口していれば、スリット１ａの周方向の位置はこれには限定されない。例えば、スロートＴにおいてより下流側に形成されてもよい。さらに、軸方向に見て、第２ブレード１Ｂの前縁ｅＢよりも周方向の前方の領域に形成されてもよい。
スリット１ａは、スロート入口部Ｔｅの近傍に形成されることがより好ましい。
径方向内側の先端１ｇの位置は、第１ブレード１Ａ上であれば特に限定されない。例えば、先端１ｇは、翼端ｏＡからの距離が先端１ｇを通る径方向における第１ブレード１Ａの長さの１０％以上であってもよいし、２０％以上であってもよい。

図４に示す例では、翼端ｏＡの半径は、ｒｔ、ハブ１Ｄの外半径はｒｈ（ただし、ｒｈ＜ｒｔ）、翼端ｏＡからハブ１Ｄの外周面１ｅまでの距離は、ｒｂ（＝ｒｔ―ｒｈ）である。ただし、ｒｈは、Ｚ方向の負方向に向かうにつれて増大する。
スリット１ａは、Ｚ方向から見て矩形状の切欠きである。スリット１ａは、入口端部終点ｐＡから中心軸線Ｏに向かう直線に沿って延びている。スリット１ａの開口幅はｄ、長さはＬ（ただし、Ｌ＞ｄ）である。スリット１ａは、第１ブレード１ＡをＺ方向にストレートに貫通している。
先端１ｇを通る第１ブレード１Ａの径方向の長さはｒｂであり、Ｌは、Ｌ≦ｒｂを満足する。Ｌは、ｒｂの１０％以上であってもよいし、２０％以上であってもよい。

次に、キャビテーション不安定現象について説明する。
例えば、ロケットエンジン用のインデューサでは、キャビテーションは性能低下を招くため、低減されるのが望ましい。しかしキャビテーションを完全に抑制することは難しいので、インデューサの破壊など深刻な被害を招くおそれのあるキャビテーション不安定現象を抑制することが重要である。
キャビテーション不安定現象の例としては、旋回キャビテーションと、キャビテーションサージと、が挙げられる。以下では、インデューサ１において、スリット１ａ、１ｂ、１ｃが設けられない場合の比較例のインデューサにおいて発生する旋回キャビテーションおよびキャビテーションサージについて、簡単に説明する。
図５は、キャビテーション不安定現象の例について説明する模式図である。

キャビテーションは、流体機械の内部で流体に局所的な圧力低下が生じることによって流体が気化し、流体内に気泡や気膜状の気体領域（キャビティと呼ぶ）が形成される現象である。キャビティの発生とその体積変化とによって、翼負荷の非対称性や流体の流量および圧力の変動が生じる結果、ターボ機械の羽根車の軸振動、流体の脈動現象などが引き起こされる。
旋回キャビテーションは、インデューサの回転とともに、各ブレード上に発生するキャビティの体積が変動し、みかけ上、キャビティが各ブレードの間を移動しているように見える現象である。旋回キャビテーションは、各ブレードに発生するキャビティは、非軸対称である。このため、旋回キャビテーションは、主にターボポンプの軸振動の原因になる。
以下、インデューサの回転周波数をωで表し、キャビティの回転周波数をωｃ（静止系）、Ωｃ（回転系）で表す。
旋回キャビテーションは、ωとωｃとの関係によって、超同期旋回キャビテーション（ωｃ＞ω）、同期旋回キャビテーション（ωｃ＝ω）、および亜同期旋回キャビテーション（ωｃ＜ω）に分類される。

図５において「Ｓｕｐｅｒ−Ｓ ＲＣ」欄には、超同期旋回キャビテーション（以下、ＳＳＲＣと略記）の模式図が記載されている。各図は、上流側から見たインデューサの模式図であり、各ブレードを濃度の異なる網点で表示している。各部ブレードのエッジ部における白抜き部は、キャビティＣａを表す。「インデューサ回転数」欄の数字は、基準となる静止系の状態（「０」、以下、基準状態）から何回転したかを表す。インデューサ回転数の０〜４に対応する模式図は、それぞれの回転時の静止系の状態を模式的に示している。

ＳＳＲＣでは、１回転ごとに各ブレード上のキャビティＣａの大きさ、形状などのパターンが変動し、一定の回転数ごとに、基準状態のパターンに戻る。図５に示す例では、キャビティＣａのパターンは、４回転ごとに同一のパターンを繰り返すので、キャビティＣａは、Ωｃ＝０．２５ωで、反時計回りに回転している。すなわち、静止系から見ると、キャビティは、見かけ上、インデューサよりも高速のωｃ＝１．２５ωで回転していることになる。
一般的に、ＳＲＣにおけるωｃは、１．１ω〜１．３ω程度である。ωｃは、軸振動の励振周波数になる。ωｃは、インデューサの固有振動とは異なり、運転状態によって変化するため、設計上予測することが難しいという問題がある。

図５において「Ｓｙｎｃ ＲＣ」欄には、同期旋回キャビテーション（以下、ＳＲＣと略記）の模式図が記載されている。各図の意味はＳＳＲＣの場合と同様である。
ＳＲＣでは、各ブレード上のキャビティＣａの大きさ、形状は、非軸対称であるが、ＳＳＲとは異なり、基準状態のままで翼に付着している。このため、キャビティＣａはインデューサと同期して回転しており、Ωｃ＝０ω、すなわち、ωｃ＝ωである。

特に図示しないが、亜同期旋回キャビテーションは、ωｃ＜ωであるため、キャビティＣａのパターンが回転系においてインデューサの回転方向と逆方向に回転する点が、ＳＳＲＣと異なる。

キャビテーションサージ（以下、ＣＳと略記）は、すべてのブレードにおいて同位相・同周期でキャビティの体積が変動する現象である。ＣＳは、流体の流量および圧力の脈動を生じさせる。このため、ターボポンプの性能低下を引き起こす。
図５において「ＣＳ」欄には、キャビテーションサージ（以下、ＣＳと略記）の模式図が記載されている。各図の意味はＳＳＲＣの場合と同様である。
図５に示す例では、基準状態で各ブレード上の各キャビティＣａが最大となり、１．５回転目（図示略）に最小となって、３回転目に基準状態に戻る、という変化が繰り返されている。このため、固定系でも回転系でも各キャビティＣａのパターンは回転しない。

次に、インデューサ１の動作および作用について、スリット１ａの作用を中心として説明する。なお、スリット１ｂ、１ｃの作用はスリット１ａと同様である。
図６は、本発明の実施形態のインデューサの作用を説明する模式図である。図７は、スリットの近傍における子午面（径方向断面）の速度ベクトルの分布を示す図である。図８は、スリットの近傍における周方向断面の速度ベクトルの分布を示す図である。

インデューサ１は、タービン４の回転によって、Ｚ方向の負方向に見て反時計回りに回転駆動される。これにより、図６に示すように、流体Ｆは、インデューサ１に吸い込まれて流体Ｆ１のようにブレード間の流路を圧送され、全体としてＺ方向の負方向に進む（順方向流れ）。インデューサ１の上流側（図示左側）は低圧であり、インデューサ１の下流側（図示右側）は昇圧されて高圧である。
各ブレードにおける翼端ｏＡ、ｏＢ、ｏＣと、管状部１０ｅの内壁との間には、隙間ｇが存在する。隙間ｇには、Ｚ方向の正方向に進むもれ流れｆ（逆方向流れ）が形成される。
もれ流れｆは、上流側の低圧部に到達すると、もれ渦領域Ｖを形成する。もれ渦領域Ｖは、翼端ｏＡ、ｏＢ、ｏＣの近傍と、前縁ｅＡ、ｅＢ、ｅＣの近傍に形成される。もれ渦領域Ｖは、その渦中心の圧力が低下することから、キャビティの成長に寄与していると考えられる。

これに対して、インデューサ１は、スリット１ａ、１ｂ、１ｃ（以下、各スリットと称する場合がある）を有しているので、各スリットをＺ方向の正方向に進むもれ流れｆＳが発生する。このため、各スリットの近傍ではもれ流れｆが増加すると考えられる。これにより渦の強さが周方向に不均一となると、渦が不安定になり、渦中心の圧力低下が抑制され、キャビティの成長も抑制されると考えられる。

スリット１ａの流れ場に及ぼす影響について数値解析を用いて確認した。
数値解析には、汎用熱流体解析ソフトウェアであるＡＮＳＹＳ社のＣＦＸ１９．０を使用した。支配方程式は相変化を考慮し等温過程を仮定した三次元非圧縮性気液二相Ｎａｖｉｅｒ−Ｓｔｏｋｅｓ方程式とした．乱流モデルにはＳＳＴ ｋ−ωモデルを用いた。キャビテーションモデルにはＣＦＸに実装されている簡略化されたＲａｙｌｅｉｇｈ−ｐｌｅｓｓｅｔ方程式によりキャビテーション気泡の動力学を考慮した等方型二相流モデルを用いた。

図７に、スリット１ａの子午面におけるもれ流れｆＳの速度分布のシミュレーション結果の一例を示す。シミュレーションの条件は、後述する実施例の条件と同様である。
もれ流れｆＳの流速は、スリット１ａの径方向の開口端（チップ側）で最も小さく、先端１ｇ（ハブ側）に向かうにつれて大きくなっていることが分かる。
図８に、スリット１ａの周方向の断面におけるもれ流れｆＳの速度分布の一例を示す。図８において、インデューサ１の回転方向は矢印Ｒで示すように、図示左側から右側である。図示の紙面奥側がハブ側である。Ｚ方向の正方向は、図示下側から上側に向かう方向である。
面Ｓ１は、図示略の第３ブレード１Ｃと対向する面であり第１ブレード１Ａの圧力面である。面Ｓ２は、第２ブレード１Ｂと対向する面であり第１ブレード１Ａの負圧面である。第１ブレード１Ａの断面は、粗い網点で示されている。細かい網点は、キャビティＣａが生じた領域を模式的に示す。

図８に示すように、面Ｓ１に沿って流れる流体Ｆ１は、その一部が、スリット１ａを通して、下流側のスリット１ａの内面に衝突する。この後、衝突した内面に沿って面Ｓ２上に抜けることによって、もれ流れｆＳが形成されていることが分かる。
負圧面である面Ｓ２上には、キャビティＣａが形成されている。しかしキャビティＣａは、もれ流れｆＳによって、スリット１ａにおいて分断されていることが分かる。このため、面Ｓ２の上流側で発生するキャビティＣａは、スリット１ａを越えて下流側でさらに成長することがないので、全体としてはキャビティＣａの大きさを抑制できると考えられる。
このようなキャビティＣａの分断効果は、もれ流れｆＳの流速が大きくなる径方向内側ほど顕著になる。このような速度分布を有することで、もれ流れｆＳはキャビティＣａの径方向内側への成長を抑制しやすいと考えられる。

次に、各スリットによりキャビテーション不安定現象が抑制されることを示す実験結果について説明する。

実験においては、供試インデューサとして、液体酸素ターボポンプインデューサを基本に作られた実施例のインデューサ５５５（図９、１０では、「Ｉｎｄｕｃｅｒ５５５」）と、比較例のインデューサ０００（図９、１０では、「Ｉｎｄｕｃｅｒ０００」）とを用いた。
インデューサ５５５は、上述したインデューサ１の一例である。インデューサ０００は、インデューサ５５５においてスリット１ａ、１ｂ、１ｃを省略した形状を有する。
インデューサ５５５の形状は、ブレードの枚数が３枚、インデューサ入口チップ径（翼端ｏＡ等の外径、２×ｒｔ）が１５２ｍｍ、インデューサ入口ハブ径（最も上流側の外周面１ｅの外径、２×ｒｈ）が３８ｍｍ、チップクリアランス（隙間ｇの大きさ）が０．５ｍｍとした。この形状はインデューサ０００にも共通である。
インデューサ５５５のスリットの数は３、スリットの開口幅、長さは、それぞれ、ｄ＝５（ｍｍ）、Ｌ＝３０（ｍｍ）とした。各スリットの位置は、上述したように各スロート入口部Ｔｅである。このため、各スリットは、中心軸線Ｏに関して軸対称（３回回転対称）に形成されている。

実験装置としては，宇宙航空研究開発機構角田宇宙センター内にある水流しキャビテーションタンネル試験設備を用いた。この試験設備は，作動流体として水を使用する回流式水槽である。供試インデューサ上流にはシリンダピストンによる圧力調整機構が併設されており、供試インデューサ入口圧力を任意の値に減圧できる。供試インデューサ下流には，タービン式流量計および超音波流量計が設置されている。流量は，流量計上流にある流量調整弁の開度を変化させることにより調整されている。さらに下流には熱交換器が設置されており、試験中、作動流体の温度はほぼ一定に保たれる。試験で用いたケーシングは、透明なアクリル樹脂によって製作されているので，高速度ビデオによるキャビテーションの可視化観察が可能となっている。さらに、ケーシング上に設置された圧力センサにより、供試インデューサの入口、出口、およびその中間部の圧力振動を測定した。
高速度ビデオの撮影は，撮影速度１００００ｆｐｓ、シャッター速度１／２５０００ｓにて行われた。圧力センサにより取得された圧力変動データは，サンプリング周波数１０ｋＨｚで収集され，試験後にＦＦＴアナライザによって周波数分析された。

作動流体（流体Ｆ）は、２９８．５Ｋの水とした。
設計流量Ｑｄは１９２Ｌ／ｓ、設計回転数は１８３００ｒｐｍであるが、実験における供試インデューサの回転数は６０００ｒｐｍ（回転周波数：１００Ｈｚ）とした。
実験では，回転数および流量調整弁の開度を一定に保ち、入口圧力を徐々に低下させることによって、キャビテーション数σを低下させ、キャビテーションを成長させた際の圧力変動、流量などのデータを取得した。
キャビテーション数σは、下記式（１）で表される。キャビテーション数σは、流体Ｆの圧力に対応する無次元数である。

ここで、ｐ_ｉｎは供試インデューサ上流の主流静圧、ｐ_ｖは主流温度の飽和蒸気圧、ρ_∞は作動流体の密度、Ｕ_ｔは供試インデューサのチップ周速度（翼端の周速度）である。

以下、実験結果について説明する。
図９は、実施例および比較例のインデューサにおける圧力変動の周波数分析結果（Ｑ／Ｑ_ｄ＝１．１０）を示すグラフである。ここで、Ｑ／Ｑ_ｄは、設計流量をＱ_ｄとしたときの流量比である。
図９は、Ｑ／Ｑ_ｄ＝１．１０とし、キャビテーション数σを０．０１から０．０８まで変化させたときのインデューサ５５５、０００における圧力変動のパワースペクトラムΔＰ（ｋＰａ ｐ−ｐ）を示す。

図９におけるインデューサ０００のグラフ（図示右側）によれば、σが０．０８から０．０７の高圧領域では、各周波数の圧力変動が抑制されている。しかしσが０．０６５よりも下がると、種々の周波数の圧力変動が増大している。特に、周波数が１１０Ｈｚから１２５ＨｚのピークはＳＳＲＣが発生していることを示す。ＳＳＲＣは、σが０．０４５程度になると、ＳＲＣに遷移していることが分かる。図９には、ＳＳＲＣ、ＳＲＣの高調波成分も現れている。
他の卓越周波数としては、ブレード枚数、羽切などに起因する卓越周波数が見られるが、これらはキャビテーション不安定現象ではない。

図９におけるインデューサ５５５のグラフ（図示左側）によれば、インデューサ０００と同様の周波数帯に、ＳＳＲＣ、ＳＲＣに対応する卓越周波数が現れている。しかしその振幅は、インデューサ０００の場合に比べて格段に小さい。このため、インデューサ５５５では、ＳＳＲＣ、ＳＲＣが抑制されていることが分かる。
インデューサ５５５では、他の卓越周波数における振幅も、インデューサ０００の場合に比べると全体的に低くなっていることが分かる。

図１０は、実施例および比較例のインデューサにおける圧力変動の周波数分析結果（Ｑ／Ｑ_ｄ＝０．８０）を示すグラフである。
図１０は、Ｑ／Ｑ_ｄ＝０．８０とし、キャビテーション数σを０．０１から０．０８まで変化させたときのインデューサ５５５、０００における圧力変動のパワースペクトラムΔＰ（ｋＰａ ｐ−ｐ）を示す。

図１０におけるインデューサ０００のグラフ（図示右側）によれば、σが０．０４未満のとき、０Ｈｚ〜４０Ｈｚ程度の低周波の圧力変動が生じている。これらの卓越ピークの圧力変動は、ＣＳが生じていることを示している。高速度ビデオの撮影映像でも、ＣＳが確認された。

図１０におけるインデューサ５５５のグラフ（図示左側）によれば、σが０．０３未満で、インデューサ０００と同様の周波数帯に、ＣＳに対応する卓越周波数が現れているが、その振幅は、インデューサ０００の場合に比べると小さい。このため、インデューサ５５５では、ＣＳが抑制されていることが分かる。
インデューサ５５５では、他の卓越周波数における振幅も、ブレード枚数に起因する３００Ｈｚの卓越周波数における振幅も含めて、インデューサ０００の場合に比べると全体的に低くなっていることが分かる。

次に、インデューサの吸込性能を示すインデューサ揚程係数Ψに関する実験結果を示す。
図１１は、実施例および比較例のインデューサにおける流量比Ｑ／Ｑ_ｄとインデューサ揚程係数Ψとの関係を示すグラフである。図１１の横軸は流量比Ｑ／Ｑ_ｄ、縦軸はインデューサ揚程係数Ψである。図１２は、実施例および比較例のインデューサにおけるキャビテーション数σとインデューサ揚程係数Ψとの関係を示すグラフである。図１２の横軸はキャビテーション数σ、縦軸はインデューサ揚程係数Ψである。

図１１に、実験結果に基づくインデューサ５５５、１００の揚程係数Ψを、それぞれ○、△でプロットした。図１１に結果を示す実験のキャビテーション数σは、０．２７とした。曲線２０１、２０２は、それぞれインデューサ５５５、０００に関する近似曲線である。
流量比Ｑ／Ｑ_ｄに対するインデューサ揚程係数Ψは、インデューサ５５５、０００のいずれも、略同様の結果を示した。すなわち、インデューサ揚程係数Ψは、流量比Ｑ／Ｑ_ｄが増大するにつれて減少している。
曲線２０１、２０２のように、流量比Ｑ／Ｑ_ｄが０．７５から１．２の範囲では、インデューサ５５５の揚程係数Ψは、インデューサ０００の揚程係数Ψよりもわずかに低い。しかし、その差は０．００１２未満程度である。すなわち、インデューサ５５５において、スリット１ａ、１ｂ、１ｃが設けられても、インデューサ０００と同程度の揚程係数Ψが得られている。

図１２に、キャビテーション数σを変化させた実験結果に基づくインデューサ５５５、１００の揚程係数Ψを、それぞれ○、△でプロットした。点列２０３、２０４は、それぞれインデューサ５５５、０００のデータを示す。
図１２によれば、キャビテーション数σが０．０４以上では、揚程係数Ψはインデューサ０００よりもインデューサ５５５の方がわずかに小さいだけで、それぞれ略一定値になっている。キャビテーション数σが０．０２以上０．０４未満では、点列２０３が略一定であるのに対して、点列２０４は上下の変動が見られる。
キャビテーション数σが０．０１以上０．０２未満では、点列２０４に示すようにインデューサ０００の揚程係数Ψは、約０．０９４から約０．０４４に向かって直線的に降下している。すなわち、インデューサ０００は、低圧になると吸込性能が直線的に悪化することが分かる。
これに対して、点列２０３に示すようにインデューサ５５５の揚程係数Ψは、約０．０９６から約０．０７４に向かって緩やかに降下している。すなわち、インデューサ０００に比べると、インデューサ５５５は、低圧下でも吸込性能の低下が少ないことが分かる。このため、インデューサ５５５では、急激な圧力低下が生じても輸送性能が悪化しにくい点で吸込性能が向上している。
例えば、ロケットエンジン用ターボポンプの場合、定常運転では、作動流体の圧力が一定に保たれる。しかし固体ロケットの切り離し時など、加速度による力が急変する場合には一時的に圧力降下するおそれがある。インデューサ５５５によれば、このような場合にも吸込性能が低下しにくいので、安定した燃料、酸化剤等の流体の供給が可能となる。

以上、実施例および比較例のインデューサ５５５、０００の実験結果の対比に基づいて説明したように、本実施形態のインデューサ１によれば、吸込性能がほとんど低下することなく、キャビテーション不安定現象を抑制することができる。特に、インデューサ１によれば、低キャビテーション数の領域において、従来のインデューサよりも吸込性能を向上することができる。
このような特性は、インデューサ１の各ブレードに、スリット１ａ、１ｂ、１ｃを形成した簡素な構成によって達成されている。このため、従来のターボポンプのケーシングの形状を変更したり、ＰＯＧＯ制御装置を付加したりしなくてよいので、製造が容易となるとともにコスト低減も可能である。さらに、ターボポンプ１００の軽量化、小型化を図ることができる。

以上、説明したように、本実施形態のインデューサ１によれば、キャビテーションの不安定現象を抑制するとともに吸込性能を向上することができる。

［第１〜第３変形例］
次に、本実施形態の第１〜第３変形例について説明する。
図１３（ａ）、（ｂ）、（ｃ）は、本発明の実施形態の変形例（第１〜第３変形例）のインデューサの例を示す模式的な正面図である。
以下、実施形態と異なる点を中心に説明する。

図１３（ａ）に主要部を示すように、第１変形例のインデューサ１１は、インデューサ１のスリット１ａ、１ｂ、１ｃの平面状の先端１ｇに代えて、スリット１ａの延在方向に凸の円弧状の湾曲面からなる先端１１ｇを備える。
これにより、各スリットのＺ方向から見た形状は、Ｕ字状である。
本変形例によれば、各スリットの先端１１ｇにおける応力集中が緩和されるので、インデューサ１１の耐久性が向上する。

図１３（ｂ）に主要部を示すように、第２変形例のインデューサ１２は、インデューサ１のスリット１ａ、１ｂ、１ｃに代わる切欠きとして、Ｖ字状切欠き１２ａ、１２ｂ、１２ｃ（以下、各Ｖ字状切欠きと称する場合がある）を備える。各Ｖ字状切欠きの先端１２ｇは、凸の円弧状の湾曲面からなる。
各Ｖ字状切欠きの開口幅ｄ１２は、スリット１ａ等の開口幅ｄよりも広くても狭くてもよい。各Ｖ字状切欠きの径方向の長さＬ１２は、スリット１ａ等の長さＬよりも長くてもよいし短くてもよい。

本変形例によれば、もれ流れｆＳが通過する断面積が径方向に変化するので、もれ流れｆＳの流速、流量の径方向分布を適宜の分布に変更することができる。

図１３（ｃ）に主要部を示すように、第３変形例のインデューサ１３は、インデューサ１のスリット１ａ、１ｂ、１ｃに代わる切欠きとして、斜行スリット１３ａ、１３ｂ、１３ｃ（以下、各斜行スリットと称する場合がある）を備える。各斜行スリットは、実施形態のスリット１ａ等を径方向に延びる直線Ｃ０に対して、開口端を中心としてθだけ回転させたスリットである。各斜行スリットの傾斜角は、特に限定されない。
本変形例は、切欠きの延在方向が径方向に一致しなくてもよいことを示す例である。
各斜行スリットの傾斜方向は、特に限定されない。図１３（ｃ）に示す例では、各斜行スリットは、径方向内側に進むにつれて、インデューサ１３の回転方向に対して反対側に傾斜する場合の例が記載されている。各斜行スリットの傾斜方向はこれと反対方向でもよい。
本変形例によれば、負圧面に向かうもれ流れｆＳの出口を、径方向に進むにつれて、周方向にずらすことができる。

［第４、第５変形例］
次に、本実施形態の第４、第５変形例について説明する。
図１４（ａ）、（ｂ）は、本発明の実施形態の変形例（第４、第５変形例）のインデューサの例を示す模式的な周方向の断面図である。
以下、実施形態と異なる点を中心に説明する。

図１４（ａ）に主要部を示すように、第４変形例のインデューサ１４においては、インデューサ１のスリット１ａ、１ｂ、１ｃの各内縁と、面Ｓ１とのなす角部に、面取り部１４ａが形成されている。同様に、インデューサ１のスリット１ａ、１ｂ、１ｃの各内縁と、面Ｓ２とのなす角部に、面取り部１４ｂが形成されている。
面取り部１４ａ、１４ｂの具体的な形状は、各スリットを通過するもれ流れｆＳが円滑に流れる形状であれば、特に限定されない。例えば、図１４（ａ）には、面取り部１４ａ、１４ｂが、スリットの内面に４５°で交差するＣ面取りからなる例が示されている。ただし、面取り部１４ａ、１４ｂの交差角は４５°には限定されない。
あるいは、面取り部１４ａ、１４ｂは、円弧状等の湾曲面で形成されてもよい。
面取り部１４ａ、１４ｂが形成される各スリットの内面は図１４（ａ）に示すように、インデューサ１４の回転方向Ｒと反対側内面であることがより好ましい。
本変形例によれば、面取り部１４ａ、１４ｂによって各スリットを通過するもれ流れｆＳの流れがより円滑になるので、もれ流れｆＳによって形成される負圧領域を低減できる。この結果、各スリットの下流側に発生するキャビティを低減できる。

図１４（ｂ）に主要部を示すように、第５変形例のインデューサ１５は、インデューサ１のスリット１ａ、１ｂ、１ｃに代わる切欠きとして、斜めスリット１５ａ、１５ｂ、１５ｃ（以下、各斜めスリットと称する場合がある）を備える。
各斜めスリットは、面Ｓ１から面Ｓ２に向かうにつれて、回転方向Ｒと反対側に傾斜するスリット内面１５ｄ、１５ｅを備える。スリット内面１５ｄ、１５ｅは平行でもよいし、非平行でもよい。図１４（ｂ）に示す例では、互いに平行である。
各斜めスリットは、実施形態と同様、中心軸線Ｏに向かって延びている。
本変形例によれば、もれ流れｆＳがスリット内面１５ｄ、１５ｅに沿って、通過するので、もれ流れｆＳの流れがより円滑になる。これにより、もれ流れｆＳによって形成される負圧領域を低減できる。この結果、各斜めスリットの下流側に発生するキャビティを低減できる。

なお、上記実施形態および各変形例では、ロケットエンジン用として特に好適なターボポンプ１００に用いられるインデューサの例で説明したが、上記実施形態および各変形例で説明したインデューサは、ロケットエンジン用ターボポンプ以外のターボポンプに用いられてもよい。
産業用の一般的なポンプであっても、キャビテーションによる吸込み性能低下や損傷は生じる可能性がある。本発明のインデューサによれば、産業用ポンプに用いられる場合でも、吸込み性能低下やキャビテーション不安定現象に起因する軸振動による損傷などを抑制できる。
本発明のインデューサを使用可能な産業用ポンプの例としては、ＬＮＧ（液化天然ガス）用のポンプ、水素社会に欠かせない液体水素用ポンプなどが挙げられる。

上記実施形態および各変形例では、インデューサが３枚のブレード（羽根）を有する場合の例で説明した。しかし、インデューサの羽根は、複数枚であれば、２枚でもよいし、４枚以上でもよい。例えば、羽根の枚数をｎ（ただし、ｎは２以上の整数）とすると、各羽根には、軸方向に見て、インデューサの中心軸線に関してｎ回回転対称（軸対称）となる位置にそれぞれ切欠きが設けられることがより好ましい。
ただし、インデューサに必要なキャビテーション不安定現象の抑制および吸込性能の向上が可能であれば、各切欠きは、軸非対称に設けられてもよい。

上記実施形態および各変形例では、各ブレードの前縁の形状が、軸方向から見て円弧状に突出している例で説明した。しかし、各ブレードの前縁の形状は、これには限定されない。例えば、円弧状でない凸形状でもよいし、直線状、凹形状などでもよい。

上記実施形態および各変形例では、各ブレードの切欠きが、軸方向から見て上流側のブレードの翼端が始まる位置と重なる下流側のブレードの翼端に開口するように形成されている例で説明した。しかし、切欠きは、上流側および下流側のブレードの翼端同士が重なる部位のスロートＴの領域に形成されていてもよいし、より上流側のスロートＴに形成されてもよい。さらに、切欠きは、軸方向から見て上流側のブレードと重ならない領域に形成されていてもよい。

上記実施形態および各変形例では、各ブレードに切欠きがそれぞれ１つずつ形成される例で説明した。しかし、各ブレードの切欠きの数は１以上でもよい。切欠きが非軸対称に設けられる場合には、切欠きを有しないブレードがあってもよい。

第４変形例では、各スリットにおいて、回転方向Ｒと反対側のスリット内面に面取り部１４ａ、１４ｂが形成されている例で説明した。しかし、面取り部１４ａ、１４ｂは、回転方向Ｒのスリット内面にも形成されていてもよいし、回転方向Ｒのスリット内面のみに形成されていてもよい。
さらに面取り部１４ａ、１４ｂのうちいずれか一方は省略されてもよい。

以上、本発明の好ましい実施形態および各変形例を説明したが、本発明はこの実施形態および各変形例に限定されることはない。本発明の趣旨を逸脱しない範囲で、構成の付加、省略、置換、およびその他の変更が可能である。
また、本発明は前述した説明によって限定されることはなく、添付の特許請求の範囲によってのみ限定される。

１、１１、１２、１３、１４、１５、５５５ インデューサ
１ａ、１ｂ、１ｃ スリット（切欠き）
１Ａ 第１ブレード（羽根）
１Ａａ、１Ｂａ、１Ｃａ 入口端部
１Ａｂ、１Ｂｂ、１Ｃｂ ブレード本体
１Ｂ 第２ブレード（羽根）
１Ｃ 第３ブレード（羽根）
１Ｄ ハブ（軸体）
１ｇ、１１ｇ、１２ｇ 先端
１０ ケーシング
１０ｅ 管状部
１２ａ、１２ｂ、１２ｃ Ｖ字状切欠き（切欠き）
１３ａ、１３ｂ、１３ｃ 斜行スリット（切欠き）
１４ａ、１４ｂ 面取り部
１５ａ、１５ｂ、１５ｃ 斜めスリット（切欠き）
１００ ターボポンプ
Ｃａ キャビティ
ｆ、ｆＳ もれ流れ
ｅＡ、ｅＢ、ｅＣ 前縁
Ｆ、Ｆ１ 流体
ｇ 隙間
Ｏ 中心軸線
ｏＡ、ｏＢ、ｏＣ 翼端
Ｒ 回転方向
Ｓ１、Ｓ２ 面
Ｔ スロート
Ｔｅ スロート入口部
Ｖ もれ渦領域

Claims (8)

1. 回転駆動可能に設けられた軸体と、
   前記軸体の外周面に多条の螺旋状に設けられ、上流側から軸方向に見て周方向の前縁が互いに前記周方向においてずらされた複数の羽根と、
   を備え、
   前記複数の羽根のうち少なくとも１つの羽根には、前記前縁を除く径方向の外縁に開口し、開口幅よりも長く径方向内側に延びる切欠きが形成されている、
   インデューサ。
2. 前記切欠きの少なくとも一部は、前記複数の羽根のうち、前記羽根と前記軸方向において隣り合う上流側の羽根と前記軸方向において重なる位置に形成されている、
   請求項１に記載のインデューサ。
3. 前記切欠きは、前記上流側の羽根との間の形成されるスロートの入口部の近傍に形成されている、
   請求項１または２に記載のインデューサ。
4. 前記切欠きは、前記複数の羽根のすべてに形成されている、
   請求項１〜３のいずれか１項に記載のインデューサ。
5. 前記切欠きは、前記軸方向から見て、前記軸体の中心軸線に関して軸対称となる位置関係に形成されている、
   請求項４に記載のインデューサ。
6. 前記切欠きは、一定幅を有するスリット状である、
   請求項１〜５のいずれか１項に記載のインデューサ。
7. 前記切欠きの径方向内側の先端の前記羽根の外縁からの距離は、径方向における前記羽根の長さの１０％以上である、
   請求項１〜６のいずれか１項に記載のインデューサ。
8. 前記切欠きの内縁と、前記羽根の表面と、のなす角部には、面取り部が形成されている、
   請求項１〜７のいずれか１項に記載のインデューサ。