JP3862135B2 - Turbomachine and pump station using it - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明はターボ機械に係わり、特に、形式および流体に関わらず羽根入口の再循環流による旋回および羽根旋回失速を抑制することにより流動不安定性を防止することの可能なターボ機械及びそれを利用したポンプ機場に関する。
【０００２】
より詳細には、本発明は、非容積型の羽根車を有するポンプ、圧縮機或いは送風機等のターボ機械に関し、特に、羽根入口の再循環流の正流における予旋回や羽根旋回失速を抑制して流動不安定性を防止することが可能で、火力或いは原子力発電などで循環水ポンプ、排水ポンプ等として使用される斜流ポンプなどに好適なターボ機械、更には、本発明になるターボ機械を利用したポンプ機場に関するものである。
【０００３】
【従来の技術】
ターボ機械と総称される回転機械は、取り扱う流体および形式によって以下のように分類可能である。
１．取り扱う流体
液体、気体
２．形式
軸流、斜流、遠心
【０００４】
図２２は、運転が容易であるために、現在、主に使用されている斜流ポンプの断面図であって、上流から下流に向かってサクションケーシング１１、ポンプ１２、およびディヒューザ１３から構成される。
【０００５】
ポンプ１２のケーシング１２１内で回転する羽根（インペラ）１２２は回転軸１２３によって回転駆動され、サクションケーシング１１から吸い込まれた液体にエネルギを与える。ディヒューザ１３は流体の速度エネルギの一部を静圧に変換する機能を有する。
【０００６】
図２３は、上記図２２に示す斜流ポンプを含むターボ機械の典型的な揚程−流量特性であって、横軸は流量を表わすパラメータ、縦軸は揚程を表わすパラメータである。
【０００７】
即ち、低流量域では流量が増加するにつれて揚程は低下するが、流量がＳ領域にある間は流量が増加するにつれて揚程も増加する（右上がり特性）。そして、流量が右上がり特性領域以上に増加すると流量が増加するにつれて揚程は低下する。
【０００８】
そして、右上がり特性領域の流量でターボ機械を運転した場合には、流体のかたまりが管路内で自励振動するサージングが発生する。
【０００９】
右上がり特性は、ターボ機械を流れる流体の流量が低となったときにインペラ入口外縁で再循環流が発生するが、このとき羽根に入る流体の流路が狭められ、流体に旋回が生じるために発生する（図２２参照）。
【００１０】
サージングはターボ機械だけでなく、上流および下流に接続される配管にも損傷を与えるため低流領域での運用は禁止されている。また、ターボ機械の運転領域を拡大するため羽根の形状（プロフィル）を改善するほか、下記に示すようにサージングを抑制する方法は既に提案されている。
【００１１】
１．ケーシングトリートメント
インペラが存在するケーシング領域に、羽根の弦長の１０〜２０％の細い溝を形成することにより失速マージンを改善するものである。
【００１２】
図２４は既に提案されているケーシングトリートメントの説明図であって、（イ）はケーシングトリートメントと羽根の位置関係の説明図、（ロ）はケーシングトリートメントの断面形状図である。
【００１３】
即ち、既に提案されているケーシングトリートメントは、ケーシング内壁の羽根の存在領域に、軸方向、周方向、もしくは斜め方向に、径向き、もしくは斜めに相当な深さを有する溝を形成するものである。
【００１４】
ケーシングトリートメントにより失速マージンを向上することが可能なメカニズムは理論的に充分に解明されてはいないが、圧力の高い流体が低エネルギ領域に噴出し、失速セルの発生を防止するためであると考えられている。
【００１５】
２．セパレータ
低流領域で羽根入口外縁で発生する再循環流の逆流部分を順流部分と分離するためにセパレータを配置し、再循環流の拡大を防止するものである。
【００１６】
図２５は軸流ターボ機械に適用されたセパレータの説明図であって、吸込リング（イ）、ブレードセパレータ（ロ）、およびエアセパレータ（ハ）が提案されている。
【００１７】
吸込リング（イ）は逆流を吸込リング外側に閉じ込めるものであり、ブレードセパレータ（ロ）はケーシングとリングの間にフィンを設けるものである。また、エアセパレータ（ハ）は動翼（羽根）先端部を開放して逆流をケーシング外の流路に導き、フィンによって逆流の旋回を防止するものであり、前二者に比較して効果は大であるものの、装置が大規模となる。
【００１８】
３．アクティブコントロール
羽根入口近傍の再循環流の発生場所に外部から高圧の流体を噴出して再循環流による旋回の発生を抑制するものである。
【００１９】
更に、従来のターボ機械の一例として斜流ポンプの場合について述べる。斜流ポンプの揚程−流量特性曲線（以下、揚程曲線という）は、全流量域でポンプが運転される場合、安定な運転が可能である右下がり特性の揚程曲線が要求されている。しかし、通常のポンプでは、ポンプの性能を表わす効率、揚程曲線の安定性、キャビテーション性能、締め切り軸動力などは、互いに相い反する関係となっているのが一般的であった。すなわち、ある一つの特性の向上を図れば、他の特性が低下し、同時に二つ以上の特性向上を図ることは難しいという問題があった。例えば、効率を重視したポンプにおいては揚程曲線の一部に右上がり特性が顕著に現われ、不安定となる傾向があった。
【００２０】
安定な運転が可能である右上がりの揚程曲線を得るための従来技術としては、上述のように、ケーシングトリートメントやセパレータを設けることは既に知られている。なお、この種の公知例としては、米国特許第４，２１２，５８５号明細書に記載されたものなどがある。
【００２１】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来技術のケーシングトリートメントおよびセパレータによれば、揚程−流量特性の上記右上がり特性をより低流量側に移動して安定運転領域に拡大することは可能であるものの、右上がり特性自体をなくすことは困難である。また、ケーシングトリートメントにおいて失速マージンを１０％向上させるごとにターボ機械の効率は約１％低下する。
【００２２】
更に、ケーシング内壁に軸方向の深い溝を加工する作業も容易ではなかった。また、ケーシングトリートメントなどはシュラウドを有するクローズド羽根車には適用できないという問題もあった。
【００２３】
さらに、アクティブコントロールにあっては、ターボ機械自体もしくは外部から高圧流体を得る必要があるため、ターボ機械システムとしての効率が低下することは回避できない。
【００２４】
本発明は、上記課題に鑑みてなされたものであって、右上がり特性のない揚程−流量特性を有するだけでなく、効率低下を抑制することの可能な、羽根入口の再循環流による旋回および羽根旋回失速を抑制したターボ機械を提供することを目的とする。
【００２５】
即ち、本発明の目的は、右上がり特性のない揚程−流量特性を有し、かつ、高い効率も達成できるターボ機械を得ることにある。
【００２６】
本発明の他の目的は、右上がり特性のない揚程−流量特性が得られかつ製作も容易なターボ機械を得ることにある。
【００２７】
本発明の更に他の目的は、クローズド羽根車を有するターボ機械に対しても右上がり特性のない揚程−流量特性を得ることにある。
【００２８】
【課題を解決するための手段】
かかる上記の目的は、本発明によれば、上記の目的を達成するため、ケーシング内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを結び、幅が少なくとも５ｍｍ程度以上の溝を具備するターボ機械により達成される。
【００２９】
また、本発明によれば、ケーシング内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを流体圧力の勾配方向に結ぶ幅が５ｍｍ程度以上の溝を周方向に多数本形成し、
該溝の下流側終端位置は、溝の上流側終端位置に再順還流が発生するのを抑制するために必要な圧力の流体を取り出す位置としたターボ機械が提供されている。
【００３０】
さらに、本発明によれば、ケーシング内面に、羽根入口側の低流量時再循環流発生場所とケーシング内面の羽根存在領域内とを流体圧力の勾配方向に結ぶ幅が１０ｍｍ程度以上の浅い溝を形成し、且つ
該溝の下流側終端位置は、溝の上流側終端位置に再循環流が発生するのを抑制するために必要な圧力の流体を取り出す位置として、ターボ機械の揚程−流量特性の右上り特性を除去するように構成したターボ機械が提供されている。
【００３１】
なお、本発明によれば、前記に記載したターボ機械において、前記溝の幅は、前記溝が形成されたケーシング全周に対して約３０％〜５０％になるように、また、前記溝の幅の深さは、前記ケーシングの直径に対してほぼ０．５％〜１．６％で形成されており、より好ましくは、前記溝は、約２ｍｍ〜４ｍｍの深さで形成されている。
【００３２】
また、本発明によれば、やはり上記の目的を達成すべく、オープン形羽根車とこの形羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、羽根車の羽根の入口外周部に対峙する前記ケーシングの内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを結ぶ溝を周方向に複数設け、前記溝の谷底面の高さはこれに隣接するケーシング内面と同等またはそれ以上の高さに構成したターボ機械が提供されている。
【００３３】
加えて、本発明によれば、やはり上記の目的を達成すべく、オープン形羽根車とこの形羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、羽根車の羽根の入口外周部に対峙する前記ケーシングの内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを結ぶ溝を周方向に複数設け、前記溝の終端下流に隣接する前記ケーシング内面は、前記の溝の谷底面と同じレベルまたはそれより外周方向となるように形成し、溝の部分に対峙する羽根車の羽根の入口側外周部は上記溝の部分に対応して羽根車羽根高さを低く構成し、溝より下流側の羽根車の羽根高さは溝に対峙する部分の羽根高さよりも高く構成したターボ機械が提供されている。
【００３４】
また、本発明によれば、やはり上記の目的を達成すべく、オープン形羽根車とこの形羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、
羽根車の羽根の入口側外周部に対峙する前記ケーシングの内面に、羽根入口側の低流量時再循環流発生場所とケーシング内面の羽根存在域内とを流体圧力の勾配方向に結ぶ幅が５ｍｍ以上の浅い溝を周方向に多数形成し、
該溝の下流側終端位置は、溝の上流側終端位置の入口主流（正流）中に予旋回が発生するのを抑制するために必要な圧力の流体を取り出す位置として、ターボ機械の揚程−流量特性の右上り特性を除去するように構成し、かつ
前記溝の谷底面の高さはこれに隣接するケーシング内面と同等またはそれ以上の高さに構成すると共に、前記溝の部分に対峙する羽根車の羽根の入口外周部は溝の部分に対応して羽根車羽根高さを低く構成したターボ機械が提供されている。
【００３５】
さらに、本発明によれば、やはり上記の目的を達成すべく、オープン形羽根車とこの形羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、
羽根車の羽根の入口側外周部に対峙する前記ケーシングの円錐状の壁面よりも径方向に突出するように圧力勾配方向に複数本の溝を設け、
羽根入口付近の子午面における羽根高さは羽根出口付近の子午面における羽根高さより小とし、これら羽根高さは前記溝の部分の高さに対応して決定されているターボ機械が提供される。
【００３６】
そして、本発明によれば、やはり上記の目的を達成すべく、オープン形羽根車とこの形羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、
羽根車の羽根の入口側外周部に対峙する前記ケーシングの内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを結ぶ溝を周方向に複数設け、
前記溝の山の部分が形成する流路形状が、溝下流側ケーシングの流路形状を上流側へそのまま延長した形状よりもポンプ回転中心からの半径方向距離が大となるように構成し、かつ
前記羽根車の先端形状は、溝部及びケーシング内壁と略一定な隙間を形成するように形成され、
前記溝の終端付近における羽根車羽根高さはその下流側羽根高さよりも高く構成されているターボ機械が提供されている。
【００３７】
また、本発明によれば、やはり上記の目的を達成すべく、シュラウドを有するクローズド形羽根車とその羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、
前記羽根車の羽根入口付近をシュラウドのないオープン形に構成し、その羽根入口付近のシュラウドのない部分に対峙するケーシング内壁には圧力勾配の方向の溝をその周上に複数本配設し、該溝の入口側始端は羽根車の羽根先端入口側より上流側に配置し、かつ該溝の出口側終端は羽根車先端入口部より下流側に配置したターボ機械が提供されている。
【００３８】
さらに、本発明によれば、やはり上記の目的を達成すべく、シュラウドを有するクローズド形羽根車とその羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、
前記羽根車の羽根入口付近をシュラウドのないオープン形に構成し、その羽根入口付近のシュラウドのない部分に対峙する前記ケーシングの内面には、羽根入口側の低流量時再循環流発生場所とケーシング内面の羽根存在域内とを流体圧力の勾配方向に結ぶ幅が５ｍｍ以上の浅い溝を周方向に多数形成し、
該溝の下流側終端位置は、溝の上流側終端位置の入口主流（正流）中に予旋回が発生するのを抑制するために必要な圧力の流体を取り出す位置として、ターボ機械の揚程−流量特性の右上り特性を除去するように構成し、かつ
前記溝の谷底面の高さはこれに隣接するケーシング内面と同等またはそれ以上の高さに構成したターボ機械が提供されている。
【００３９】
なお、本発明では、前記に記載したターボ機械において、好ましくは、羽根車シュラウドの最小径部とケーシングとの間をシールする軸封部を有し、この軸封部はマウスリング部とケーシングリング部とで構成されている。
【００４０】
また、本発明によれば、やはり上記の目的を達成すべく、羽根車とこの羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、羽根車の羽根の入口側外周部に対峙する前記ケーシングの内面に、羽根入口側の低流量時再循環流発生場所とケーシング内面の羽根先端存在域内とを流体圧力の勾配方向に結ぶ溝を周方向に複数形成し、該溝の下流側終端位置は、溝の上流側終端位置の入口主流（正流）中に予旋回が発生するのを抑制するために必要な圧力の流体を取り出す位置とし、かつ前記溝を設置する前記ケーシングの部分はケーシングの他の部分と別体に構成されているターボ機械が提供されている。
【００４１】
なお、本発明によれば、前記のターボ機械において、好ましくは、ケーシングは軸方向に分割された複数のケーシングライナにより構成され、羽根車の羽根の入口側外周部に対峙するケーシングライナの内面に前記溝が形成されており、あるいは、溝を設置する前記ケーシングの部分はケーシングの他の部分と半径方向に分割して別体に構成されて組み立てられており、あるいは、前記溝の始端側は、ポンプ軸方向から羽根車の回転方向に傾斜する方向に形成している。
【００４２】
また、本発明によれば、やはり上記の目的を達成すべく、ケーシング内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを結ぶ溝をケーシング内面の周方向に複数本形成し、
溝幅Ｗの合計値を溝の部分のケーシング周長で割った値をＷＲ（幅比）、
溝全体の体積を羽根車体積で割った値をＶＲ（体積比）、
溝幅Ｗを溝深さＤで割った値をＷＤＲ（幅深さ比）、
溝の羽根入口から下流の長さと溝の深さとの比をＤＬＤＲ
とし、溝形状を決定する指標をＪＥ Ｎｏ．として以下の式で求め、
この指標ＪＥ Ｎｏ．が０．０３〜０．５の範囲となるように前記溝の形状が構成されているターボ機械が提供される。
ＪＥ Ｎｏ．＝ ＷＲ × ＶＲ × ＷＤＲ × ＤＬＤＲ
【００４３】
なお、本発明では、前記において、前記ＪＥ Ｎｏ．が０．１５〜０．２の範囲となるように前記溝の形状が構成されていることが好ましい。
【００４４】
また、本発明によれば、やはり上記の目的を達成すべく、吸込側流体の揚程と吐出側の揚程まで上昇するためのポンプ機場であって、羽根車と当該羽根車をその内部に配置するケーシングとを備え、吸込側流体の揚程をポンプアップするためのポンプと、ポンプアップされた液体を当該ポンプから吐出側へ導く管路と、そして、前記ポンプの羽根車の回転速度を制御するための制御手段とを備え、前記ポンプを前記請求項１乃至２０に記載したポンプとしたポンプ機場が提供されている。
【００４５】
なお、本発明では、前記において、好ましくは、前記のポンプ機場において、その機場で使われるポンプの回転速度をＮ（ｒｐｍ）、全揚程をＨ（ｍ）、吐出量をＱ（ｍ3／ｍｉｎ）としたときに、ポンプの特性を示す指数である比速度ＮｓをＮｓ＝Ｎ×Ｑ0.5／Ｈ0.75の式で求めたときに、この速度比Ｎｓが１０００〜１５００程度であり、また、そのポンプ機場の吸込側流体位と吐出側流体位から決まる実揚程がポンプの仕様点揚程の５０％以上であることが好ましく、あるいは、そのポンプの駆動装置は、減速機、流体継ぎ手およびディーゼルエンジンであり、その回転速度の制御範囲は基準回転速度に対して６０％〜１００％であり、あるいは、そのポンプの駆動装置は、減速機、流体継ぎ手およびガスタービンであり、その回転速度の制御範囲は基準回転速度に対して６０％〜１００％であり、あるいは、そのポンプの駆動装置はインバータにより回転速度を制御する電動機であり、その回転速度の制御範囲は基準回転速度に対して０％〜１００％である。
【００４６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態について、添付の図面を参照しながら説明する。
まず、図１は、本発明の第１の実施の形態の拡大断面図であって、図２２に示した斜流ポンプの一点鎖線で囲まれた部分を拡大した図である。
【００４７】
即ち、本発明に係る羽根入口逆流による旋回を抑制したターボ機械にあっては、ケーシング１２１の内面の羽根１２２の中程ａ（溝の下流側終端位置）から低流量時に再循環流が発生する位置ｂ（溝の上流側終端位置）にかけて流体圧力勾配方向に浅い溝１２４が形成される。
【００４８】
すると、羽根により圧力の上昇した流体が溝１２４内を溝の下流側終端位置ａから溝の上流側終端位置ｂに向かって逆流し、低流量時に発生する再循環流の発生場所に噴出して再循環流による旋回および羽根旋回失速の発生を防止する。
【００４９】
図２は、本発明の効果の説明図（その１）であって、溝を形成する効果を示している。なお、図２から図５において、横軸は無次元化した流量、縦軸は無次元化した揚程である。
【００５０】
即ち、白丸はケーシングに溝を形成しない場合の揚程−流量特性であって、無次元化流量が０．１２〜０．１４の範囲で流量の増加に伴って揚程も増加する右上がり特性が存在する。
【００５１】
白三角および白四角はケーシングに溝を形成した場合の揚程−流量特性および効率−流量特性であって、白三角は幅（Ｗ）が５ミリメートル、深さ（Ｄ）が４ミリメートルの溝を２８本（Ｎ＝２８）形成した場合を、白四角は幅１０ミリメートル、深さ２ミリメートルの溝を２８本形成した場合を示す。
【００５２】
図２から明らかなように、幅×深さが、５×４ミリメートルの溝を形成した場合には右上がり特性を解消できないが、１０×２ミリメートルの溝を形成した場合には完全に右上がり特性が解消されている。即ち、溝を形成する場合には深い溝よりも浅くかつ幅の広い溝を形成することが効果的であることを示している。なお、図２は、ターボ機械の効率ηは、理論的には流路内の流体の逆流により低下するが、実際上は確認できないほど小であることも示している。
【００５３】
図３は本発明の効果の説明図（その２）であって、溝の長さの影響を示している。
即ち、溝の形状をほぼ一定に維持して、溝の上流側終端位置ｂを固定して溝の下流側終端位置ａを変更した場合の揚程−流量特性および効率−流量特性であって、溝の下流側終端位置ａを下流側とするほど揚程−流量特性の右上がり特性は改善される。しかし、極端に下流側にすると必要以上に高圧の流体を抽出することとなるため効率が低下する。
【００５４】
図４は本発明の効果の説明図（その３）であって、溝の深さおよび幅の影響を示している。
即ち、溝の本数を一定とした場合には、溝の深さは揚程−流量特性に大きい影響は与えず、溝の幅を広くするほど揚程−流量特性の右上がり特性は改善されることを示している。
【００５５】
図５は本発明の効果説明図（その４）であって、溝の本数の影響を示している。
即ち、溝の形状を一定とした場合には、溝の本数を多くするほど揚程−流量特性の右上がり特性は改善されることを示している。
【００５６】
以上のことから溝を設計する際の考慮点として、以下に挙げることができる。
１．溝の下流側終端位置ａの位置は、噴出により溝の上流側終端位置ｂに発生する再順還流による旋回を抑制できる圧力を有する流体を取り出すことができる位置であれば特に限定されないが、必要以上に高圧の位置（即ち下流側）とするとターボ機械の効率が低下するので、適当な位置を選択することが必要である。
２．溝は深くする必要はなく、幅の広い溝を可能な限り多数本形成することが有効である。
【００５７】
なお、本発明者等による種々の実験によれば、上記の溝の幅（Ｗ）とその個数（Ｎ）は、上記溝が形成されるケーシングの全周長（π×Ｄ、Ｄ＝上記溝が形成されるケーシング部の直径）の約３０％〜５０％程度になるように選択されることが好ましいことが分かった。また、その深さ（ｄ）については、例えば、ケーシングの径（Ｄ）が約２５０ｍｍの上記実施の形態では、２〜４ｍｍ程度が好ましく、このことから、ケーシングの径（Ｄ）に対する溝の深さ（ｄ）の比は、０．５％〜１．６％の範囲（ｄ／Ｄ＝０．５％〜１．６％)に設定することが好ましいことが分かった。
【００５８】
次に、本発明の第２の実施の形態について、以下に詳細に説明する。
本発明の第２の実施の形態になるターボ機械は、羽根入口の再順還流による旋回および羽根旋回失速を抑制するため、ケーシング内面に、羽根入口側の低流量時再順還流発生場所とケーシング内面の羽根存在域内とを流体圧力の勾配方向に結ぶ流路を設けている。
【００５９】
このように構成することにより、ケーシング内面における羽根の存在域内下流側終端位置と、羽根入口側の低流量時再循環流発生場所である上流側終端位置とを結ぶ流路内を、流体が下流側終端位置から上流側終端位置に向かって逆流し、低流量時の再循環流発生場所に噴出される。したがって、自身が昇圧した流体の一部がケーシングに形成された流路を逆流し、再循環流の発生場所に噴出して羽根入口に発生する再循環流の順方向成分（主流（正流）に平行な成分）による予旋回の発生や羽根旋回失速の発生を抑制するので、ターボ機械の揚程−流量特性の右上がり特性を除去することが可能になる。
【００６０】
しかし、上記のように構成する場合、次のように溝加工が難しい。すなわち、溝は流体圧力の主勾配方向に設置され、最も単純な形状は溝の中心線が軸方向である直線形状であるが、溝は羽根車と対峙するケーシング内壁に設置され、ケーシング壁面より窪んだ状態に形成される。このような溝を工具で機械加工しようとするとき、溝の上流側及び下流側端面は行き止まりの形状であるため、工具を溝の中心線方向に移動させて切削加工する場合、工具を端面で停止せねばならないため、加工効率が極めて悪くなり、加工に時間を要し、制作費の増大をもたらすことが考えられる。
【００６１】
この点を改善するため、本発明では次のようにしている。
（１）溝の底面をケーシング内壁面の高さに合わせ、溝加工時に工具が溝の終端からはみ出しても問題とならないようにする。すなわち、羽根車の羽根高さは、溝の山に対向するように溝と対向する部分と溝と対向しない部分とで溝の高さを対応させた、段付き形状とする。
（２）溝を設置したケーシング部分を他の部分と分離させ、別体構造とすることにより、溝加工を容易に行うことができるようにする。
【００６２】
さらに、羽根車にシュラウドがあるクローズド形羽根車を有するものに対しても右上がり特性のない揚程−流量特性を有するターボ機械を得るために、以下のようにしている。
【００６３】
すなわち、クローズド形羽根車入口部の再循環流れが生ずる羽根部分のみシュラウドを除去し、その下流側はシュラウド付の羽根車とし、羽根のシュラウドのない部分に対峙するケーシング内壁部分に圧力勾配方向に複数の溝を設けるようにした。
【００６４】
以下、本発明の具体的な実施の形態を図面に基づき詳細に説明する。
図６に本発明の第２の実施の形態の一例を詳細に示し、また、図６のII−II線断面形状を図７に示す。
【００６５】
斜流ポンプのオープン形羽根車１を包含するケーシング２の流路内壁２ａには軸方向の溝３が設けられている。溝はケーシングの内壁２ａから高さＤなる寸法の山部３ａと内壁面２ａと同じ高さの谷部３ｂからなっており、溝の幅Ｗや本数Ｎは、例えば、Ｄ／Ｗ＝０．０５〜０．３、Ｎ＝２５〜１００本程度である。羽根車径が３００〜４５００ｍｍのポンプでは、溝の幅Ｗは例えば５〜１５０ｍｍ程度、好ましくは８〜３０ｍｍ程度とし、溝の高さ（深さ）は溝幅に応じて溝幅の０．１〜０．３倍位の高さ、例えば０．５ｍｍ〜３０ｍｍ、好ましくは１．５〜６ｍｍ程度とする。一方、羽根車の羽根高さは静止側の溝の山部を含む子午面形状において、通常のオープン羽根車の羽根先端隙間δを確保した形状となっている。
【００６６】
このような構成において、ポンプが低流量域で運転されると、羽根により圧力上昇した流体が溝３内を溝の下流側終端位置ａから溝の上流側終端位置ｂに向かって逆流し、低流量時に発生する再循環流の発生場所に噴出して、再循環流発生場所における再循環流の正流（主流）成分による予旋回の発生や羽根旋回失速の発生を防止する。その結果、揚程曲線の谷部はなくなり右下がりの安定な曲線となる。上記の構成とすることにより、溝の製作を容易に行うことができる利点がある。これは溝の山部３ａが溝の終端の壁面２ａから突出していること、また、溝の谷部３ｂは終端の壁面２ａと同じ高さにあり、溝の加工時、特に機械加工においては、工具を溝終端で停止させることなく突き切ることができるので、加工効率を向上させることができる。
【００６７】
上記本発明の第２の実施の形態の他の例（第１の変形例）を図８に示す。この例では、静止側ケーシング２を、溝を含む静止側ケーシングライナ２ｃ、溝のない静止側ケーシングライナ２ｄ、２ｅにより構成し、これら別部材とされた静止側ケーシングライナ２ｃ、２ｄ、２ｅを軸方向に配置したものである。このように構成することにより、溝３の部分の加工は、溝を形成するケーシングライナ２ｃのみを一つの部品として加工することができ、溝の終端部は開放されているため、加工効率を上げることができる。
【００６８】
上記本発明の第２の実施の形態の更に他の例（第２の変形例）を図９に示す。この例でも、静止側ケーシング２を、溝を含む静止側ケーシングライナ２ｃ、溝のない静止側ケーシングライナ２ｄ、２ｆにより構成したものであるが、溝を含む静止側ケーシングライナ２ｃは、溝のない静止側ケーシングライナ２ｆと半径方向に分離されて別部材としてある。この例でも、溝３の部分の加工は、溝のあるケーシングのみを一つの部品として扱うことができ、かつ溝の終端部は開放されているため、加工効率を上げることができる。
【００６９】
本発明の第２の実施の形態における溝形状の一例を、図１０に示す。この例は、羽根車１の上流側に位置する溝３の始端は、ポンプ軸方向から羽根車の回転方向に角度θだけ傾斜させてある。このような構成においては、揚程曲線に不安定部が生ずる低流量域において、再循環流である羽根車からの上流側への逆流は、溝３によりその旋回成分が抑制され、もって羽根車へ流入する流れの予旋回成分が低減される。したがって、羽根車の出す理論揚程は低下せず、安定な揚程曲線を得ることができる。しかし、締め切り点付近の流量においては、循環流の逆流は上述の再循環領域よりさらに上流側まで達する。しかるに、その位置にある溝の方向はポンプ軸方向ではなく、羽根車の回転方向に角度θだけ傾斜している。従って、その溝始端付近まで達した逆流には、溝の方向、すなわち羽根車の回転方向の旋回成分が付与され、その逆流により羽根車に流入する流体にも若干の旋回成分が付与される。このため羽根車の出す理論揚程は、溝がポンプ軸に平行な場合に比べ低下し、それに伴い羽根車を回転させるのに費やされる軸動力も低下して、締め切り軸動力の低減を図ることができる。このように、図１０に示す溝形状とすることにより、揚程曲線の安定化を図ることができると共に、締め切り軸動力の低減を図ることも可能となり、優れた特性を有する斜流ポンプを得ることができる。
【００７０】
本発明の第２の実施の形態の更に他の例（第３の変形例）を図１１に示す。この例では、上述した各例に対して、さらに次の改良を施している。すなわち、子午面形状において、溝３の山部３ａが形成する流路形状は、溝がない部分の静止側ケーシングライナ２ｆの流路形状を吸込み側へそのまま延長した形状よりもポンプ回転中心からの半径方向距離が大となるようにしたものである。一方、溝３の部分に対向する羽根車の先端形状（シュラウド側形状）は、その静止側ケーシングライナ２ｃの溝３及び静止側ケーシングライナ２ｆと適度の隙間が存在するように設定されている。すなわち、子午面流路において羽根車羽根高さが溝の終端ａ付近にて羽根下流側が上流側よりδ２だけ低く構成されている。このような構成のターボ機械が低流量域で運転されると、次のような利点が得られる。溝がない場合、揚程曲線に不安定性が現われる低流量域において、流れは図１１に示すように再循環流４が生じる。その際、上述の段差δ２の存在により再循環流４は羽根先端側の段差部で遮られ、下流側への侵入が阻止される。従って、このようなポンプにおいては、逆流が大きな流量から始まるので、揚程曲線の不安定部の落ち込みが小となり、揚程曲線の安定化がより顕著に実現することができる。すなわち、溝３を形成しない場合でも、揚程曲線の不安定性を軽減でき、溝３を設けた場合には不安定性（揚程曲線の右上がり特性）の除去をより確実に行うことができる。なお、溝３の始端ｂを構成する山部３ａは斜めに形成されている。また、この始端ｂはケーシング２の軸に平行な部分から外径方向に流路が曲がっている部分付近に設定されている。
【００７１】
次に、本発明をクローズド形斜流ポンプに適用した場合の第３の実施の形態について説明する。
図１２は本発明の一例を示し、図１３は図１２のVIII−VIII線断面形状である。
【００７２】
斜流ポンプのクローズド形羽根車１にはシュラウド１ａが設けられている。このシュラウド１ａは羽根の入口付近１ｃには設けられておらず、羽根車はシュラウドのない部分を有するセミオープン形羽根車となっている。シュラウドの最内径部にはマウスリング部１ｂが設けられ、静止側であるケーシング２の内面にはケーシングリング５が設けれている。これらマウスリング部１ｂとケーシングリング５との間で回転軸封部が構成されている。羽根入口付近１ｃのシュラウドのない部分の羽根に対峙する静止側のケーシング内壁２ａの内周上には、図１３に示すように、軸方向に複数本の溝３が等間隔に配列されている。溝の下流側終端位置ａは、羽根前縁から若干下流に入った位置（羽根入口付近１ｃのマウスリング部に近接した位置）に存在し、溝の上流側終端位置ｂは羽根車の羽根よりも上流側に存在している。羽根車のシュラウド端面１ｄに対向するケーシング２の部分２ｇは溝３の下流側終端位置ａと軸方向同一位置に構成され、かつ軸直角方向の面に構成されている。ケーシング２の軸に直角方向の面２ｇとシュラウド端面１ｄとは軸方向にδ１の隙間を隔てて設置されている。
【００７３】
このような構成においてポンプが低流量域で運転されると、図１２に示すように、再循環流６、すなわち逆流が生ずる。流れ６の一部は溝４内を下流側終端位置ａから溝の上流終端位置ｂに向かって逆流するが、溝はポンプ軸方向に形成されているので、溝を流れる逆流は羽根車回転方向の成分は有しない。従って、溝を上流側に向かって流れる逆流が、低流量時に発生する再循環流６の発生場所に噴出して、羽根車入口における再循環流の順方向流による予旋回や羽根旋回失速の発生を防止、または、抑制することができる。すなわち、再循環流の上流へ逆流する流体の旋回成分は溝から噴出する流れで弱められ、羽根車へ流入する流体中の予旋回が小となる。このため、理論揚程の低下が小となり、揚程曲線の安定性が得られる。
【００７４】
このように、本実施の形態によれば、溝３を流れる僅かな流体により羽根車に流入する流体中の旋回を抑制できるため、羽根車の出す論理揚程が増大し、揚程曲線の不安定部はなくなり安定化される。本実施の形態により、シュラウドのあるクローズド形羽根車においても、ケーシング２に溝３を設置して揚程特性の安定性を図ることが可能となり、揚程曲線が連続して右下がりとなり、安定なポンプ特性を得ることができる。
【００７５】
図１４に、上記本発明の第３の実施の形態の変形例（第１の変形例）を示す。ケーシング２は軸方向に分割されたケーシングライナ２ｃ、２ｄ、２ｅから構成され、溝３は羽根入口部に設けられたケーシングライナ２ｃに形成されている。溝３の形状は上記各例と同様に形成されている。この例によれば、溝３の両端は開放されているので、溝３を切削工具により容易に加工することが可能となる。
【００７６】
上記本発明の第３の実施の形態における他の変形例（第２の変形例）を図１５に示す。ケーシング２は軸方向に分割されたケーシングライナ２ｃ、２ｄ、２ｅ、２ｆから構成され、ケーシングライナ２ｃと２ｆとは半径方向に分割された構成となっている。溝３は羽根入口部に設けられた内径側のケーシングライナ２ｆに形成されている。この例でも、溝３の形状は上記各例のものと同様の形状に形成されている。この例によれば、溝３を設けたケーシングライナ２ｆは図１４に示す部品２ｃよりさらに小さくできるため、溝の加工をより容易に行うことが可能となる。
【００７７】
以上述べた実施の形態では、クローズド形斜流ポンプについて述べたが、本発明はオープン羽根車あるいはクローズド形羽根車を持つ遠心ポンプ、斜流送風機、斜流圧縮機等のターボ機械へも同様に適用することが可能である。
【００７８】
次に、上記各例における溝３の好ましい形状を図１６〜１９を用いて説明する。
種々の実験結果から、ターボ機械の揚程−流量特性の右上がり特性を除去し、かつ効率低下を抑制できる溝３の好適な形状を検討し、溝の適切な形状を関連する次の指標（「ＪＥ Ｎｏ．」と称す）を発見した。
【００７９】
ＪＥ Ｎｏ．は次式で表される。
ＪＥ Ｎｏ．＝ ＷＲ × ＶＲ × ＷＤＲ × ＤＬＤＲ ……（１）
【００８０】
ここで、ＷＲは幅比で、溝幅Ｗの合計値を溝の部分のケーシング周長で割った値である。すなわち、「ＷＲ＝（溝数Ｎ × 溝幅Ｗ）／（溝を形成した部分のケーシングの平均周長）」であり、ケーシングの平均長は、例えば図１６を参照すれば、「π×（ケーシング入口径Ｄｃ１×ケーシング出口径Ｄｃ２）／２」で求めることができる。
【００８１】
ＶＲは体積比で、溝全体の体積を羽根車体積で割った値である。すなわち、「ＶＲ＝溝の総体積／羽根車体積」である。ここで、溝の総体積は「溝数Ｎ×溝長さＬ×溝幅Ｗ×溝深さＤ」で求め、羽根車体積は「羽根車入口面積×羽根先端軸方向長さＬｉ」で求める。羽根車入口面積はインペラ入口径Ｄｉ１から求められる。溝長さＬは、図１６では「Ｌ１＋Ｌ２」である。
【００８２】
また、ＷＤＲは幅深さ比で、「ＷＤＲ＝溝幅Ｗ／溝深さＤ」で求める。
ＤＬＤＲは溝の羽根入口から下流域の長さと溝の深さとの比で、図１７を参照すると「ＤＬＤＲ＝インペラチップから下流側の溝長さＬ１／溝深さＤ」で求める。
【００８３】
図１８には、上記ＪＥ Ｎｏ．を使用した実験結果を示す。図において、横軸はＪＥ Ｎｏ．である。図の左縦軸は揚程不安定性（％）で、揚程−流量特性曲線の不安定部における揚程の低下量を、溝なし時の低下量Δψ0と溝有り時の低下量Δψとの比で表し、次式で定義される。
揚程不安定性（％）＝（Δψ／Δψ0）×１００
【００８４】
なお、不安定部揚程低下量Δψ、Δψ0は、図１９に示すように、揚程−流量特性曲線の不安定部（右上がり特性を示す部分）における揚程の極大値と極小値との差で求める。Δψは、揚程に不安定がある場合（右上がり特性を示す場合）は有限の値になるが、安定の場合（右上がり特性がない場合）には０となる。したがって、揚程不安定性が０％のときは溝により揚程−流量特性曲線の不安定部が完全に消えたことを意味し、揚程不安定性が１００％のときは溝の効果がなく不安定性が全く改善されていない場合を意味する。また、揚程安定性が０％と１００％の間にある場合には、揚程の不安定は消えていないが、溝により不安定部が改善されていることを示す。
【００８５】
図１８の右縦軸は最高効率の低下量（％）で、同一ポンプにおいて、溝を設けない場合の最高効率（％）と、溝を設けた場合の最高効率（％）との差である。すなわち、溝を設置する前後のポンプ最高効率に変化がない場合には０％になり、溝を設けたことにより効率の低下が発生する場合にはプラスの値になり、例えば３％は溝の設置により３％の効率低下があったことを意味する。
【００８６】
以上を基に、図１８を参照すると、揚程安定性においては、ＪＥ Ｎｏ．が０．０３より小さくなると、揚程不安定性が８０％を超え、溝の効果は急激に小さくなっている。ＪＥ Ｎｏ．が０．０３付近では揚程不安定性が３０％程度まで改善され、０．０３を超えると揚程不安定性はさらに改善され、ＪＥ Ｎｏ．が０．１５前後でほぼ０％、すなわち不安定性がなくなっていることがわかる。ＪＥ Ｎｏ．が０．１５を超えると揚程不安定性は０％のままで安定になる。このことから、揚程の安定を求める観点からは、ＪＥ Ｎｏ．を０．０３以上にすることが望ましい。また、図１８において、効率の面から見るとＪＥ Ｎｏ．が０．１５前後までは最高効率の低下量は０％以下であるが、０．１５を超えると、最高効率の低下量は、ＪＥ Ｎｏ．に比例して大きくなっている。溝設置による効率低下の許容量を１％までとすると、ＪＥ Ｎｏ．は０．５以下であることが望ましい。したがって、揚程の安定性と高率の両面から、ＪＥ Ｎｏ．の適切な範囲は、０．０３〜０．５程度とすることが望ましく、完全に不安定を無くし、かつ効率を低下させないための条件としては、ＪＥ Ｎｏ．を０．１５〜０．２とするのが最適である。
【００８７】
なお、上記の図１８の実験結果はポンプの比速度が８３０のもので示したが、比速度が１２５０及び１４００の場合の斜流ポンプでも同様の結果が得られており、少なくとも比速度８００〜１４００の範囲では上記指標ＪＥ Ｎｏ．を用いて溝形状を決定できることは確認された。また、比速度が３００〜２０００程度の範囲のものであれば、同様に、上記の指標ＪＥ Ｎｏ．を用いて溝形状を決定できるものと考えられる。
【００８８】
本発明によれば、自身が昇圧した液体の一部がケーシングに形成された流路を逆流し、再循環流の発生場所に噴出し、すなわち、溝から旋回のない流れが再循環流を形成する羽根車からの逆流の旋回成分を抑制し、もって、羽根車へ流入する流体中に予旋回が生ぜず、羽根入口における、再循環流による旋回の発生および羽根旋回失速の発生を抑制するので、ターボ機械の揚程−流量特性の右上がり特性を除去することが可能となる。
【００８９】
本発明によれば、ケーシングを分割構造とし、羽根入口部に対応するケーシングライナに上記溝を設けるようにしたので、ケーシング内面に設ける溝の加工を容易に行うことができ、効率低下がほとんど無く、かつ揚程曲線の安定なターボ機械を容易に実現できる効果がある。
【００９０】
また、本発明によれば、シュラウドを有するクローズド型羽根車を有するターボ機械に対しても、羽根入口付近のみをシュラウドのないセミオープン型構造とし、この羽根のシュラウドがない部分に対応させて圧力勾配方向の溝をケーシング内壁面に設けるようにすることにより、再循環流が発生するような低流量域の運転時においても、揚程曲線の安定なターボ機械を容易に実現でき、しかもターボ機械の効率低下もほとんどないという効果がある。
【００９１】
さらに、上記の指標ＪＥ Ｎｏ．を用いて溝形状を決定するようにすれば、効率低下がほとんどなく、かつ揚程曲線の安定な最適形状の溝形状を容易に求めることができる効果がある。
【００９２】
さらに、添付の図２０には、例えば火力発電所や原子力発電所において循環水ポンプとして使用される、または河川用排水ポンプの機場として使用される本発明が採用されたポンプ機場の該略図が示されている。
【００９３】
すなわち、このポンプ機場は、ケーシングに浅い溝が、羽根車に対応してその入口部分に設けられた、例えば斜流ポンプ等のポンプ２００を備えている。このポンプの羽根車はその回転軸を、例えばディーゼルエンジンやガスタービンや電動機等の駆動装置（ドライバー）２１０によって回転駆動されている。
【００９４】
この駆動装置２１０の回転速度は、例えば、かかる目的のための電気回路やマイクロコンピュータにより構成されたポンプ速度制御装置２２０により制御されている。そして、図において破線で接続されるように、羽根車に流れる流体の流量の変化に対応して羽根車の羽根傾斜角度を制御するための翼角制御装置２３０が、必要に応じて、更に設けられている。
【００９５】
上記に述べた構成を備えたポンプ２００は、吸込水路２４０内の水中に浸積したベルマウス２０１と、上記吸込水路２４０から離れた排水先２６０へ接続された吐出配管２５０を有している。そして、上記ポンプ機場の動作により、揚程すなわち吸込み側の水位が、流体の流路内での抵抗、すなわち吐出配管内の抵抗をも含んで、排水先２６０の排出水レベルまで上昇されることとなる。
【００９６】
効率を重視したポンプにおいては、最高効率流量を１００％流量としたときに、５０％〜７０％流量付近の揚程曲線の一部に右上がり特性が顕著に現われ不安定となる場合や、あるいは、５０％流量〜７０％流量付近の揚程曲線に、右上がりにならなくても、揚程曲線に平らな部分が生じる傾向があった。
【００９７】
即ち、ポンプ機場のポンプの運転流量は、そのポンプ機場の吸込み側水位と吐き出し側水位との差として決まる実揚程と、そのポンプ機場の配管抵抗を合計して決まる抵抗曲線とポンプの揚程曲線との交点として決まる。揚程曲線に右上がりの領域があると、揚程曲線と抵抗曲線との交点が複数になる場合があり、その場合、交点が１つに定まらない、すなわち流量が定まらないため、ポンプの吐出し量が不安定な範囲で変動してしまい、ポンプの制御ができないことがある。特に、実揚程が高く、配管抵抗が小さい場合に顕著である。
【００９８】
従って、従来は、最高効率と揚程の安定性とをバランスさせて右上がりのない揚程曲線になるようにしていたので、最高効率が若干下がることがあった。あるいは、ポンプに不安定領域がある場合には、ポンプの運転範囲を不安定が生じない範囲で運転するようにポンプ運転法案をつくり、これによりポンプを制御していた。したがって、ポンプの運転範囲を回転速度により制御するポンプ機場では、抵抗曲線との交点が不安定領域に入らない範囲までしか回転数を変更することができなかった。そのため、ポンプ一台の回転数制御では不安定領域に入ってしまう運転範囲を要求される場合はポンプ容量を小さくて台数を増やし、ポンプ一台あたりのポンプの運転点を不安定以外の点にずらして対応していた。
【００９９】
また、従来の最高効率をある程度犠牲にした揚程曲線の安定化を得る方法では、安定したポンプ運転のために効率が若干下がっているので、その分消費動力が大きくなるという問題があった。また、ポンプ台数を増やしてポンプ１台当りの運転点をずらして不安定領域の運転を避ける方法は、設備、制御方法が複雑になり、コストが上がってしまう問題がある。
【０１００】
本発明では、そこで、上記の右上がり特性のない揚程−流量特性を有しかつ高い効率をも達成できる斜流ポンプを用いて、広い範囲の速度の変更を可能にし、それにより広範囲の流量で運転できるポンプ機場を得るものである。
【０１０１】
すなわち、本発明の特徴は、ポンプの運転範囲を回転速度により制御するポンプ機場において、その機場で使用されるポンプが、上記に述べた溝を有するケーシングのいずれかを用いた斜流ポンプとしたことにある。
【０１０２】
上記本発明のポンプ機場においては、その機場で使われる斜流ポンプの回転速度をＮ（ｒｐｍ）、全揚程をＨ（ｍ）、吐出し量をＱ（ｍ3／ｍｉｎ）としたときに、ポンプの特性を示す指数である比速度ＮｓをＮｓ＝Ｎ×Ｑ0.5／Ｈ0.75の式で求めたときに、この比速度Ｎｓが１０００〜１５００程度であり、またそのポンプ機場の吸込水位と吐出水位から決まる実揚程がポンプの仕様点揚程の５０％以上である場合に、特に効果がある。
【０１０３】
また、その他の発明の特徴としては、そのポンプの駆動装置が、減速機、流体継ぎ手、およびディーゼルエンジンにより構成される場合には、その回転速度の制御範囲は基準回転速度に対して６０％〜１００％まで制御ができる。また、さらに、そのポンプの駆動装置が、減速機、流体継ぎ手、およびガスタービンにより構成される場合にも、その回転速度は、基準回転速度に対して６０％〜１００％まで制御ができる。さらに、そのポンプの駆動装置は、インバータにより回転速度を制御する電動機である場合には、その回転速度の制御範囲は基準回転速度に対して０％〜１００％まで制御ができる。
【０１０４】
本発明の一つの斜流ポンプをポンプ機場に適用した場合の揚程曲線の一例を図２１に示す。図２１において、横軸は、流量を、その基準となる設計流量を１００％とし、流量比％Ｑで示し、横軸は、揚程を、基準となる設計全揚程を１００％として揚程比％Ｈとして示す。この図２１において、揚程曲線１０は、本発明の斜流ポンプの一例で、基準回転数１００％Ｎの時の特性であり、全域右下がりの傾向にあり、不安定領域がない。一方、揚程曲線１４は、本発明を適用しない場合で、５０％Ｑ前後に不安定があるときの１００％Ｎの特性であり、この場合、４０％Ｑ〜７０％Ｑの範囲が不安定領域である。抵抗曲線１８は、本発明における機場の特性である。ポンプが１００％Ｎで運転されるときは、揚程曲線１０あるいは揚程曲線１４と抵抗曲線１８の交点は、いずれもＡ点の１点であり、ポンプはＡ点で安定して運転される。流量を減らした運転をするために回転速度を９０％Ｎに下げた場合を考えると、ポンプの揚程曲線は、以下に示されるポンプの相似則に従い、安定な揚程曲線１０は揚程曲線１１になり、不安定性のある揚程曲線１４は揚程曲線１５となる。
【０１０５】
ポンプの相似則は、以下の通りである。
Ｑ2＝Ｑ1×（Ｎ2／Ｎ1）
Ｈ2＝Ｈ1×（Ｈ2／Ｈ1）
ここで、Ｑ：流量、Ｈ：全揚程、Ｎ：回転速度であり、また、添え字は、１：回転速度Ｎ1の状態、２：回転速度Ｎ2の状態を示している。
【０１０６】
この時の運転点はＢ点であり、揚程曲線に不安定性のあるなしに関係なく、安定して運転される。さらに、回転数を７４％Ｎに下げると、前記相似則に従い、本発明による不安定性のない揚程曲線１０は揚程曲線１２となり、抵抗曲線１８との交点はＣ点の一点であり、運転点はＣになる。一方で、不安定性のある場合の揚程曲線１４は、７４％Ｎにおいては揚程曲線１６となり、３０％Ｑ〜５０％Ｑ付近で抵抗曲線１８とは平行になっており、抵抗曲線１８と揚程曲線１６との交点は、一点ではなく、複数の交点が有り得ることになる。従って、ポンプの流量点が定まらず、ポンプの運転は揚程曲線の３０％Ｑ〜５０％Ｑの不安定性の範囲で変動し、制御不能となるため、３０％Ｑ〜５０％Ｑでの運転はできない。
【０１０７】
さらに、回転速度を６０％Ｎまで下げると、本発明による不安定性のない揚程曲線１０は揚程曲線１３となり、不安定性のある揚程曲線１４は揚程曲線１７となる。ここまで下げると、抵抗曲線１８との交点は、揚程曲線１３および揚程曲線１７のいずれの場合もＤ点の一点になるので、運転は可能である。
【０１０８】
しかし、従来の不安定性のある特性の場合は、先に述べたように、回転速度７４％Ｎの時に３０％Ｑ〜５０％Ｑの範囲では運転ができず、運転可能な範囲が不連続になるため、ポンプの回転速度の範囲は７４％Ｎ以上〜１００％Ｎとなり、運転範囲はＡ点からＣ点までの間となる。
【０１０９】
一方で、本発明の斜流ポンプであればそれ以上の回転速度で安定した運転ができるため、Ａ点からＤ点までの広い流量範囲で運転できる。
【０１１０】
本実施の形態において、ポンプの駆動装置は、減速機、流体継ぎ手、及びディーゼルエンジンであり、その回転速度の制御範囲は基準回転速度に対して６０％〜１００％である場合には、図２１において示したＡ点からＤ点までの範囲で運転が可能である。また、その他のポンプの駆動装置は、減速機、流体継ぎ手、及びガスタービンであり、その回転速度の制御範囲は基準回転速度に対して６０％〜１００％である場合にも、上記図２１において示したＡ点からＤ点までの範囲で運転が可能である。また、更にその他の実施の形態としての駆動装置は、インバータにより回転速度を制御する電動機であり、その回転速度の制御範囲は基準回転速度に対して０％〜１００％である場合には、更に、その運転範囲は広がり、揚程曲線１０の交点が図２１におけるＥ点近くになるまで回転速度を落とすことができるので、ほぼ０％Ｑから１００％Ｑまでの範囲でポンプの運転が可能になる。
【０１１１】
すなわち、本発明のポンプをポンプ機場に適用することによれば、効率低下がほとんどなく、かつ揚程曲線の安定な斜流ポンプが得られるので、回転速度の範囲を広くすることができ、広い流量範囲での運転が容易に実現できる。
【０１１２】
【発明の効果】
以上の詳細な説明からも明らかなように、本発明によれば、自身が昇圧した液体の一部がケーシングに形成された流路を逆流し、再循環流の発生場所に噴出し、すなわち、溝から旋回のない流れが再循環流を形成する羽根車からの逆流の旋回成分を抑制し、もって、羽根車へ流入する流体中に予旋回が生ぜず、羽根入口における、再循環流による旋回の発生および羽根旋回失速の発生を抑制するので、ターボ機械の揚程−流量特性の右上がり特性を除去することが可能となる。
【０１１３】
また、本発明のポンプをポンプ機場に適用することによれば、効率低下がほとんどなく、かつ揚程曲線の安定な斜流ポンプが得られるので、回転速度の範囲を広くすることができ、広い流量範囲での運転が容易に実現できるという優れた効果を発揮する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態の斜流ポンプの拡大断面図である。
【図２】本発明の効果の説明図（その１）である。
【図３】本発明の効果の説明図（その２）である。
【図４】本発明の効果の説明図（その３）である。
【図５】本発明の効果の説明図（その４）である。
【図６】本発明の第２の実施の形態を示す斜流ポンプの子午面断面図である。
【図７】上記図６のII−II線断面図である。
【図８】本発明の第２の実施の形態の変形例（第１の変形例）を示す斜流ポンプの子午面断面図である。
【図９】本発明の第２の実施の形態の他の変形例（第２の変形例）を示す斜流ポンプの子午面断面図である。
【図１０】本発明の第２の実施の形態における溝形状の一例を示す平面図である。
【図１１】本発明の第２の実施の形態の更に他の変形例（第３の変形例）を示す斜流ポンプの子午面断面図である。
【図１２】クローズド形斜流ポンプに本発明を適用した第３の実施の形態を示す子午面断面図である。
【図１３】上記図１２のVIII−VIII線断面図である。
【図１４】上記本発明の第３の実施の形態の変形例（第１の変形例）を示すクローズド形斜流ポンプの子午面断面図である。
【図１５】上記本発明の第３の実施の形態の他の変形例（第２の変形例）を示すクローズド形斜流ポンプの子午面断面図である。
【図１６】本発明の溝形状を決めるための指標ＪＥ Ｎｏ．を説明するためのターボ機械の子午面断面図である。
【図１７】上記図１２のXII−XII線断面図である。
【図１８】上記の実施の形態における溝形状を決定する指標ＪＥ Ｎｏ．と、揚程不安定性及び最高効率の低下量との関係を説明する線図である。
【図１９】上記の実施の形態におけるターボ機械の流量−揚程特性曲線を示す線図である。
【図２０】上記本発明になるターボ機械を採用したポンプ機場の概略構成を示す図である。
【図２１】上記図２０に示したポンプ機場の効果を説明するため、その斜流ポンプの揚程曲線を示す線図である。
【図２２】従来技術における斜流ポンプの断面図である。
【図２３】従来技術におけるターボ機械の典型的な揚程−流量特性を示す線図である。
【図２４】従来技術におけるケーシングトリートメントの説明図である。
【図２５】従来技術におけるセパレータの説明図である。
【符号の説明】
１ （オープン形）羽根車
２ ケーシング
２ａ 流路内壁
３ 溝[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a turbomachine, and in particular, a turbomachine capable of preventing flow instability by suppressing swirling due to recirculation flow at the blade inlet and blade swirling stall regardless of the type and fluid, and the same. It relates to the pump station.
[0002]
More specifically, the present invention relates to a turbo machine such as a pump, a compressor, or a blower having a non-displacement type impeller, and in particular, suppresses pre-rotation and blade rotation stall in a positive flow of the recirculation flow at the blade inlet. This makes it possible to prevent flow instability, and is suitable for a mixed flow pump used as a circulating water pump, a drain pump, etc. in thermal power or nuclear power generation, etc. Related to the pump station.
[0003]
[Prior art]
Rotating machines collectively referred to as turbomachines can be classified as follows according to the fluid and type to be handled.
1. Fluid to handle
Liquid, gas
2. format
Axial flow, diagonal flow, centrifugal
[0004]
FIG. 22 is a cross-sectional view of a mixed flow pump that is mainly used at present because of easy operation, and is composed of a suction casing 11, a pump 12, and a diffuser 13 from upstream to downstream. .
[0005]
A blade (impeller) 122 that rotates in the casing 121 of the pump 12 is driven to rotate by a rotating shaft 123 to give energy to the liquid sucked from the suction casing 11. The diffuser 13 has a function of converting a part of the velocity energy of the fluid into a static pressure.
[0006]
FIG. 23 shows typical head-flow characteristics of a turbomachine including the mixed flow pump shown in FIG. 22, wherein the horizontal axis is a parameter representing the flow rate, and the vertical axis is a parameter representing the head.
[0007]
In other words, in the low flow rate region, the lift decreases as the flow rate increases, but while the flow rate is in the S region, the lift increases as the flow rate increases (rising to the right). When the flow rate increases to the right or above the characteristic region, the head decreases as the flow rate increases.
[0008]
When the turbomachine is operated at a flow rate in the upward-rising characteristic region, surging occurs in which the fluid mass self-vibrates in the pipeline.
[0009]
The upward rising characteristic is that when the flow rate of the fluid flowing through the turbomachine is low, a recirculation flow is generated at the outer edge of the impeller inlet. At this time, the flow path of the fluid entering the blade is narrowed, and the fluid is swirled. (See FIG. 22).
[0010]
Surging damages not only turbomachinery, but also pipes connected upstream and downstream, so operation in the low flow area is prohibited. In addition to improving the blade shape (profile) in order to expand the operating range of the turbomachine, a method for suppressing surging as described below has already been proposed.
[0011]
1. Casing treatment
The stall margin is improved by forming a narrow groove of 10 to 20% of the chord length of the blade in the casing region where the impeller exists.
[0012]
FIG. 24 is an explanatory view of a casing treatment that has been proposed, wherein (a) is an explanatory view of the positional relationship between the casing treatment and the blades, and (b) is a sectional view of the casing treatment.
[0013]
That is, the already proposed casing treatment forms a groove having a considerable depth in the axial direction, the circumferential direction, or the oblique direction in the radial direction or obliquely in the region where the blades on the inner wall of the casing are present. .
[0014]
Although the mechanism that can improve the stall margin by casing treatment has not been sufficiently theoretically elucidated, it is thought that this is to prevent the occurrence of a stall cell by ejecting a high-pressure fluid into a low energy region. It has been.
[0015]
2. Separator
A separator is arranged to separate the backflow portion of the recirculation flow generated at the outer edge of the blade inlet in the low flow region from the forward flow portion, thereby preventing the recirculation flow from expanding.
[0016]
FIG. 25 is an explanatory view of a separator applied to an axial-flow turbomachine, and a suction ring (A), a blade separator (B), and an air separator (C) have been proposed.
[0017]
The suction ring (A) confines the reverse flow outside the suction ring, and the blade separator (B) is provided with fins between the casing and the ring. The air separator (c) opens the tip of the rotor blade (blade) and guides the reverse flow to the flow path outside the casing and prevents the reverse flow from turning by the fin. Although it is large, the apparatus becomes large-scale.
[0018]
3. Active control
A high-pressure fluid is ejected from the outside to the location where the recirculation flow is generated in the vicinity of the blade inlet to suppress the swirling due to the recirculation flow.
[0019]
Further, a mixed flow pump will be described as an example of a conventional turbomachine. The head-flow characteristic curve (hereinafter referred to as the head curve) of the mixed flow pump is required to have a head-down characteristic that can be stably operated when the pump is operated in the entire flow rate range. However, in an ordinary pump, the efficiency representing the performance of the pump, the stability of the lift curve, the cavitation performance, the deadline shaft power, and the like are generally in conflict with each other. That is, if one characteristic is improved, other characteristics are lowered, and at the same time, it is difficult to improve two or more characteristics. For example, pumps that place importance on efficiency tend to be unstable because the upward-sloping characteristics are prominent in part of the lift curve.
[0020]
As described above, it is already known to provide a casing treatment or a separator as a conventional technique for obtaining an upwardly rising head curve capable of stable operation. A known example of this type is described in US Pat. No. 4,212,585.
[0021]
[Problems to be solved by the invention]
However, according to the above-described prior art casing treatment and separator, it is possible to move the upward-rising characteristic of the lift-flow rate characteristic to a lower flow rate side and expand it to a stable operation region, but the upward-rising characteristic itself is It is difficult to lose. In addition, the efficiency of the turbomachine decreases by about 1% for every 10% increase in the stall margin in the casing treatment.
[0022]
Furthermore, it is not easy to work a deep groove in the axial direction on the inner wall of the casing. In addition, there is a problem that casing treatment or the like cannot be applied to a closed impeller having a shroud.
[0023]
Further, in the active control, it is necessary to obtain a high-pressure fluid from the turbomachine itself or from the outside, and therefore it is inevitable that the efficiency of the turbomachine system is lowered.
[0024]
The present invention has been made in view of the above problems, and has not only a lift-flow characteristic without a right-up characteristic, but also a swirl by a recirculation flow at a blade inlet that can suppress a decrease in efficiency and An object of the present invention is to provide a turbomachine that suppresses blade rotation stall.
[0025]
That is, an object of the present invention is to obtain a turbo machine that has a lift-flow rate characteristic without an upward rising characteristic and that can achieve high efficiency.
[0026]
Another object of the present invention is to obtain a turbo machine that has a lift-flow rate characteristic without a right-up characteristic and is easy to manufacture.
[0027]
Still another object of the present invention is to obtain a lift-flow rate characteristic having no right-up characteristic even for a turbomachine having a closed impeller.
[0028]
[Means for Solving the Problems]
According to the present invention, in order to achieve the above-described object, the turbo inner surface is provided with a groove having a width of at least about 5 mm, connecting the blade inlet side and the blade existing area in the casing inner surface to the casing inner surface. Achieved by machine.
[0029]
Further, according to the present invention, a plurality of grooves having a width of about 5 mm or more in the circumferential direction connecting the blade inlet side and the blade existing area on the casing inner surface in the gradient direction of the fluid pressure are formed on the casing inner surface,
There is provided a turbo machine in which the downstream end position of the groove is a position where a fluid having a pressure necessary for suppressing the occurrence of re-forward reflux at the upstream end position of the groove is taken out.
[0030]
Furthermore, according to the present invention, a shallow groove having a width of about 10 mm or more is formed on the inner surface of the casing to connect the low-flow recirculation flow generation location on the blade inlet side and the blade existing area on the inner surface of the casing in the gradient direction of the fluid pressure. Forming and
The downstream end position of the groove is an upper right characteristic of the head-flow characteristic of the turbomachine as a position for extracting a fluid having a pressure necessary for suppressing the occurrence of recirculation flow at the upstream end position of the groove. A turbomachine configured to eliminate is provided.
[0031]
According to the present invention, in the turbo machine described above, the width of the groove is about 30% to 50% with respect to the entire circumference of the casing in which the groove is formed. The depth of the width is approximately 0.5% to 1.6% with respect to the diameter of the casing, and more preferably, the groove is formed to a depth of about 2 mm to 4 mm.
[0032]
Further, according to the present invention, in order to achieve the above-mentioned object, in the turbomachine including an open type impeller and a casing that accommodates this type of impeller, the casing facing the outer peripheral portion of the inlet of the impeller blades A plurality of grooves that connect the blade inlet side and the inside of the blade inner surface of the casing in the circumferential direction are provided on the inner surface of the casing, and the height of the bottom face of the groove is equal to or higher than the casing inner surface adjacent to the groove. Turbomachinery is provided.
[0033]
In addition, according to the present invention, in order to achieve the above object as well, in a turbomachine including an open type impeller and a casing that accommodates this type of impeller, the above-described opposed outer peripheral portion of the impeller blades is provided. A plurality of grooves are formed on the inner surface of the casing in the circumferential direction to connect the blade inlet side and the blade existing area in the casing inner surface, and the casing inner surface adjacent to the downstream end of the groove is at the same level as the groove bottom surface or The outer peripheral portion on the inlet side of the blade of the impeller that is formed so as to be in the outer peripheral direction and that faces the groove portion has a lower impeller blade height corresponding to the groove portion, and the blade on the downstream side of the groove There is provided a turbomachine configured such that the vane height of the car is higher than the vane height of the portion facing the groove.
[0034]
Further, according to the present invention, in order to achieve the above-mentioned object, in the turbo machine including the open type impeller and the casing for accommodating the shape impeller,
A width connecting the inner surface of the casing facing the outer peripheral portion on the inlet side of the impeller blades and the recirculation flow generation place at the time of low flow rate on the blade inlet side and the blade existing area on the inner surface of the casing in the fluid pressure gradient direction is 5 mm or more. Many shallow grooves in the circumferential direction,
The downstream end position of the groove is a turbomachine head as a position for taking out a fluid having a pressure necessary to prevent the pre-swirl from occurring during the main inlet flow (positive flow) at the upstream end position of the groove. Configured to eliminate the upper right characteristic of the flow characteristics, and
The height of the bottom surface of the trough of the groove is equal to or higher than the inner surface of the casing adjacent to the groove, and the outer peripheral portion of the inlet of the impeller facing the groove portion corresponds to the groove portion. A turbomachine having a low impeller blade height is provided.
[0035]
Further, according to the present invention, in order to achieve the above-mentioned object, in the turbo machine including the open type impeller and the casing for accommodating the shaped impeller,
Providing a plurality of grooves in the pressure gradient direction so as to protrude in the radial direction from the conical wall surface of the casing facing the outer peripheral portion on the inlet side of the impeller blade;
There is provided a turbomachine in which the blade height at the meridian surface near the blade inlet is smaller than the blade height at the meridian surface near the blade outlet, and the blade height is determined corresponding to the height of the groove portion. .
[0036]
And according to the present invention, in order to achieve the above-mentioned object, in the turbomachine provided with the open type impeller and the casing for accommodating this type impeller,
A plurality of grooves in the circumferential direction are provided on the inner surface of the casing facing the outer peripheral portion on the inlet side of the blade of the impeller to connect the blade inlet side and the inside of the blade on the casing inner surface,
The flow path shape formed by the groove peak portion is configured such that the radial distance from the pump rotation center is larger than the shape in which the flow path shape of the groove downstream casing is directly extended upstream, and
The tip shape of the impeller is formed so as to form a substantially constant gap with the groove and the inner wall of the casing,
There is provided a turbomachine in which the impeller blade height near the end of the groove is higher than the downstream blade height.
[0037]
Further, according to the present invention, in order to achieve the above-described object, in a turbomachine including a closed type impeller having a shroud and a casing for housing the impeller,
The vicinity of the blade inlet of the impeller is configured in an open shape without a shroud, and a plurality of grooves in the direction of the pressure gradient are arranged on the circumference of the casing inner wall facing the portion without the shroud near the blade inlet, There is provided a turbomachine in which an inlet side start end of the groove is disposed upstream from an impeller blade tip inlet side, and an outlet end of the groove is disposed downstream of the impeller tip inlet portion.
[0038]
Furthermore, according to the present invention, in order to achieve the above-mentioned object, in a turbomachine including a closed impeller having a shroud and a casing for housing the impeller,
The blade inlet vicinity of the impeller is configured as an open type without a shroud, and the inner surface of the casing facing the portion without the shroud near the blade inlet has a low flow rate recirculation flow generation place on the blade inlet side and the casing Many shallow grooves having a width of 5 mm or more in the circumferential direction connecting the inside of the blade on the inner surface in the gradient direction of the fluid pressure;
The downstream end position of the groove is a turbomachine head as a position for taking out a fluid having a pressure necessary to prevent the pre-swirl from occurring during the main inlet flow (positive flow) at the upstream end position of the groove. Configured to eliminate the upper right characteristic of the flow characteristics, and
There is provided a turbomachine configured such that the height of the bottom surface of the valley of the groove is equal to or higher than the inner surface of the casing adjacent to the groove.
[0039]
In the present invention, the turbomachine described above preferably has a shaft sealing portion that seals between the minimum diameter portion of the impeller shroud and the casing, and the shaft sealing portion includes a mouth ring portion and a casing ring. It consists of parts.
[0040]
Further, according to the present invention, in order to achieve the above object, in the turbomachine including the impeller and the casing that accommodates the impeller, the inner surface of the casing that faces the outer peripheral portion on the inlet side of the impeller blades. In addition, a plurality of grooves are formed in the circumferential direction connecting the low-flow recirculation flow generation location on the blade inlet side and the blade tip existing area on the inner surface of the casing in the gradient direction of the fluid pressure, and the downstream end position of the groove is the groove The position of the casing where the groove is installed is the position where the fluid of the pressure required to suppress the occurrence of pre-swirl during the main inlet (positive flow) at the upstream end position of the A turbomachine is provided which is constructed separately from the parts.
[0041]
According to the present invention, in the above turbomachine, preferably, the casing is constituted by a plurality of casing liners divided in the axial direction, and the inner surface of the casing liner facing the outer peripheral portion on the inlet side of the blade of the impeller. The groove is formed, or the part of the casing in which the groove is installed is assembled and assembled separately from the other part of the casing in the radial direction, or the starting end side of the groove is In this case, it is formed in a direction inclined from the pump shaft direction to the rotation direction of the impeller.
[0042]
Further, according to the present invention, in order to achieve the above object, a plurality of grooves are formed in the casing inner surface in the circumferential direction of the casing inner surface to connect the blade inlet side and the blade existing area in the casing inner surface.
The value obtained by dividing the total value of the groove width W by the casing circumference of the groove portion is WR (width ratio),
The value obtained by dividing the volume of the entire groove by the impeller volume is VR (volume ratio),
The value obtained by dividing the groove width W by the groove depth D is WDR (width-depth ratio),
DLDR is the ratio of the downstream length from the groove blade inlet to the groove depth.
The index for determining the groove shape is JE No. As the following formula,
This indicator JE No. There is provided a turbomachine in which the shape of the groove is configured to be in a range of 0.03 to 0.5.
JE No. = WR x VR x WDR x DLDR
[0043]
In the present invention, in the above description, the JE No. It is preferable that the shape of the groove is configured to be in a range of 0.15 to 0.2.
[0044]
In addition, according to the present invention, in order to achieve the above-mentioned object as well, there is provided a pump station for raising the suction side fluid head and the discharge side head, and the impeller and the impeller are disposed therein. A pump for pumping up the head of the suction side fluid, a conduit for leading the pumped liquid from the pump to the discharge side, and for controlling the rotational speed of the impeller of the pump There is provided a pump station where the pump is the pump according to any one of claims 1 to 20.
[0045]
In the present invention, preferably, in the above pump station, the rotational speed of the pump used in the station is N (rpm), the total head is H (m), and the discharge amount is Q (m Three / Min), the specific speed Ns, which is an index indicating the characteristics of the pump, is expressed as Ns = N × Q 0.5 / H 0.75 The speed ratio Ns is about 1000 to 1500, and the actual head determined by the suction side fluid level and the discharge side fluid level of the pumping station is 50% or more of the pump specification point head. Preferably, the drive device of the pump is a speed reducer, a fluid joint, and a diesel engine, and the control range of the rotational speed is 60% to 100% with respect to the reference rotational speed, or the pump The drive unit is a speed reducer, a fluid coupling, and a gas turbine, and the control range of the rotation speed is 60% to 100% with respect to the reference rotation speed, or the pump drive apparatus is rotated by an inverter. The motor to be controlled has a rotation speed control range of 0% to 100% with respect to the reference rotation speed.
[0046]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
First, FIG. 1 is an enlarged cross-sectional view of the first embodiment of the present invention, and is an enlarged view of a portion surrounded by an alternate long and short dash line of the mixed flow pump shown in FIG.
[0047]
That is, in the turbomachine that suppresses the swirl due to the backflow at the blade inlet according to the present invention, the recirculation flow is generated at a low flow rate from the middle a (the downstream end position of the groove) of the blade 122 on the inner surface of the casing 121. A shallow groove 124 is formed in the fluid pressure gradient direction from position b (the upstream end position of the groove).
[0048]
Then, the fluid whose pressure has been increased by the blades flows backward in the groove 124 from the downstream end position a of the groove toward the upstream end position b of the groove, and is ejected to a place where a recirculation flow generated at a low flow rate is generated. Prevents swirling due to recirculation flow and blade swirling stall.
[0049]
FIG. 2 is an explanatory diagram (part 1) of the effect of the present invention, and shows the effect of forming a groove. 2 to 5, the horizontal axis represents the non-dimensional flow rate, and the vertical axis represents the non-dimensional head.
[0050]
That is, the white circle is a lift-flow rate characteristic when no groove is formed in the casing, and there is a right-up characteristic in which the lift increases with an increase in the flow rate when the dimensionless flow rate is in the range of 0.12 to 0.14. To do.
[0051]
White triangles and white squares are head-flow characteristics and efficiency-flow characteristics when grooves are formed in the casing, and white triangles represent 28 grooves having a width (W) of 5 millimeters and a depth (D) of 4 millimeters. In the case where the number of lines (N = 28) is formed, the white square indicates the case where 28 grooves 10 mm wide and 2 mm deep are formed.
[0052]
As can be seen from FIG. 2, the right-up characteristic cannot be resolved when a groove having a width × depth of 5 × 4 millimeters is formed, but is completely raised to the right when a groove of 10 × 2 millimeters is formed. The characteristic has been eliminated. That is, in the case of forming a groove, it is effective to form a groove that is shallower and wider than a deep groove. Note that FIG. 2 also shows that the efficiency η of the turbomachine is theoretically lowered by the backflow of the fluid in the flow path, but is so small that it cannot be confirmed in practice.
[0053]
FIG. 3 is an explanatory diagram (part 2) of the effect of the present invention, and shows the influence of the length of the groove.
That is, the lift-flow rate characteristic and the efficiency-flow rate characteristic when the upstream end position b of the groove is fixed and the downstream end position a of the groove is changed while maintaining the shape of the groove substantially constant, As the downstream end position “a” is set to the downstream side, the head-up characteristic of the lift-flow rate characteristic is improved. However, if it is extremely downstream, a fluid having a pressure higher than necessary is extracted, and the efficiency is lowered.
[0054]
FIG. 4 is an explanatory diagram of the effect of the present invention (part 3), and shows the influence of the depth and width of the groove.
That is, when the number of grooves is constant, the depth of the groove does not have a large effect on the lift-flow rate characteristic, and the right-rising characteristic of the lift-flow rate characteristic improves as the groove width increases. Show.
[0055]
FIG. 5 is an explanatory diagram (part 4) of the effect of the present invention, and shows the influence of the number of grooves.
That is, when the shape of the groove is constant, the upward-rising characteristic of the head-flow rate characteristic is improved as the number of grooves is increased.
[0056]
From the above, the following points can be taken into consideration when designing the groove.
1. The position of the downstream end position a of the groove is not particularly limited as long as it is a position where a fluid having a pressure capable of suppressing swirl due to re-forward reflux generated at the upstream end position b of the groove due to ejection is necessary. If the high pressure position (ie, the downstream side) is used as described above, the efficiency of the turbomachine decreases, and it is necessary to select an appropriate position.
2. The grooves need not be deep, and it is effective to form as many wide grooves as possible.
[0057]
According to various experiments by the present inventors, the width (W) and the number (N) of the grooves are the total circumference of the casing in which the grooves are formed (π × D, D = the grooves). It has been found that it is preferably selected so that it is about 30% to 50% of the diameter of the casing part in which is formed. Further, the depth (d) is preferably about 2 to 4 mm in the above-described embodiment in which the casing diameter (D) is about 250 mm. From this, the depth of the groove with respect to the casing diameter (D) is preferable. It was found that the ratio (d) is preferably set in the range of 0.5% to 1.6% (d / D = 0.5% to 1.6%).
[0058]
Next, a second embodiment of the present invention will be described in detail below.
In the turbomachine according to the second embodiment of the present invention, in order to suppress swirling due to recirculation at the blade inlet and blade swirling stall, a low flow rate reflow recirculation occurrence place on the blade inlet side and the casing are provided on the inner surface of the casing. A flow path is provided to connect the inside of the blade on the inner surface in the gradient direction of the fluid pressure.
[0059]
With this configuration, the fluid flows downstream in the flow path that connects the downstream end position in the existence area of the blades on the inner surface of the casing and the upstream end position where the low-flow recirculation flow is generated on the blade inlet side. It flows backward from the side end position toward the upstream end position, and is ejected to the recirculation flow generation place at the time of low flow rate. Therefore, a part of the fluid whose pressure is increased flows backward in the flow path formed in the casing, and is ejected to the location where the recirculation flow is generated to generate the forward component of the recirculation flow (main flow (forward flow)) Therefore, it is possible to eliminate the upward rising characteristic of the lift-flow rate characteristic of the turbomachine.
[0060]
However, when configured as described above, grooving is difficult as follows. That is, the groove is installed in the direction of the main gradient of the fluid pressure, and the simplest shape is a straight line shape where the center line of the groove is the axial direction, but the groove is installed on the inner wall of the casing facing the impeller. It is formed in a depressed state. When trying to machine such a groove with a tool, the upstream and downstream end faces of the groove are dead ends, so when cutting by moving the tool in the direction of the center line of the groove, Since it has to be stopped, the processing efficiency becomes extremely poor, and it takes time for the processing, which may increase the production cost.
[0061]
In order to improve this point, the present invention is as follows.
(1) Align the bottom surface of the groove with the height of the inner wall surface of the casing so that no problem occurs even if the tool protrudes from the end of the groove during groove processing. That is, the blade height of the impeller has a stepped shape in which the height of the groove is made to correspond to the portion facing the groove and the portion not facing the groove so as to face the crest of the groove.
(2) The casing portion provided with the groove is separated from the other portions to form a separate structure so that the groove processing can be easily performed.
[0062]
Furthermore, in order to obtain a turbo machine having a lift-flow rate characteristic without a right-up characteristic even for a closed type impeller having a shroud in an impeller, the following is performed.
[0063]
That is, the shroud is removed only in the blade portion where the recirculation flow at the closed impeller inlet portion is generated, and the impeller with the shroud is provided on the downstream side thereof. A plurality of grooves were provided.
[0064]
Hereinafter, specific embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
FIG. 6 shows an example of the second embodiment of the present invention in detail, and FIG. 7 shows a sectional view taken along line II-II in FIG.
[0065]
An axial groove 3 is provided in the flow path inner wall 2a of the casing 2 including the open impeller 1 of the mixed flow pump. The groove comprises a crest 3a having a height D from the inner wall 2a of the casing and a trough 3b having the same height as the inner wall 2a. The width W and the number N of the grooves are, for example, D / W = 0. It is about 05-0.3 and N = 25-100. In a pump with an impeller diameter of 300 to 4500 mm, the groove width W is, for example, about 5 to 150 mm, preferably about 8 to 30 mm, and the height (depth) of the groove is 0.1 of the groove width according to the groove width. The height is about 0.3 times, for example, 0.5 mm to 30 mm, preferably about 1.5 to 6 mm. On the other hand, the blade height of the impeller has a shape in which a blade tip clearance δ of a normal open impeller is secured in the meridional shape including the peak portion of the groove on the stationary side.
[0066]
In such a configuration, when the pump is operated in a low flow rate region, the fluid whose pressure has been increased by the blades flows backward in the groove 3 from the downstream end position a of the groove toward the upstream end position b of the groove. It is ejected to the place where the recirculation flow generated at the flow rate is generated, and the occurrence of pre-swirl due to the positive flow (main flow) component of the recirculation flow at the place where the recirculation flow is generated and the occurrence of blade rotation stall are prevented. As a result, the trough of the lift curve disappears and a stable curve with a downward slope is obtained. With the above configuration, there is an advantage that the groove can be easily manufactured. This is because the groove crest 3a protrudes from the end wall surface 2a of the groove, and the groove trough 3b is at the same height as the end wall surface 2a. Since the tool can be cut without stopping at the end of the groove, the machining efficiency can be improved.
[0067]
Another example (first modification) of the second embodiment of the present invention is shown in FIG. In this example, the stationary casing 2 is constituted by a stationary casing liner 2c including a groove and stationary casing liners 2d and 2e without a groove, and the stationary casing liners 2c, 2d and 2e which are separate members are used as shafts. It is arranged in the direction. With this configuration, the processing of the groove 3 portion can be performed only with the casing liner 2c forming the groove as one part, and the end portion of the groove is open, so that the processing efficiency is increased. be able to.
[0068]
FIG. 9 shows still another example (second modified example) of the second embodiment of the present invention. Also in this example, the stationary casing 2 is constituted by a stationary casing liner 2c including a groove and stationary casing liners 2d and 2f having no groove. However, the stationary casing liner 2c including a groove has no groove. It is separated from the stationary casing liner 2f in the radial direction and is a separate member. Also in this example, the processing of the groove 3 portion can handle only the casing with the groove as one part, and the end portion of the groove is open, so that the processing efficiency can be increased.
[0069]
An example of the groove shape in the second embodiment of the present invention is shown in FIG. In this example, the starting end of the groove 3 located on the upstream side of the impeller 1 is inclined by an angle θ from the pump shaft direction to the rotation direction of the impeller. In such a configuration, in the low flow rate region where an unstable part is generated in the lift curve, the swirl component of the reverse flow from the impeller, which is a recirculation flow, is suppressed by the groove 3, and thus to the impeller. The pre-swirling component of the incoming flow is reduced. Therefore, the theoretical lift produced by the impeller is not lowered, and a stable lift curve can be obtained. However, at the flow rate near the deadline, the reverse flow of the circulating flow reaches further upstream than the above-described recirculation region. However, the direction of the groove at that position is not the direction of the pump shaft but is inclined by the angle θ in the rotational direction of the impeller. Therefore, the swirl component in the groove direction, that is, the rotation direction of the impeller is given to the reverse flow reaching the vicinity of the groove start end, and a slight swirl component is also given to the fluid flowing into the impeller by the reverse flow. For this reason, the theoretical head produced by the impeller is reduced as compared with the case where the groove is parallel to the pump shaft, and accordingly, the shaft power consumed to rotate the impeller is also reduced, thereby reducing the deadline shaft power. it can. Thus, the groove shape shown in FIG. 10 makes it possible to stabilize the lift curve and to reduce the deadline shaft power, thereby obtaining a mixed flow pump having excellent characteristics. Can do.
[0070]
FIG. 11 shows still another example (third modification) of the second embodiment of the present invention. In this example, the following improvements are made on the above-described examples. That is, in the meridional surface shape, the flow path shape formed by the crest 3a of the groove 3 is closer to the pump rotation center than the shape in which the flow path shape of the stationary casing liner 2f in the portion without the groove is directly extended to the suction side. The radial distance is increased. On the other hand, the tip shape (shroud side shape) of the impeller facing the groove 3 is set so that there is an appropriate gap between the groove 3 of the stationary casing liner 2c and the stationary casing liner 2f. That is, the impeller blade height in the meridional surface flow path is configured such that the blade downstream side is lower by δ2 than the upstream side near the end a of the groove. When the turbo machine having such a configuration is operated in a low flow rate region, the following advantages are obtained. In the case where there is no groove, the recirculation flow 4 is generated as shown in FIG. At this time, the recirculation flow 4 is blocked by the step portion on the blade tip side due to the presence of the above-described step δ2, and is prevented from entering the downstream side. Therefore, in such a pump, since the back flow starts from a large flow rate, the drop of the unstable portion of the lift curve becomes small, and the stabilization of the lift curve can be realized more remarkably. That is, even when the groove 3 is not formed, the instability of the lift curve can be reduced, and when the groove 3 is provided, the instability (upwardly rising characteristic of the lift curve) can be more reliably removed. In addition, the peak part 3a which comprises the start end b of the groove | channel 3 is formed diagonally. The starting end b is set in the vicinity of a portion where the flow path is bent in the outer diameter direction from a portion parallel to the axis of the casing 2.
[0071]
Next, a third embodiment when the present invention is applied to a closed type mixed flow pump will be described.
FIG. 12 shows an example of the present invention, and FIG. 13 is a sectional view taken along line VIII-VIII in FIG.
[0072]
The closed flow impeller 1 of the mixed flow pump is provided with a shroud 1a. The shroud 1a is not provided near the entrance 1c of the blade, and the impeller is a semi-open type impeller having a portion without the shroud. A mouth ring portion 1b is provided on the innermost diameter portion of the shroud, and a casing ring 5 is provided on the inner surface of the casing 2 on the stationary side. A rotary shaft sealing portion is configured between the mouth ring portion 1 b and the casing ring 5. As shown in FIG. 13, a plurality of grooves 3 are arranged at equal intervals in the axial direction on the inner periphery of the casing inner wall 2a on the stationary side facing the blade of the shroud-free portion near the blade inlet 1c. . The downstream end position a of the groove is present at a position slightly downstream from the blade leading edge (position close to the mouth ring portion in the vicinity of the blade inlet 1c), and the upstream end position b of the groove is less than the blade of the impeller. Is also present upstream. A portion 2g of the casing 2 facing the shroud end face 1d of the impeller is configured at the same position in the axial direction as the downstream end position a of the groove 3 and is configured in a plane perpendicular to the axis. The surface 2g perpendicular to the axis of the casing 2 and the shroud end surface 1d are disposed with a gap of δ1 in the axial direction.
[0073]
When the pump is operated in the low flow rate region in such a configuration, a recirculation flow 6, that is, a reverse flow is generated as shown in FIG. A part of the flow 6 flows backward in the groove 4 from the downstream end position “a” toward the upstream end position “b” of the groove. However, since the groove is formed in the pump shaft direction, the reverse flow flowing in the groove is in the impeller rotation direction. Is not included. Therefore, the reverse flow flowing upstream in the groove is ejected to the place where the recirculation flow 6 generated at a low flow rate is generated, and the pre-turn and the blade turn stall are generated by the forward flow of the re-circulation flow at the impeller inlet. Can be prevented or suppressed. In other words, the swirl component of the fluid that flows backward upstream of the recirculation flow is weakened by the flow ejected from the groove, and the pre-swirling in the fluid flowing into the impeller becomes small. For this reason, the decrease in the theoretical lift is small, and the stability of the lift curve is obtained.
[0074]
Thus, according to the present embodiment, since the turning in the fluid flowing into the impeller can be suppressed by the slight fluid flowing through the groove 3, the logical lift produced by the impeller increases, and the unstable portion of the lift curve. Disappears and is stabilized. According to the present embodiment, even in a closed-type impeller with a shroud, it is possible to provide a groove 3 in the casing 2 to improve the stability of the head characteristics, and the head curve continuously lowers to the right. Characteristics can be obtained.
[0075]
FIG. 14 shows a modification (first modification) of the third embodiment of the present invention. The casing 2 is composed of casing liners 2c, 2d, and 2e that are divided in the axial direction, and the groove 3 is formed in the casing liner 2c provided at the blade inlet. The shape of the groove 3 is formed in the same manner as in the above examples. According to this example, since both ends of the groove 3 are open, the groove 3 can be easily processed with a cutting tool.
[0076]
Another modification (second modification) in the third embodiment of the present invention is shown in FIG. The casing 2 is composed of casing liners 2c, 2d, 2e, and 2f that are divided in the axial direction, and the casing liners 2c and 2f are divided in the radial direction. The groove 3 is formed in a casing liner 2f on the inner diameter side provided at the blade inlet. Also in this example, the shape of the groove 3 is formed in the same shape as in the above examples. According to this example, since the casing liner 2f provided with the groove 3 can be made smaller than the component 2c shown in FIG. 14, the groove can be processed more easily.
[0077]
In the embodiment described above, the closed type mixed flow pump has been described. However, the present invention is similarly applied to a turbo machine such as a centrifugal pump having an open impeller or a closed type impeller, a mixed flow blower, and a mixed flow compressor. It is possible to apply.
[0078]
Next, the preferable shape of the groove | channel 3 in each said example is demonstrated using FIGS.
From various experimental results, a suitable shape of the groove 3 that can eliminate the upward-rising characteristic of the lift-flow rate characteristic of the turbomachine and suppress the decrease in efficiency is examined, and the appropriate index of the groove (“ JE No. ”).
[0079]
JE No. Is expressed by the following equation.
JE No. = WR x VR x WDR x DLDR (1)
[0080]
Here, WR is a width ratio, which is a value obtained by dividing the total value of the groove width W by the casing circumferential length of the groove portion. That is, “WR = (number of grooves N × groove width W) / (average circumferential length of casing in which grooves are formed)”, and the average length of the casing is, for example, “π × ( Casing inlet diameter Dc1 × casing outlet diameter Dc2) / 2 ”.
[0081]
VR is a volume ratio, which is a value obtained by dividing the volume of the entire groove by the impeller volume. That is, “VR = groove total volume / impeller volume”. Here, the total groove volume is obtained by “number of grooves N × groove length L × groove width W × groove depth D”, and the impeller volume is obtained by “impeller inlet area × blade tip axial direction length Li”. . The impeller inlet area is determined from the impeller inlet diameter Di1. The groove length L is “L1 + L2” in FIG.
[0082]
Further, WDR is a width-depth ratio, and is obtained by “WDR = groove width W / groove depth D”.
DLDR is the ratio of the length of the downstream region from the blade inlet of the groove to the depth of the groove. Referring to FIG. 17, “DLDR = groove length L1 / groove depth D downstream from the impeller tip” is obtained.
[0083]
FIG. 18 shows the above JE No. The experimental result using is shown. In the figure, the horizontal axis represents JE No. It is. The vertical axis on the left is the head instability (%). The amount of lift reduction at the unstable part of the head-flow characteristic curve is shown as the amount of drop Δψ without a groove. 0 And the amount of decrease Δψ when there is a groove, and is defined by the following equation.
Head instability (%) = (Δψ / Δψ 0 ) × 100
[0084]
The unstable part lift reduction amount Δψ, Δψ 0 As shown in FIG. 19, it is obtained by the difference between the maximum value and the minimum value of the lift in the unstable part (the part showing the upward-rising characteristic) of the lift-flow rate characteristic curve. Δψ becomes a finite value when the head is unstable (when it shows a right-up characteristic), but becomes 0 when stable (when there is no right-up characteristic). Therefore, when the head instability is 0%, it means that the unstable part of the head-flow characteristic curve has disappeared completely due to the groove. When the head instability is 100%, there is no effect of the groove and there is no instability. It means the case where it is not improved. Further, when the head stability is between 0% and 100%, the head instability is not eliminated, but the unstable part is improved by the groove.
[0085]
The right vertical axis of FIG. 18 is the amount of decrease (%) in the maximum efficiency, which is the difference between the maximum efficiency (%) when no groove is provided and the maximum efficiency (%) when a groove is provided in the same pump. . That is, when there is no change in the maximum pump efficiency before and after the installation of the groove, it becomes 0%, and when the efficiency decreases due to the provision of the groove, it becomes a positive value. It means that there was a 3% reduction in efficiency due to installation.
[0086]
On the basis of the above, referring to FIG. Is less than 0.03, the head instability exceeds 80%, and the effect of the groove is rapidly reduced. JE No. In the vicinity of 0.03, the head instability is improved to about 30%, and if it exceeds 0.03, the head instability is further improved. Is about 0% around 0.15, that is, the instability disappears. JE No. When the value exceeds 0.15, the head instability remains stable at 0%. From this point of view, the JE No. 1 Is preferably 0.03 or more. In addition, in FIG. The amount of decrease in maximum efficiency is 0% or less until around 0.15, but when it exceeds 0.15, the amount of decrease in maximum efficiency is JE No. It increases in proportion to. Assuming that the allowable reduction in efficiency due to the groove installation is 1%, JE No. Is preferably 0.5 or less. Therefore, JE No. 2 is used from both the stability of the head and the high rate. The appropriate range of 0.03 to 0.5 is desirable, and the conditions for completely eliminating instability and not reducing the efficiency include JE No. The optimal value is 0.15 to 0.2.
[0087]
The above experimental results of FIG. 18 are shown for the pump with a specific speed of 830, but the same result is obtained with the mixed flow pump when the specific speed is 1250 and 1400. In the range of 1400, the above indicator JE No. It was confirmed that the groove shape could be determined using Similarly, if the specific speed is in the range of about 300 to 2000, the above-mentioned index JE No. It is considered that the groove shape can be determined using
[0088]
According to the present invention, a part of the liquid whose pressure is increased flows backward in the flow path formed in the casing and is ejected to the place where the recirculation flow is generated, that is, the flow without swirling from the groove forms the recirculation flow. As a result, the swirl component of the backflow from the impeller is suppressed, so that no pre-swirling occurs in the fluid flowing into the impeller and the swirling due to the recirculation flow and the swirling of the blade swirling at the blade inlet are suppressed. In addition, it is possible to eliminate the right-up characteristic of the lift-flow rate characteristic of the turbomachine.
[0089]
According to the present invention, since the casing is divided and the groove is provided in the casing liner corresponding to the blade inlet portion, the groove provided on the inner surface of the casing can be easily processed, and there is almost no decrease in efficiency. In addition, there is an effect that a turbo machine having a stable lift curve can be easily realized.
[0090]
Further, according to the present invention, even for a turbomachine having a closed type impeller having a shroud, only the vicinity of the blade inlet has a semi-open type structure without a shroud, and a pressure corresponding to a portion without the shroud of the blade is provided. By providing a groove in the gradient direction on the inner wall surface of the casing, it is possible to easily realize a turbomachine with a stable head curve even when operating in a low flow rate region where recirculation flow occurs. There is an effect that there is almost no decrease in efficiency.
[0091]
Further, the above indicator JE No. If the groove shape is determined using, there is an effect that the optimum shape of the groove shape can be easily obtained with almost no decrease in efficiency and a stable lift curve.
[0092]
Further, FIG. 20 attached shows a schematic diagram of a pumping station in which the present invention is used, for example, as a circulating water pump in a thermal power plant or a nuclear power plant, or used as a plant for a river drainage pump. Has been.
[0093]
That is, this pump station is provided with a pump 200 such as a mixed flow pump in which a shallow groove is provided in an inlet portion of the casing corresponding to the impeller. The impeller of this pump is rotationally driven by a driving device (driver) 210 such as a diesel engine, a gas turbine, or an electric motor, for example.
[0094]
The rotational speed of the driving device 210 is controlled by, for example, a pump speed control device 220 configured by an electric circuit or a microcomputer for the purpose. In addition, as shown by a broken line in the figure, a blade angle control device 230 for controlling the blade inclination angle of the impeller corresponding to a change in the flow rate of the fluid flowing through the impeller is further provided as necessary. It has been.
[0095]
The pump 200 having the above-described configuration has a bell mouth 201 immersed in water in the suction water channel 240 and a discharge pipe 250 connected to a drainage destination 260 away from the suction water channel 240. Then, by the operation of the pump station, the head, that is, the water level on the suction side is raised to the level of discharged water at the drainage destination 260, including the resistance in the fluid flow path, that is, the resistance in the discharge pipe. Become.
[0096]
In a pump that emphasizes efficiency, when the maximum efficiency flow rate is 100% flow rate, when the maximum upward flow rate is 100% flow rate, the upward rising characteristic appears remarkably in a part of the lift curve near the 50% to 70% flow rate, or Even if the lift curve near 50% flow rate to 70% flow rate does not rise to the right, there is a tendency that a flat portion is generated in the lift curve.
[0097]
That is, the operating flow rate of the pump at the pump station is determined by the difference between the suction-side water level and the discharge-side water level of the pump station, the resistance curve determined by summing the piping resistance of the pump station, and the pump head curve. Determined as the intersection of If there is a region that rises to the right in the lift curve, there may be multiple intersections between the lift curve and the resistance curve. In that case, the intersection is not fixed to one, that is, the flow rate is not fixed, so the pump discharge rate May fluctuate in an unstable range, and the pump may not be controlled. This is particularly noticeable when the actual head is high and the pipe resistance is low.
[0098]
Therefore, in the past, the maximum efficiency and the stability of the head were balanced so that the head curve did not rise to the right, so the maximum efficiency could be slightly lowered. Alternatively, when the pump has an unstable region, a pump operation bill is created so that the pump is operated in a range where no instability occurs, thereby controlling the pump. Therefore, in the pump station where the operation range of the pump is controlled by the rotation speed, the rotation speed can be changed only to a range where the intersection with the resistance curve does not enter the unstable region. For this reason, when the operation range that enters the unstable region is required in the rotation speed control of one pump, the pump capacity per pump is increased by increasing the number of pumps so that the pump operation point per pump is a point other than unstable. It was shifted and responded.
[0099]
Further, in the conventional method for obtaining the stabilization of the head curve at the expense of some maximum efficiency, there is a problem that the power consumption is increased correspondingly because the efficiency is slightly lowered for stable pump operation. Further, the method of increasing the number of pumps and shifting the operation point per pump to avoid operation in an unstable region has a problem that the equipment and the control method are complicated and the cost is increased.
[0100]
In the present invention, therefore, it is possible to change the speed in a wide range by using the mixed flow pump having the above-mentioned head-flow characteristic without the upward rising characteristic and capable of achieving high efficiency. A pump station that can be operated is obtained.
[0101]
That is, a feature of the present invention is that in a pump station where the operation range of the pump is controlled by the rotational speed, the pump used in the station is a mixed flow pump using any of the casings having the grooves described above. There is.
[0102]
In the pump station of the present invention, the rotational speed of the mixed flow pump used in the station is N (rpm), the total head is H (m), and the discharge amount is Q (m Three / Min), the specific speed Ns, which is an index indicating the characteristics of the pump, is expressed as Ns = N × Q 0.5 / H 0.75 When the specific speed Ns is about 1000 to 1500, and the actual head determined by the suction water level and the discharge water level of the pump station is 50% or more of the pump specification point head, effective.
[0103]
As another feature of the invention, when the pump drive device is constituted by a speed reducer, a fluid coupling, and a diesel engine, the control range of the rotation speed is 60% to the reference rotation speed. Control up to 100%. Furthermore, when the drive device of the pump is constituted by a speed reducer, a fluid joint, and a gas turbine, the rotation speed can be controlled to 60% to 100% with respect to the reference rotation speed. Further, when the pump drive device is an electric motor that controls the rotation speed by an inverter, the control range of the rotation speed can be controlled from 0% to 100% with respect to the reference rotation speed.
[0104]
An example of the head curve when one mixed flow pump of the present invention is applied to a pump station is shown in FIG. In FIG. 21, the abscissa indicates the flow rate with the reference design flow rate as 100% and the flow rate ratio Q, and the abscissa indicates the lift with the reference design total lift as 100% and the lift ratio% H. As shown. In FIG. 21, the head curve 10 is an example of the mixed flow pump of the present invention, which is a characteristic when the reference rotational speed is 100% N, and tends to decrease to the right in the entire region, and there is no unstable region. On the other hand, the lift curve 14 is a characteristic of 100% N when the present invention is not applied and there is instability around 50% Q. In this case, the range of 40% Q to 70% Q is an unstable region. It is. The resistance curve 18 is a characteristic of the machine field in the present invention. When the pump is operated at 100% N, the intersection of the lift curve 10 or the lift curve 14 and the resistance curve 18 is one point A, and the pump is stably operated at the A point. Considering the case where the rotational speed is lowered to 90% N in order to operate at a reduced flow rate, the pump head curve follows the pump similarity law shown below, and the stable head curve 10 becomes the head curve 11. The unstable lift curve 14 becomes the lift curve 15.
[0105]
The pump similarity law is as follows.
Q 2 = Q 1 × (N 2 / N 1 )
H 2 = H 1 × (H 2 / H 1 )
Here, Q: flow rate, H: total head, N: rotational speed, and subscript is 1: rotational speed N 1 State 2: Rotational speed N 2 Shows the state.
[0106]
The operation point at this time is point B, and the operation is stable regardless of whether the head curve is unstable. Further, when the rotational speed is lowered to 74% N, according to the similarity law, the lift curve 10 having no instability according to the present invention becomes the lift curve 12, and the intersection with the resistance curve 18 is a point C, and the operating point is C. On the other hand, the lift curve 14 in the case of instability becomes a lift curve 16 at 74% N, and is parallel to the resistance curve 18 in the vicinity of 30% Q to 50% Q. The resistance curve 18 and the lift curve The intersection with 16 is not a single point, but there may be a plurality of intersections. Therefore, the flow point of the pump is not fixed, and the operation of the pump fluctuates in the range of instability of 30% Q to 50% Q of the lift curve and becomes uncontrollable, so operation at 30% Q to 50% Q Can not.
[0107]
Further, when the rotational speed is reduced to 60% N, the lift curve 10 having no instability according to the present invention becomes a lift curve 13 and the lift curve 14 having instability becomes a lift curve 17. When lowered to this point, the intersection with the resistance curve 18 becomes one point D in both the lift curve 13 and the lift curve 17, so that operation is possible.
[0108]
However, in the case of the conventional instability characteristics, as described above, when the rotational speed is 74% N, the operation is not possible in the range of 30% Q to 50% Q, and the operable range is discontinuous. Therefore, the range of the rotational speed of the pump is 74% N or more to 100% N, and the operation range is between A point and C point.
[0109]
On the other hand, since the mixed flow pump of the present invention can be operated stably at a higher rotational speed, it can be operated in a wide flow range from point A to point D.
[0110]
In the present embodiment, the drive device of the pump is a speed reducer, a fluid coupling, and a diesel engine, and when the control range of the rotation speed is 60% to 100% with respect to the reference rotation speed, FIG. Operation is possible in the range from point A to point D shown in FIG. Further, other pump driving devices are a reduction gear, a fluid joint, and a gas turbine, and the control range of the rotation speed is 60% to 100% with respect to the reference rotation speed, the above-described FIG. Operation is possible in the range from the indicated point A to point D. Furthermore, the drive device as another embodiment is an electric motor that controls the rotation speed by an inverter, and when the control range of the rotation speed is 0% to 100% with respect to the reference rotation speed, The operating range is widened, and the rotational speed can be decreased until the intersection of the lift curve 10 is close to the point E in FIG. 21, so that the pump can be operated in a range from approximately 0% Q to 100% Q. .
[0111]
That is, according to the pump of the present invention applied to the pump station, a mixed flow pump with almost no decrease in efficiency and a stable lift curve can be obtained. Operation within the range can be easily realized.
[0112]
【The invention's effect】
As is clear from the above detailed description, according to the present invention, a part of the liquid whose pressure is increased flows backward in the flow path formed in the casing and is ejected to the place where the recirculation flow is generated, that is, Flow without swirling from the groove suppresses the swirling component of the reverse flow from the impeller that forms the recirculation flow, so that no pre-swirling occurs in the fluid flowing into the impeller, and swirling by the recirculation flow at the blade inlet And the blade rotation stall are suppressed, so that it is possible to eliminate the upwardly rising characteristic of the head-flow rate characteristic of the turbomachine.
[0113]
Further, by applying the pump of the present invention to a pump station, a mixed flow pump with almost no decrease in efficiency and a stable lift curve can be obtained, so that the range of rotational speed can be widened and a wide flow rate can be obtained. The excellent effect that the operation in the range can be easily realized is exhibited.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an enlarged cross-sectional view of a mixed flow pump according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an explanatory diagram (part 1) of an effect of the present invention.
FIG. 3 is an explanatory diagram (part 2) of the effect of the present invention.
FIG. 4 is an explanatory diagram (part 3) of the effect of the present invention;
FIG. 5 is an explanatory diagram (part 4) of the effect of the present invention;
FIG. 6 is a meridional section view of a mixed flow pump showing a second embodiment of the present invention.
7 is a cross-sectional view taken along the line II-II in FIG.
FIG. 8 is a meridional sectional view of a mixed flow pump showing a modification (first modification) of the second embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a meridional sectional view of a mixed flow pump showing another modified example (second modified example) of the second embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a plan view showing an example of a groove shape according to the second embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a meridional cross-sectional view of a mixed flow pump showing still another modification (third modification) of the second embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a meridional cross-sectional view showing a third embodiment in which the present invention is applied to a closed mixed flow pump.
13 is a cross-sectional view taken along line VIII-VIII in FIG.
FIG. 14 is a meridional sectional view of a closed mixed flow pump showing a modification (first modification) of the third embodiment of the present invention.
FIG. 15 is a meridional cross-sectional view of a closed mixed flow pump showing another modified example (second modified example) of the third embodiment of the present invention.
16 is an index JE No. for determining the groove shape of the present invention. It is meridional sectional drawing of the turbomachine for demonstrating.
17 is a cross-sectional view taken along line XII-XII in FIG.
18 shows an index JE No. for determining the groove shape in the above embodiment. It is a diagram explaining the relationship between the head instability and the amount of decrease in maximum efficiency.
FIG. 19 is a diagram showing a flow rate-lift characteristic curve of the turbomachine in the embodiment.
FIG. 20 is a diagram showing a schematic configuration of a pump station employing the turbo machine according to the present invention.
FIG. 21 is a diagram showing a head curve of the mixed flow pump in order to explain the effect of the pump station shown in FIG. 20;
FIG. 22 is a cross-sectional view of a mixed flow pump in the prior art.
FIG. 23 is a diagram showing typical head-flow characteristics of a turbomachine in the prior art.
FIG. 24 is an explanatory diagram of casing treatment in the prior art.
FIG. 25 is an explanatory diagram of a separator in the prior art.
[Explanation of symbols]
1 (Open type) impeller
2 Casing
2a Channel inner wall
3 groove

Claims (24)

ケーシング内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを結び、幅が少なくとも５ｍｍ程度以上の溝を具備し、前記溝の幅は、前記溝が形成されたケーシング全周に対して約３０％〜５０％になるように形成されたことを特徴とするターボ機械。The casing inner surface is connected to the blade inlet side and the blade existing area in the casing inner surface, and has a groove having a width of at least about 5 mm. The width of the groove is about 30 with respect to the entire circumference of the casing in which the groove is formed. A turbomachine characterized by being formed to be 50% to 50% . ケーシング内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを流体圧力の勾配方向に結ぶ幅が５ｍｍ程度以上の溝を周方向に多数本形成し、
該溝の下流側終端位置は、溝の上流側終端位置に再循環流が発生するのを抑制するために必要な圧力の流体を取り出す位置とし、前記溝の幅は、前記溝が形成されたケーシング全周に対して約３０％〜５０％になるように形成されたことを特徴とするターボ機械。On the inner surface of the casing, a number of grooves having a width of about 5 mm or more are formed in the circumferential direction connecting the blade inlet side and the blade existing area on the inner surface of the casing in the gradient direction of the fluid pressure,
The downstream end position of the groove is a position where a fluid having a pressure necessary for suppressing the occurrence of recirculation flow at the upstream end position of the groove is taken out, and the width of the groove is such that the groove is formed. A turbomachine formed so as to be approximately 30% to 50% of the entire circumference of the casing . ケーシング内面に、羽根入口側の低流量時再循環流発生場所とケーシング内面の羽根存在領域内とを流体圧力の勾配方向に結ぶ幅が１０ｍｍ程度以上の浅い溝を形成し、且つ該溝の下流側終端位置は、溝の上流側終端位置に再循環流が発生するのを抑制するために必要な圧力の流体を取り出す位置として、ターボ機械の揚程−流量特性の右上り特性を除去するように構成し、前記溝の幅は、前記溝が形成されたケーシング全周に対して約３０％〜５０％になるように形成されたことを特徴とするターボ機械。A shallow groove having a width of about 10 mm or more is formed on the inner surface of the casing to connect the recirculation flow generation location at the low flow rate on the blade inlet side and the blade existing area on the inner surface of the casing in the gradient direction of fluid pressure, The side end position is a position where the fluid having the pressure necessary for suppressing the occurrence of the recirculation flow at the upstream end position of the groove is taken out, so that the upper right characteristic of the head-flow characteristic of the turbomachine is removed. The turbomachine is configured so that the width of the groove is about 30% to 50% with respect to the entire circumference of the casing in which the groove is formed . 前記請求項１に記載したターボ機械において、前記溝の幅の深さは、前記ケーシングの直径に対してほぼ０．５％〜１．６％で形成されていることを特徴とするターボ機械。  2. The turbo machine according to claim 1, wherein a depth of the groove is approximately 0.5% to 1.6% with respect to a diameter of the casing. 前記請求項４に記載したターボ機械において、前記溝は、約２ｍｍ〜４ｍｍの深さで形成されていることを特徴とするターボ機械。5. The turbo machine according to claim 4 , wherein the groove is formed with a depth of about 2 mm to 4 mm. オープン形羽根車とこの形羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、羽根車の羽根の入口外周部に対峙する前記ケーシングの内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを結ぶ溝を周方向に複数設け、前記溝の谷底面の高さはこれに隣接するケーシング内面と同等またはそれ以上の高さに構成したことを特徴とするターボ機械。  In a turbomachine including an open type impeller and a casing that accommodates this type of impeller, the inner surface of the casing facing the outer periphery of the inlet of the impeller blade is connected to the blade inlet side and the blade existing area on the inner surface of the casing. A turbomachine characterized in that a plurality of grooves are provided in a circumferential direction, and a height of a bottom surface of the valley of the grooves is equal to or higher than a casing inner surface adjacent thereto. オープン形羽根車とこの形羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、羽根車の羽根の入口外周部に対峙する前記ケーシングの内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを結ぶ溝を周方向に複数設け、前記溝の終端下流に隣接する前記ケーシング内面は、前記の溝の谷底面と同じレベルまたはそれより外周方向となるように形成し、溝の部分に対峙する羽根車の羽根の入口側外周部は上記溝の部分に対応して羽根車羽根高さを低く構成し、溝より下流側の羽根車の羽根高さは溝に対峙する部分の羽根高さよりも高く構成したことを特徴とするターボ機械。  In a turbomachine including an open impeller and a casing that accommodates the impeller, the inner surface of the casing facing the outer peripheral portion of the impeller blade inlet is connected to the blade inlet side and the blade existing area on the inner surface of the casing. A plurality of grooves are provided in the circumferential direction, and the inner surface of the casing adjacent to the downstream end of the groove is formed to be at the same level as the valley bottom surface of the groove or the outer circumferential direction thereof, and the impeller faces the groove portion. The outer peripheral portion on the inlet side of the blade is configured to have a lower impeller blade height corresponding to the groove portion, and the blade height of the impeller downstream from the groove is higher than the blade height of the portion facing the groove. A turbomachine characterized by オープン形羽根車とこの形羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、
羽根車の羽根の入口側外周部に対峙する前記ケーシングの内面に、羽根入口側の低流量時再循環流発生場所とケーシング内面の羽根存在域内とを流体圧力の勾配方向に結ぶ幅が５ｍｍ以上の浅い溝を周方向に多数形成し、
該溝の下流側終端位置は、溝の上流側終端位置の入口主流（正流）中に予旋回が発生するのを抑制するために必要な圧力の流体を取り出す位置として、ターボ機械の揚程−流量特性の右上り特性を除去するように構成し、かつ
前記溝の谷底面の高さはこれに隣接するケーシング内面と同等またはそれ以上の高さに構成すると共に、前記溝の部分に対峙する羽根車の羽根の入口外周部は溝の部分に対応して羽根車羽根高さを低く構成したことを特徴とするターボ機械。In a turbomachine having an open type impeller and a casing for accommodating the shaped impeller,
A width connecting the inner surface of the casing facing the outer peripheral portion on the inlet side of the impeller blades and the recirculation flow generation place at the time of low flow rate on the blade inlet side and the blade existing area on the inner surface of the casing in the fluid pressure gradient direction is 5 mm or more. Many shallow grooves in the circumferential direction,
The downstream end position of the groove is a turbomachine head as a position for taking out a fluid having a pressure necessary to prevent the pre-swirl from occurring during the main inlet flow (positive flow) at the upstream end position of the groove. It is configured to eliminate the upper right characteristic of the flow rate characteristic, and the height of the bottom surface of the groove is equal to or higher than the inner surface of the casing adjacent to the groove, and faces the groove portion. A turbomachine characterized in that an inlet outer peripheral portion of an impeller blade has a lower impeller blade height corresponding to a groove portion. オープン形羽根車とこの形羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、
羽根車の羽根の入口側外周部に対峙する前記ケーシングの円錐状の壁面よりも径方向に突出するように圧力勾配方向に複数本の溝を設け、
羽根入口付近の子午面における羽根高さは羽根出口付近の子午面における羽根高さより小とし、これら羽根高さは前記溝の部分の高さに対応して決定されていることを特徴とするターボ機械。In a turbomachine having an open type impeller and a casing for accommodating the shaped impeller,
Providing a plurality of grooves in the pressure gradient direction so as to protrude in the radial direction from the conical wall surface of the casing facing the outer peripheral portion on the inlet side of the impeller blade;
The blade height at the meridian surface near the blade inlet is smaller than the blade height at the meridian surface near the blade outlet, and these blade heights are determined according to the height of the groove portion. machine. オープン形羽根車とこの形羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、
羽根車の羽根の入口側外周部に対峙する前記ケーシングの内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを結ぶ溝を周方向に複数設け、
前記溝の山の部分が形成する流路形状が、溝下流側ケーシングの流路形状を上流側へそのまま延長した形状よりもポンプ回転中心からの半径方向距離が大となるように構成し、かつ
前記羽根車の先端形状は、溝部及びケーシング内壁と略一定な隙間を形成するように形成され、
前記溝の終端付近における羽根車羽根高さはその下流側羽根高さよりも高く構成されていることを特徴とするターボ機械。In a turbomachine having an open type impeller and a casing for accommodating the shaped impeller,
A plurality of grooves in the circumferential direction are provided on the inner surface of the casing facing the outer peripheral portion on the inlet side of the blade of the impeller to connect the blade inlet side and the inside of the blade on the casing inner surface,
The flow path shape formed by the groove peak portion is configured such that the radial distance from the pump rotation center is larger than the shape in which the flow path shape of the groove downstream casing is directly extended upstream, and The tip shape of the impeller is formed so as to form a substantially constant gap with the groove and the inner wall of the casing,
A turbomachine characterized in that an impeller blade height in the vicinity of the end of the groove is higher than a downstream blade height. シュラウドを有するクローズド形羽根車とその羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、
前記羽根車の羽根入口付近をシュラウドのないオープン形に構成し、その羽根入口付近のシュラウドのない部分に対峙するケーシング内壁には圧力勾配の方向の溝をその周上に複数本配設し、該溝の入口側始端は羽根車の羽根先端入口側より上流側に配置し、かつ該溝の出口側終端は羽根車先端入口部より下流側に配置したことを特徴とするターボ機械。In a turbomachine including a closed type impeller having a shroud and a casing for accommodating the impeller,
The vicinity of the blade inlet of the impeller is configured in an open shape without a shroud, and a plurality of grooves in the direction of the pressure gradient are disposed on the circumference of the casing inner wall facing the portion without the shroud near the blade inlet, A turbomachine characterized in that an inlet-side start end of the groove is disposed upstream of an impeller blade tip inlet side, and an outlet-side end of the groove is disposed downstream of the impeller tip inlet portion. シュラウドを有するクローズド形羽根車とその羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、
前記羽根車の羽根入口付近をシュラウドのないオープン形に構成し、その羽根入口付近のシュラウドのない部分に対峙する前記ケーシングの内面には、羽根入口側の低流量時再循環流発生場所とケーシング内面の羽根存在域内とを流体圧力の勾配方向に結ぶ幅が５ｍｍ以上の浅い溝を周方向に多数形成し、
該溝の下流側終端位置は、溝の上流側終端位置の入口主流（正流）中に予旋回が発生するのを抑制するために必要な圧力の流体を取り出す位置として、ターボ機械の揚程−流量特性の右上り特性を除去するように構成し、かつ
前記溝の谷底面の高さはこれに隣接するケーシング内面と同等またはそれ以上の高さに構成したことを特徴とするターボ機械。In a turbomachine including a closed type impeller having a shroud and a casing for accommodating the impeller,
The blade inlet vicinity of the impeller is configured as an open type without a shroud, and the inner surface of the casing facing the portion without the shroud near the blade inlet has a low flow rate recirculation flow generation place on the blade inlet side and the casing Many shallow grooves having a width of 5 mm or more in the circumferential direction connecting the inside of the blade on the inner surface in the gradient direction of the fluid pressure;
The downstream end position of the groove is a turbomachine head as a position for taking out a fluid having a pressure necessary to prevent the pre-swirl from occurring during the main inlet flow (positive flow) at the upstream end position of the groove. A turbomachine characterized in that the upper right characteristic of the flow rate characteristic is removed, and the height of the bottom surface of the valley of the groove is equal to or higher than the inner surface of the casing adjacent to the groove. 前記請求項１１または１２において、羽根車シュラウドの最小径部とケーシングとの間をシールする軸封部を有し、この軸封部はマウスリング部とケーシングリング部とで構成されていることを特徴とするターボ機械。In Claim 11 or 12 , it has a shaft sealing part which seals between the minimum diameter part of an impeller shroud and a casing, and this shaft sealing part is constituted by a mouth ring part and a casing ring part. A turbo machine featuring. 羽根車とこの羽根車を収容するケーシングを備えたターボ機械において、羽根車の羽根の入口側外周部に対峙する前記ケーシングの内面に、羽根入口側の低流量時再循環流発生場所とケーシング内面の羽根先端存在域内とを流体圧力の勾配方向に結ぶ溝を周方向に複数形成し、該溝の下流側終端位置は、溝の上流側終端位置の入口主流（正流）中に予旋回が発生するのを抑制するために必要な圧力の流体を取り出す位置とし、かつ前記溝を設置する前記ケーシングの部分はケーシングの他の部分と別体に構成され、ケーシング内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを結び、幅が少なくとも５ｍｍ程度以上の溝を具備し、前記溝の幅は、前記溝が形成されたケーシング全周に対して約３０％〜５０％になるように形成されたことを特徴とするターボ機械。In a turbomachine including an impeller and a casing that accommodates the impeller, a low-flow recirculation flow generation place and an inner surface of the casing on the inner surface of the casing facing the outer peripheral portion of the impeller blade on the inlet side A plurality of grooves are formed in the circumferential direction to connect the blade tip existing area in the circumferential direction of the fluid pressure, and the downstream end position of the groove is pre-rotated during the inlet main flow (positive flow) at the upstream end position of the groove. The portion of the casing where the fluid having the pressure necessary to suppress the generation is taken out and the groove is installed is configured separately from the other portions of the casing, and the blade inlet side and the casing are formed on the casing inner surface. It is connected to the inside of the blade on the inner surface, and has a groove having a width of at least about 5 mm. The width of the groove is about 30% to 50% with respect to the entire circumference of the casing where the groove is formed. this, which is Turbo machine according to claim. 前記請求項１４において、ケーシングは軸方向に分割された複数のケーシングライナにより構成され、羽根車の羽根の入口側外周部に対峙するケーシングライナの内面に前記溝が形成されていることを特徴とするターボ機械。15. The casing according to claim 14 , wherein the casing is constituted by a plurality of casing liners divided in the axial direction, and the groove is formed on the inner surface of the casing liner facing the outer peripheral portion on the inlet side of the impeller blades. Turbo machine. 前記請求項１４において、溝を設置する前記ケーシングの部分はケーシングの他の部分と半径方向に分割して別体に構成されて組み立てられていることを特徴とするターボ機械。15. The turbomachine according to claim 14 , wherein a portion of the casing in which the groove is installed is divided and assembled separately from other portions of the casing in the radial direction. 前記請求項６〜１６の何れか一の請求項において、前記溝の始端側は、ポンプ軸方向から羽根車の回転方向に傾斜する方向に形成したことを特徴とするターボ機械。The turbomachine according to any one of claims 6 to 16 , wherein a start end side of the groove is formed in a direction inclined from a pump shaft direction to a rotation direction of an impeller. ケーシング内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを結ぶ溝をケーシング内面の周方向に複数本形成し、
溝幅Ｗの合計値を溝の部分のケーシング周長で割った値をＷＲ（幅比）、
溝全体の体積を羽根車体積で割った値をＶＲ（体積比）、
溝幅Ｗを溝深さＤで割った値をＷＤＲ（幅深さ比）、
溝の羽根入口から下流の長さと溝の深さとの比をＤＬＤＲとし、溝形状を決定する指標をＪＥ Ｎｏ．として以下の式で求め、
この指標ＪＥ Ｎｏ．が０．０３〜０．５の範囲となるように前記溝の形状が構成されていることを特徴とするターボ機械。
ＪＥ Ｎｏ．＝ ＷＲ × ＶＲ × ＷＤＲ × ＤＬＤＲOn the casing inner surface, a plurality of grooves are formed in the circumferential direction of the casing inner surface to connect the blade inlet side and the blade existing area in the casing inner surface,
The value obtained by dividing the total value of the groove width W by the casing circumference of the groove portion is WR (width ratio),
The value obtained by dividing the volume of the entire groove by the impeller volume is VR (volume ratio),
The value obtained by dividing the groove width W by the groove depth D is WDR (width-depth ratio),
The ratio between the length downstream from the blade inlet of the groove and the depth of the groove is DLDR, and an index for determining the groove shape is JE No. As the following formula,
This indicator JE No. The turbomachinery is characterized in that the shape of the groove is configured to be in a range of 0.03 to 0.5.
JE No. = WR x VR x WDR x DLDR 前記請求項１８において、前記ＪＥ Ｎｏ．が０．１５〜０．２の範囲となるように前記溝の形状が構成されていることを特徴とするターボ機械。In the claim 18 , the JE No. The turbomachinery is characterized in that the shape of the groove is configured to be in a range of 0.15 to 0.2. 吸込側流体の揚程と吐出側の揚程まで上昇するためのポンプ機場であって、羽根車と当該羽根車をその内部に配置するケーシングとを備え、
ケーシング内面に、羽根入口側とケーシング内面の羽根存在域内とを結び、幅が少なくとも５ｍｍ程度以上の溝を具備し、前記溝の幅は、前記溝が形成されたケーシング全周に対して約３０％〜５０％になるように形成され
吸込側流体の揚程をポンプアップするためのポンプと、ポンプアップされた液体を当該ポンプから吐出側へ導く管路と、そして、前記ポンプの羽根車の回転速度を制御するための制御手段とを備え、前記ポンプを前記請求項１乃至１９に記載したポンプとしたことを特徴とするポンプ機場。A pumping station for ascending to a suction side fluid head and a discharge side head, comprising an impeller and a casing in which the impeller is disposed,
The casing inner surface is connected to the blade inlet side and the blade existing area in the casing inner surface, and has a groove having a width of at least about 5 mm. The width of the groove is about 30 with respect to the entire circumference of the casing in which the groove is formed. A pump for pumping up the head of the suction side fluid formed so as to be in the range of 50% to 50%, a conduit for leading the pumped liquid from the pump to the discharge side, and rotation of the impeller of the pump 20. A pumping station comprising a control means for controlling a speed, wherein the pump is the pump according to any one of claims 1 to 19 . 前記請求項２０のポンプ機場において、その機場で使われるポンプの回転速度をＮ（ｒｐｍ）、全揚程をＨ（ｍ）、吐出量をＱ（ｍ3／ｍｉｎ）としたときに、ポンプの特性を示す指数である比速度ＮｓをＮｓ＝Ｎ×Ｑ0.5／Ｈ0.75の式で求めたときに、この速度比Ｎｓが１０００〜１５００程度であり、また、そのポンプ機場の吸込側流体位と吐出側流体位から決まる実揚程がポンプの仕様点揚程の５０％以上であることを特徴とするポンプ機場。In the pump station of claim 20 , when the rotational speed of the pump used in the station is N (rpm), the total head is H (m), and the discharge amount is Q (m 3 / min), the characteristics of the pump When the specific speed Ns, which is an index indicating N, is determined by the formula Ns = N × Q 0.5 / H 0.75 , the speed ratio Ns is about 1000 to 1500, and the suction side fluid level and the discharge of the pump station A pump station characterized in that the actual head determined by the side fluid level is 50% or more of the pump specification point head. 前記請求項２０のポンプ機場において、そのポンプの駆動装置は、減速機、流体継ぎ手およびディーゼルエンジンであり、その回転速度の制御範囲は基準回転速度に対して６０％〜１００％であることを特徴とするポンプ機場。21. The pump station according to claim 20 , wherein the drive device of the pump is a speed reducer, a fluid joint, and a diesel engine, and the control range of the rotation speed is 60% to 100% with respect to the reference rotation speed. And pump station. 前記請求項２０のポンプ機場において、そのポンプの駆動装置は、減速機、流体継ぎ手およびガスタービンであり、その回転速度の制御範囲は基準回転速度に対して６０％〜１００％であることを特徴とするポンプ機場。21. The pump station according to claim 20 , wherein the drive device of the pump is a speed reducer, a fluid joint, and a gas turbine, and the control range of the rotation speed is 60% to 100% with respect to the reference rotation speed. And pump station. 前記請求項２０のポンプ機場において、そのポンプの駆動装置はインバータにより回転速度を制御する電動機であり、その回転速度の制御範囲は基準回転速度に対して０％〜１００％であることを特徴とするポンプ機場。21. The pump station according to claim 20 , wherein the pump drive device is an electric motor that controls the rotation speed by an inverter, and the control range of the rotation speed is 0% to 100% with respect to the reference rotation speed. Pump station to do.
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