JP4985333B2

JP4985333B2 - ポンプ流体機械

Info

Publication number: JP4985333B2
Application number: JP2007291434A
Authority: JP
Inventors: 克年小林; 定司田中; 優治永井
Original assignee: Hitachi Plant Technologies Ltd
Current assignee: Hitachi Plant Technologies Ltd
Priority date: 2007-11-09
Filing date: 2007-11-09
Publication date: 2012-07-25
Anticipated expiration: 2027-11-09
Also published as: JP2009115047A

Description

本発明は、ポンプ流体機械に関するものである。

ポンプのインペラに作用する流体力、特に軸方向流体力である軸スラストは設計時、軸受けの大きさやインペラの強度を決定する上で重要なパラメータとなる。

軸スラストが大きい場合、軸受けを大きくしなければならないためポンプの材料費が増大するという問題がある。またインペラの強度を確保するために肉厚を厚くしなければならないため、同様にポンプの製造コスト増大に繋がることになる。

特開２００６−３０７８５９号公報に記載の遠心ポンプのバランスホール設置方法が開示された特許文献１では、ハブ表側のハブ面上にバランスホール開口部７が形成されている。このバランスホール開口部７はハブ裏側のハブ面上のバランスホール開口部よりも内径側に設置され、更にバランスホールの貫通方向を羽根の回転方向と同じにすると言及している。

しかしこの特許文献１に記載された方法によると、ハブ表側のハブ面上に形成されるバランスホールの開口部がハブ面の圧力が高い領域に位置した場合、軸スラストが十分に低減できない可能性がある。またこの特許文献１はハブ裏側の領域の圧力がポンプの大流量域運転時において低下する現象を防ぐためのものであるから、ハブ裏側の領域の圧力を低くするものではない。

従って、軸受けサイズの更なる小型化及びインペラ構造の更なる薄肉化によって、ポンプの製造コストを低減するために、ポンプのスラストを最大限まで低減するバランスホールの開発が必要となっている。

またポンプ大流量域運転時において、バランスホール開口部からの漏れ流れによるキャビテーション性能の劣化を防ぎ、更にバランスホールを設置することによって漏れ損失が増加してポンプ効率が低下することを防ぐバランスホールの開発が必要となっている。

特開２００６−３０７８５９号公報

上記特許文献１は、ポンプ大流量域運転時におけるバランスホール開口部からの漏れ流れによるキャビテーション性能の劣化を防ぎ、更にバランスホールを設置することによって漏れ損失が増加してポンプ効率が低下することを防ぐことについては配慮されていなかった。

本発明の目的は、ポンプのスラスト低減とキャビテーション性能の向上を図ることによりポンプ効率の向上を図ったポンプ流体機械を提供することにある。

上記目的は、羽根がポンプの回転軸方向に複数個組み合わされたポンプ流体機械において、前記羽根の１ピッチ間であって、前記ハブの表側面でのバランスホール開口部の中心位置と前記羽根の圧力面との交線である圧力曲線との距離と、前記バランスホール開口部の中心位置と前記圧力曲線上の前縁点と回転軸中心を結ぶ直線との距離とのうち、短い方の距離を第１の距離とし、前記バランスホール開口部の中心位置と前記羽根の負圧面との交線である負圧曲線との距離と、前記バランスホール開口部の中心位置と前記負圧曲線上の前縁点と回転軸中心を結ぶ直線との距離とのうち、短い方の距離を第２の距離としたとき、前記第１の距離より前記第２の距離の方が短くなるように前記バランスホールを設置し、かつ複数段ある羽根のうちの一部の段に前記バランスホールの加工を省略することにより達成される。

また上記目的は、前記ハブ内部をハブ裏側面上の前記バランスホール開口部から、前記ハブ表側面上の前記バランスホール開口部にかけてバランスホールが貫通する方向を、前記ハブ裏側の領域から前記ハブ裏側面上の前記バランスホール開口部に流れ込む液体が持つ速度方向に合わせたことにより達成される。

本発明によれば、ポンプのスラスト低減とキャビテーション性能の向上を図ることによりポンプ効率の向上を図ったポンプ流体機械を提供できる。

まず一般的な流体機械の構造を図２，図３で説明する。
図２は一般的な流体機械の部分断面図である。
図３は羽根が存在するハブ表面の正面図である。
図２に示すような羽根１を有するポンプには、ボス５を取り囲むようにハブ２の表面に複数個のバランスホール６が設けられている。このバランスホール６はハブ表側３からハブ裏側４に貫通して形成されている。７はハブ２のハブ表側３に形成されたバランスホール６の開口部である。８はハブ２のハブ裏側４に形成されたバランスホール６の開口部である。

羽根１が存在するハブ表側３の吸込領域９と羽根１が存在しないハブ裏側４の領域１０は僅かではあるが隙間（図示せず）によって連通しているため、ハブ裏側の領域の圧力Ｐ_bがハブ表側の吸込領域の低い圧力Ｐ_Sに近い値まで低下する。このため、図２の矢印で示す軸方向スラストが低減されてインパラ全体に作用するスラストが低減されていた。１１は吸込み側の方向を示す。

しかし本発明の発明者らが実施したポンプ内部流れの三次元流体解析結果によれば、図３に示す羽根が存在するハブ表側のハブ面上の圧力は、回転する羽根の圧力面がハブ面と接する圧力曲線１２から回転する羽根の負圧面が接する負圧曲線１３に向かって低くなっていることがわかった。

よってハブ面の圧力が高い領域となるハブ表側３にバランスホール６の開口部７があると、ハブ裏側４の領域の圧力Ｐ_bが低くならないため、軸スラストを十分に低減することができないという問題が発生することが分かった。

またポンプ大流量域運転時においては羽根の圧力面において圧力が低くなるため、ハブ表側の面のバランスホール開口部７から漏れる圧力の低い液体が羽根の圧力面に形成される低圧力領域と干渉してポンプのキャビテーション性能が悪くなるという問題が発生する。

また羽根が回転軸方向に複数段ある多段ポンプにおいて、各段の羽根のハブ面に軸スラストを低減するためにバランスホールを開けることによって、バランスホール開口部７からの漏れ流れが増加しポンプ効率が低下してしまうことになる。

そこで、本発明の発明者らはバラスホールの開口部を低圧側に位置させることを種々検討した結果、以下のような実施例および参考例を得た。

以下、本発明の実施例および参考例を図に従って説明する。

〔参考例１〕
図３は上述のようにポンプのインペラを吸込み側から見た正面図である。
図３に示すように、羽根１はインペラ回転方向の矢印のように反時計方向に回転するため、曲線１２は羽根１の圧力面がハブ表側３の面と交わる圧力曲線となる。曲線１３は羽根の負圧面がハブ表側の面と交わる負圧曲線となる。羽根１の圧力面は圧力が高く、負圧面は圧力が低くなっている。

したがって、図３に示すようにどの半径方向位置においてもハブ面での圧力分布は矢印１４で示すように負圧曲線１３から圧力曲線１２に向かって周方向に圧力が高くなる分布となる。よってバラスホールの開口部をハブ面の圧力が低くなっている領域に設置することにより、図２に示すハブ背面の圧力Ｐ_bが小さくなって軸スラストを低減することができる。

図１は本発明の一参考例を備えたポンプインペラの正面図である。
図１において、Ｂ_PREは羽根の圧力面前縁のハブ面での位置、Ｂ_SUCは羽根の負圧面前縁のハブ面での位置を表す。１５は回転軸中心とＢ_PREを結ぶ直線及び圧力曲線１２を表しており、１６は回転軸中心とＢ_SUCを結ぶ直線及び負圧曲線１３を表している。ｒはバランスホール開口部中心の半径である。半径ｒの円と直線及び曲線１５、直線及び曲線１６の交点がそれぞれＰ_PRE，Ｐ_SUCである。θ_PREはバランスホール開口部中心のＰ_PREからの角度、θ_SUCはバランスホール開口部中心のＰ_SUCからの角度を表している。

θ_PREに対してθ_SUCを小さくする、即ちバランスホール開口部７の中心を直線及び曲線１５に対して直線及び曲線１６に近づけることによって、バランスホール開口部７がハブ面での圧力が低い領域に位置するためハブ背面での圧力が低くなり軸スラストが低減される。また図３の矢印１４で説明したようにどの半径位置に対してもハブ面の圧力は負圧曲線１３から圧力曲線１２に向かって高くなるため、バランスホール開口部７の中心がどの半径位置にあってもθ_SUCをθ_PREよりも小さくすることにより軸スラストを低減すること
ができる。

本例の軸スラスト低減に対する効果を三次元流体解析により検証した結果について説明する。
図４はポンプのインパラを吸込み側から見た図である。
図４において、ｒ_LEは回転軸中心とＢ_SUCの距離、θ_Bは羽根１ピッチ間の角度である。θはバランスホール開口部中心のＰ_SUCからの角度である。バランスホール開口部中心の半径ｒをｒ＝０.９９ｒ_LEとし、θ＝０.２６θ_B，０.３６θ_B，０.４６θ_B，０.５６θ_B，０.６７θ_B，０.７９θ_B、とした条件において三次元流体解析を行い、インペラに作用する軸スラストを予測した。図５がその予測した結果であり、バランスホール開口部中心を直線及び曲線１６に近づけることにより軸スラストが低減できるのがわかる。

図６はポンプのインペラを吸込み側から見た図でありバランスホール開口部から漏れてくる流れを模式的に示している。
図６において、ポンプ大流量域運転時においては羽根圧力面の前縁付近において、流れの剥離による圧力の低い領域が発生し、この領域でキャビテーションが発生するという問題がある。また図６に示すようにバランスホール開口部から漏れる液体は圧力が低いため、この液体が羽根圧力面と干渉してポンプ大流量域運転時のキャビテーション発生を促進する場合がある。本例はバランスホール開口部を圧力面から遠ざけるものであり、よって軸スラストを低減しつつ更にポンプ大流量域運転時のキャビテーションの問題を改善するという効果が得られる。

ポンプ大流量域運転での問題としてキャビテーションの発生以外に、バランスホールを設置することによって軸スラストが低くなりすぎて、軸スラストが吸込み側に対して反対方向に作用するという問題がある。

ポンプ大流量域運転では羽根の圧力面で圧力が低くなるため、図３に示す圧力分布に対して逆の現象がおこり負圧曲線１３において圧力が高くなる。よって本例のようにバランスホールの開口部を直線及び曲線１６に近づけることより、低流量域での大きな軸スラストを低減しつつ、更に大流量域での軸スラストを高くすることができる。

図７は図４に示すバランスホール開口部の条件θ＝０.２６θ_B，０.５６θ_Bにおいて軸スラストの流量に対する特性を三次元流体解析により予測した結果である。１００％はポンプの仕様点流量でありポンプ効率が一番高い状態の流量である。バランスホールを直線及び曲線１６に近づけることにより、低流量域において高くなる軸スラストを低減し、大流量域において低くなる軸スラストを高くすることができることがわかる。

〔参考例２〕
図８はバランスホール開口部中心の直線及び曲線１６からの角度と軸スラストの関係を示す。
参考例１で記載のようにバランスホール開口部中心を直線及び曲線１６に近づけるほど軸スラストが下がる様子を表している。ここでポンプの仕様点流量付近においては、角度θと軸スラスト分布を示す直線１７及び軸スラスト分布を示す破線１８で示されるようにほぼ線形の関係となっている。軸スラストが最大となる低流量域運転においては羽根の前縁において大きな剥離が発生する。

図９はインペラを吸込み側から見た図である。低流量域では直線及び曲線１６の近傍である斜線で示したハブ面上の低圧力領域２０で示されるような領域において特に圧力の低い領域が発生する。よって低流量域での角度θと軸スラストの関係は図９の直線１７，直線１９のようになる。即ちθ＝０〜０.３６θ_Bにおいては急激に軸スラストが減少する。よって低流量域での軸スラスト低減効果をより良くするためにバランスホール開口部中心の直線及び曲線１６からの角度をθ＝０〜０.３６θ_Bとする。

図１０に本発明の実施例を示す。
図１０は羽根１が回転軸方向に複数組み込まれた多段ポンプを表している。このようなポンプにおいても軸スラストを低減するためにバランスホールを設置する。しかしバランスホールを設置すると漏れ流れ損失が増大してポンプ効率が低下するという問題が発生する。参考例１に記載の方法を用いてバランスホールを加工することにより、バランスホールによる軸スラスト低減効果が大きいため、図１０に示すバランスホールの加工をある段においては省略することができる。図１０は羽根１ａが存在する段のバランスホールの加工を省略した例である。このような方法により多段ポンプの軸スラストを低減しつつ更にポンプ効率の上昇を得ることができる。

〔参考例３〕
図１１に本発明の参考例を示す。
本例の特徴はハブ裏面上のバランスホール開口部８らハブ表側のハブ面上のバランスホール開口部７にかけて、バランスホールの断面積が縮小するように形成されていることである。バランスホールをこのように形成することにより、図１１に示すようにハブ裏側の領域１０からハブ裏側のハブ面上のバランスホール開口部８へと液体が流れ込むときにバランスホール開口部８での圧力損失が小さくなるため、ハブ裏側での圧力Ｐ_bが低くなって軸スラストを低減することができる。図１１に示すバランスホールではバランスホールの断面積が円錐形状で縮小されている。断面積を縮小させるためのバランスホールの形状については任意とする。

図１２に本発明の実施例を示す。
ハブ裏側の領域１０からハブ裏側のハブ面上のバランスホール開口部８に流れ込む液体は、図１３に示す半径方向速度２１と軸方向速度２２の速度成分の他にインペラが回転していることによって周方向の速度成分を持つ。

図１４は図１３に示す矢印２３の方向からハブ裏側のハブ面上を見た図である。矢印２４に示すようにハブ裏側のハブ面上のバランスホール開口部に流れ込む液体はインペラの回転方向と同じ円周方向に速度成分を持つ。よって図１２に示すハブ内部をバランスホールが貫通する方向をバランスホール開口部８に流れ込む液体の方向と合わせることによりバランスホール開口部８での圧力損失が小さくなるためハブ裏側での圧力Ｐ_bが低くなり軸スラストを低減することができる。

本発明で提案するバランスホールの形成方法について参考例１〜３および実施例１〜２で説明したがこれらの方法をそれぞれ組み合わせてバランスホールを形成することも可能であり、それを備えたポンプも本発明の範囲内とする。

以上のごとく、本発明によればハブ裏側の領域の圧力を低くすることができるため軸スラストを低減することができる。またバランスホールの開口部を羽根の圧力面から遠ざけることによって軸スラストを低減しつつ更にポンプ大流量域運転時のキャビテーション性能の劣化を防ぐことが出来る。また多段の遠心ポンプにおいて本発明の方法でバランスホールを形成することにより、一部の段でバランスホールの加工を省略することができるため、漏れ損失が小さくなってポンプ効率を向上させることができる。

本発明の一参考例を備えたポンプのハブ表側面を示す正面図である。一般的なポンプの部分断面図である。一般的なポンプのハブ表側面を示した正面図である。本発明の一参考例を備えたポンプのバランスホール開口部中心位置を示す正面図である。本発明の一参考例によりインペラに作用する軸スラストを予測した結果を表すグラフ図である。バランスホール開口部から漏れ流れ表したハブ表側面を示す正面図である。軸スラストの流量特性を三次元流体解析で予測した結果を表すグラフ図である。バランスホール開口部中心位置と軸スラストの関係を表したグラフ図である。第２の参考例を備えたハブ表側面を示す正面である。第１の実施例を備えた多段ポンプの概略展開図である。第３の参考例を示した断面図である。第２の実施例を備えたハブ表側面を示す正面である。第２の実施例を備えたポンプの部分断面図である。図１３を矢印方向から見た図である。

１羽根
２ハブ
３ハブ表側
４ハブ裏側
５ボス
６バランスホール
７ハブ表側面上のバランスホール開口部
８ハブ裏側面上のバランスホール開口部
９吸い込み領域
１０ハブ裏側の領域
１１吸い込み側の方向
１２圧力曲線
１３負圧曲線
１４，２３，２４矢印
１５回転軸中心と羽根圧力面側の前縁のハブ面上での位置を結ぶ直線及び羽根圧力面の位置を示す曲線
１６回転軸中心と羽根負圧面側の前縁のハブ面上での位置を結ぶ直線及び羽根負圧面の位置を示す曲線
１７，１９軸スラスト分布を示す直線
１８軸スラスト分布を示す破線
２０ハブ面上の低圧力領域
２１半径方向速度
２２軸方向速度

Claims

羽根がポンプの回転軸方向に複数個組み合わされたポンプ流体機械において、
前記羽根の１ピッチ間であって、
前記ハブの表側面でのバランスホール開口部の中心位置と前記羽根の圧力面との交線である圧力曲線との距離と、前記バランスホール開口部の中心位置と前記圧力曲線上の前縁点と回転軸中心を結ぶ直線との距離とのうち、短い方の距離を第１の距離とし、
前記バランスホール開口部の中心位置と前記羽根の負圧面との交線である負圧曲線との距離と、前記バランスホール開口部の中心位置と前記負圧曲線上の前縁点と回転軸中心を結ぶ直線との距離とのうち、短い方の距離を第２の距離としたとき、
前記第１の距離より前記第２の距離の方が短くなるように前記バランスホールを設置し、かつ複数段ある羽根のうちの一部の段に前記バランスホールの加工を省略することを特徴とするポンプ流体機械。
請求項１記載のポンプ流体機械において、
前記ハブ内部をハブ裏側面上の前記バランスホール開口部から、前記ハブ表側面上の前記バランスホール開口部にかけてバランスホールが貫通する方向を、前記ハブ裏側の領域から前記ハブ裏側面上の前記バランスホール開口部に流れ込む液体が持つ速度方向に合わせたことを特徴とするポンプ流体機械。