JP5984133B2 - 渦巻きポンプ - Google Patents

Description

本発明は、渦巻きポンプに関する。

ケーシング内で回転する羽根車から送出された流体がボリュートに案内されてケーシングから吐き出される渦巻きポンプは広く使用されている。渦巻きポンプにはボリュートに案内される流体が流通する流路を仕切る仕切板が備わる場合があるが、この場合、流体の流れが仕切板で分流される部分で流れの剥離が生じると全圧損失が高くなってポンプ効率が低下することがある。このような流れの剥離には流体の流れを分流する仕切板の先端部の形状が影響している。
仕切板の先端部の形状に関する技術として、例えば、特許文献１には、回転するファン（羽根車）に形成される羽根（仕切板）の先端部をＲ形状にする遠心送風機（ポンプ）が開示されている。

特開昭５９−２０５９７号公報

しかしながら、特許文献１に開示される技術は騒音を低減することを目的とする技術である。したがって、特許文献１に開示される羽根の形状は騒音の低減には効果があるが、流れの剥離の発生を抑制して全圧損失を低減することによってポンプ効率の低下を改善するには至っていない。

そこで本発明は、全圧損失を低減できる形状の仕切板で流体の流路が仕切られる渦巻きポンプを提供することを課題とする。

前記課題を解決するため本発明は、ケーシング内で回転する羽根車から送出される流体が当該ケーシング内を流通するための流路が、前記羽根車の回転軸の軸方向に立設する仕切板で少なくとも２つの流路に仕切られ、前記羽根車から送出された前記流体の流れが前記仕切板の先端部でそれぞれの前記流路に分流され、前記先端部における前記流体の流れの方向を前記軸方向と直交する平面に投影した想像線と、前記平面で前記仕切板を切断した水平断面のキャンバーラインの前記先端部における接線の１つである所定の基準線と、がなす角度を流入角とする渦巻きポンプとする。
そして、前記水平断面のキャンバーラインの前記先端部における接線と、前記基準線と、がなす角度として定義される入口角が、前記流入角の前記軸方向の変化に応じて前記軸方向に変化し、前記入口角の前記軸方向の変化に対応して、前記流路への前記仕切板の張り出し量が前記軸方向に変化しており、前記仕切板の前記軸方向の両端部よりも前記軸方向の中心で前記入口角が大きいことを特徴とする。
また、前記流入角の前記軸方向の変化に応じて、前記流路への前記仕切板の張り出し量が前記軸方向に変化しており、前記仕切板の厚みが前記軸方向に変化して、前記仕切板の張り出し量が前記軸方向に変化していることを特徴とする。

本発明によると、全圧損失を低減できる形状の仕切板で流体の流路が仕切られる渦巻きポンプを提供できる。

渦巻きポンプの内部構造を示す、回転軸と直交する断面平面図である。 渦巻きポンプの内部構造を示す断面斜視図である。 渦巻きポンプの、回転軸に対する周方向の区分を示す断面平面図である。 渦巻きポンプに生じる全圧損失のポンプ全揚程に対する割合を周方向の区分ごとに示すグラフである。 （ａ）〜（ｃ）は基準線と入口角と流入角を説明する図である。 仕切板の軸方向（Ｚ方向）を示す図である。 流入角の軸方向での変化を示すグラフである。 （ａ）、（ｂ）は任意の軸方向位置における水平断面の形状を示す図である。 （ａ）は任意の軸方向位置における水平断面が内側流路の側に張り出す形状を示す図、（ｂ）は任意の軸方向位置における水平断面が肉厚に形成されることを示す図である。

本実施形態に係る渦巻きポンプ１は、図１、２に示すように、回転軸２ａとともに回転する羽根車２がケーシング３に組み込まれ、ケーシング３は、羽根車２から送出された流体ＦＬを案内するボリュート（渦巻き形状）４を有する。羽根車２は、回転軸２ａの軸方向から流体ＦＬ（黒矢印）を吸い込み、回転で生じる遠心力で流体ＦＬを周縁部２ｃから送出するように構成される。周縁部２ｃはケーシング３の、回転軸２ａの軸方向と直交する回転平面３Ｓ内で回転する円盤部２ｄの周縁であり、流体ＦＬは周縁部２ｃの回転平面３Ｓに沿って送出される。

また、羽根車２には複数（図１には３枚を例示）の羽根２ｂが円盤部２から軸方向に立設して形成され、回転軸２ａの軸方向から羽根車２に吸い込まれた流体ＦＬは羽根２ｂに沿って流れて周縁部２ｃから送出される。
羽根２ｂは円盤部２ｄに、周方向に等しい間隔で回転軸２ａの軸方向に立設するように形成され、流体ＦＬは羽根２ｂの間を流通して周縁部２ｃから送出される。

ボリュート４は、羽根車２の円盤部２ｄの周縁部２ｃを周回する渦巻き状に形成され、その一部には、渦巻き状に湾曲する形状の接線方向外方に向かって延伸するように吐き出し管３ａが接続される。
羽根車２の周縁部２ｃから送出された流体ＦＬは、吐き出し管３ａまでボリュート４に案内されて流通し、吐き出し管３ａから渦巻きポンプ１の外部に吐出される。

ボリュート４は、羽根車２の周縁部２ｃから送出される流体を吐き出し管３ａまで案内する流路を形成するものであり、羽根車２から送出された流体ＦＬの流れを分流する仕切板５が形成されている。仕切板５は回転軸２ａの軸方向にケーシング３から起立する壁状に形成され、羽根車２の周縁部２ｃの近傍から吐き出し管３ａまでボリュート４に沿って湾曲する。
このような形状の仕切板５によって、ケーシング３には、羽根車２側（内側）を吐き出し管３ａまで流体ＦＬが流通する内側流路４ｂと、その外側を吐き出し管３ａまで流体ＦＬが流通する外側流路４ａと、の２つの流路が仕切板５で仕切られて形成される。そして、ボリュート４は、２つの流路（外側流路４ａ、内側流路４ｂ）で流体ＦＬを吐き出し管３ａまで案内する。

図２に示すように、仕切板５は回転軸２ａの軸方向にケーシング３から立設する壁状に形成され、羽根車２から送出された流体ＦＬが吐き出し管３ａまで流通する流路を、ボリュート４の湾曲に対する外側（ケーシング３側）と内側（羽根車２側）の２つの流路（外側流路４ａ、内側流路４ｂ）に仕切る。そして、仕切板５の羽根車２側の先端部（入側端５ａ）は、羽根車２から送出された流体ＦＬの流れを外側流路４ａ側の流れと内側流路４ｂ側の流れとに分流する。羽根車２から送出された流体ＦＬは、外側流路４ａと内側流路４ｂを吐き出し管３ａまで流通する。

本実施形態においては、回転軸２ａの軸方向を「Ｚ方向」とし、流体ＦＬが吸い込まれる側を「プラス（＋）」とする。そして、本実施形態では、便宜上、仕切板５の軸方向の中心を軸方向原点「Ｚ＝０」とし、軸方向原点（Ｚ＝０）を挟んでプラス（＋）と回転軸２ａの軸方向に対極する側を「マイナス（−）」とする（図６参照）。

そして、仕切板５はプラス側の端辺（以下、上端５Ｕとする）とマイナス側の端辺（以下、根元端５Ｄとする）がケーシング３に接合する構成とする。つまり、軸方向原点（Ｚ＝０）は、上端５Ｕと根元端５Ｄの中心となる。なお、図２には、内部の構造を示すために、上端５Ｕに接合する部分を省略したケーシング３を図示し、羽根車２および羽根２ｂは簡略化して図示している。また、根元端５Ｄから上端５Ｕまでの距離を仕切板５の高さＨｔとする。ここでいう端辺（上端５Ｕ、根元端５Ｄ）は、入側端５ａと吐き出し管３ａ側の端部（出側端５ｂ）を結ぶ辺部（外側流路４ａ、内側流路４ｂに沿った方向の辺部）とする。そして、仕切板５は、上端５Ｕと根元端５Ｄがボリュート４に沿うように湾曲して形成される。

このように構成される渦巻きポンプ１では、羽根車２から送出された流体ＦＬが外側流路４ａと内側流路４ｂを流通するとき、ケーシング３や仕切板５との摩擦、流れの剥離、周方向に垂直な断面方向の二次流れの発生等によって全圧損失が発生してポンプ効率が低下する。

例えば図３に示すように、回転軸２ａを中心として羽根車２の周縁部２ｃに沿った周方向にボリュート４を８つの領域［１］〜［８］（領域［７］は吐き出し管３ａ、領域［８］は吐き出し管３ａの外方）に区分する。図４のグラフは、横軸が領域［１］〜［８］、縦軸が全圧損失（Ｌｏｓｓ）のポンプ全揚程（Ｈｅａｄ）に対する割合を示している。
図４のグラフで示すように、区分した領域［１］〜［８］ごとに異なる全圧損失（Ｌｏｓｓ）が生じ、特に領域［３］、［７］で全圧損失が高くなる。このうち、領域［３］に生じる高い全圧損失は、主に、領域［３］に設けられた入側端５ａによって生じている。

例えば、軸方向に平行な平板がボリュート４（図１参照）の湾曲に沿って湾曲する形状を仕切板５の基準の形状とすると、基準の形状の仕切板５を軸方向と直交する平面で切断した断面（以下、水平断面Ｓ２という）の形状は、図５の（ａ）に示すように、ボリュート４に沿って湾曲する曲線に挟まれた基準の形状（以下、基準断面形状という）となる。このような基準断面形状となる仕切板５の水平断面Ｓ２を基準面Ｓ１とする。すなわち、仕切板５の根元端５Ｄとケーシング３の接合面を基準面Ｓ１とする。

また、図５の（ａ）に示すように、ボリュート４に沿って湾曲する仕切板５の曲率半径方向の長さ（幅）を仕切板５の厚みＴ１としたとき、キャンバーラインＣＬは仕切板５の厚みＴ１の中心を結ぶ線とする。そして、基準面Ｓ１のキャンバーラインＣＬの入側端５ａにおける接線（一点鎖線：以下、基準線Ｌ１という）と、仕切板５の軸方向の任意の位置のキャンバーラインＣＬの入側端５ａにおける接線（二点鎖線：以下、入口角度線Ｌ２という）と、のなす角度を「入口角θｉｎ」とする。
基準線Ｌ１は、基準面Ｓ１のキャンバーラインＣＬの入側端５ａにおける接線であって基準面Ｓ１を含む平面上の直線、つまり、軸方向と直交する平面に平行な直線となる。なお、図５の（ａ）には、基準面Ｓ１を含む平面に投影した入口角度線Ｌ２も図示している。

そして、入口角θｉｎは、入口角度線Ｌ２が基準線Ｌ１に対して外側流路４ａの側に傾斜する角度を「正」、入口角度線Ｌ２が基準線Ｌ１に対して内側流路４ｂの側に傾斜する角度を「負」とする。
以上のように入口角θｉｎを定義すると、軸方向と直交する平面で仕切板５を切断した水平断面Ｓ２の形状が、根元端５Ｄから上端５Ｕまで基準面Ｓ１と同じ形状となる場合、軸方向の全ての位置で入口角θｉｎは「０」となる。

また、図５の（ｂ）、（ｃ）に黒矢印で示す、仕切板５の入側端５ａにおける流体ＦＬの流れ（入口流れＦｉｎ）を、基準面Ｓ１を含む平面に投影した想像線（図５の（ｂ）に破線で示す。以下、流入線Ｌ３という）と、基準線Ｌ１のなす角度を流体ＦＬの「流入角θＬ」とする。流入線Ｌ３は、軸方向と直交する平面上での流体ＦＬの流れの方向を示す直線である。
流入角θＬは、流体ＦＬが基準線Ｌ１に対して外側流路４ａの側を向く角度を「正」、流体ＦＬが基準線Ｌ１に対して内側流路４ｂの側を向く角度を「負」とする。つまり、流入角θＬが「正」のとき流体ＦＬは仕切板５の入側端５ａから外側流路４ａに向かって流れ、流入角θＬが「負」のとき流体ＦＬは仕切板５の入側端５ａから内側流路４ｂに向かって流れる。
なお、図５の（ｂ）、（ｃ）には、基準面Ｓ１を含む平面に投影した入口角度線Ｌ２と流入線Ｌ３も図示している。

例えば、図５の（ｂ）に示すように、入口角θｉｎと流入角θＬが等しい場合、外側流路４ａで流れの剥離が発生せず、仕切板５の入側端５ａで生じる全圧損失は小さい。一方、図５の（ｃ）に示すように、入口角θｉｎと流入角θＬが異なる場合（例えば、流入角θＬが入口角θｉｎより大きい場合）、外側流路４ａに流入した流体ＦＬに流れの剥離が発生して高い全圧損失が生じる。すなわち、図４に示すグラフに現われている領域［３］の高い全圧損失は、外側流路４ａで発生する流れの剥離によるものである。

また、図７に示すように、流体ＦＬの流入角θＬは仕切板５の軸方向（Ｚ方向）の位置で異なる。これは、入側端５ａ（図２参照）の近傍で流体ＦＬに発生する二次流れの影響による。なお、図７は、図６に示すように仕切板５の軸方向（Ｚ方向）の中心を軸方向原点（Ｚ＝０）とした場合の、基準の形状の仕切板５で計測される流体ＦＬの流入角θＬの軸方向の分布を示している。

図７に示すように、基準の形状の仕切板５の入側端５ａに対する流体ＦＬの流入角θＬは、仕切板５の中心、すなわち、軸方向原点（Ｚ＝０）付近で「正」となり、軸方向の端部である上端５Ｕの側（Ｚ＞０）および根元端５Ｄの側（Ｚ＜０）に向かって「負」となるように変化することがある。つまり、仕切板５の軸方向の端部よりも軸方向原点（Ｚ＝０）で大きくなるように流入角θＬが変化する。これは、ボリュート４（図１参照）の軸方向両側の壁との粘性による効果と考えられる。
このように、流体ＦＬの入口角θｉｎは、回転軸２ａ（図２参照）の軸方向に沿って変化する。

流入角θＬが図７に示すように軸方向に変化する場合、流体ＦＬは、軸方向原点（Ｚ＝０）付近で外側流路４ａの側を向いて流れ（入口角θｉｎが「正」）、軸方向原点よりプラス側および軸方向原点よりマイナス側に向かって流入角θＬが小さくなり、上端５Ｕおよび根元端５Ｄで流体ＦＬは内側流路４ｂの側を向いて流れる（入口角θｉｎが「負」）。

したがって、上端５Ｕから根元端５Ｄまで、入口角θｉｎが軸方向で一定の値となるように仕切板５を構成すると、入口角θｉｎと流入角θＬが一致しない位置がある。
例えば、上端５Ｕから根元端５Ｄまで、入口角θｉｎが「０」になるように仕切板５の形状を決定すると、流入角θＬが「０」より大きくなる位置では入口角θｉｎと流入角θＬが一致しない。そして、入口角θｉｎと流入角θＬが一致しない位置では外側流路４ａにおける入側端５ａの近傍で流れの剥離が発生し、全圧損失が高くなってポンプ効率が低下する。

そこで、本実施形態に係る渦巻きポンプ１の仕切板５（図１参照）は、入口角θｉｎが、入側端５ａにおける流入角θＬの軸方向（回転軸２ａの軸方向）の変化に応じて、軸方向に変化するような形状とする。

図８の（ａ）に示すように、仕切板５における軸方向の任意の位置（例えば、「Ｚ＝ｎ」の位置）での流体ＦＬの流入角θＬが「θｎ」のとき、仕切板５は、「Ｚ＝ｎ」となる軸方向位置での入口角θｉｎが「θｎ」となる形状とする。
具体的に、「Ｚ＝ｎ」の軸方向位置における水平断面Ｓ２のキャンバーラインＣＬの入側端５ａにおける接線を基準面Ｓ１を含む平面に投影した入口角度線Ｌ２と、基準線Ｌ１が「θｎ」の角度で交差するように、「Ｚ＝ｎ」の軸方向位置の水平断面Ｓ２が形成される仕切板５とする。

例えば、図８の（ｂ）に示すように、「Ｚ＝ｎ」となる軸方向位置の水平断面Ｓ２（実線）が、基準面Ｓ１（破線）よりも外側流路４ａの側に張り出す形状の仕切板５とすれば、「Ｚ＝ｎ」の軸方向位置での水平断面Ｓ２と基準面Ｓ１とで入側端５ａにおけるキャンバーラインＣＬの接線の向きを変えることができ、「Ｚ＝ｎ」の軸方向位置の入口角θｉｎを、その位置での流体ＦＬの流入角θＬ（＝θｎ）と一致させることができる。
さらに、外側流路４ａの側への張り出し量が軸方向に変化する仕切板５の形状とすれば、仕切板５の入側端５ａにおける入口角θｉｎを軸方向に変化させることができる。
ここでいう「張り出し量」は、仕切板５の水平断面Ｓ２が基準面Ｓ１よりも外側流路４ａ側に飛び出すように湾曲しているときの飛び出した量（長さ）を示す。

そして、仕切板５の形状を、外側流路４ａの側への張り出し量が軸方向に変化する形状とし、根元端５Ｄ側から上端５Ｕ側まで流体ＦＬの流入角θＬと入口角θｉｎが一致する形状とすることによって、仕切板５の軸方向の全域に亘って入口角θｉｎと流体ＦＬの流入角θＬを一致させることができる。
なお、例えば、図８の（ｂ）から、外側流路４ａ側への張り出し量が多くなるほど入口角θｉｎが大きくなることがわかる。

例えば、図７に示すように、仕切板５（図６参照）の軸方向の端部（上端５Ｕ，根元端５Ｄ）よりも軸方向原点（Ｚ＝０）で大きくなるように流入角θＬが変化する場合、軸方向の端部よりも軸方向原点で入口角θｉｎが大きくなるような形状の仕切板５とすればよい。
そしてこのような形状の仕切板５とすることによって、外側流路４ａでの流れの剥離の発生を抑制でき、流れの剥離による高い全圧損失の発生を抑えることができてポンプ効率の低下を軽減できる。

なお、本実施形態においては、図７のグラフに示すように流入角θＬが「負」となる範囲は狭いため流入角θＬが「負」となる軸方向位置では、入口角θｉｎが「０」となるように仕切板５の形状を決定する。この構成によって仕切板５を単純な形状とすることができ、例えば、仕切板５（ケーシング３）の生産コストを下げることができる。

具体的に、根元端５Ｄとケーシング３（回転平面３Ｓ）の接合面が基準面Ｓ１となるような仕切板５の形成とする。さらに、入側端５ａにおける流入角θＬが「０」になる軸方向位置まで仕切板５は同じ形状（張り出し量が「０」）とし、流入角θＬが「０」より大きくなる軸方向位置では、入口角θｉｎと流入角θＬが一致するように仕切板５の形状（外側流路４ａ側への張り出し量）を決定する。
このように、流入角θＬが「０」より大きな軸方向位置で、流入角θＬの軸方向の変化に対応するように外側流路４ａ側への張り出し量が変化する仕切板５の形状とする。

流入角θＬが「負」となる軸方向位置で入口角θｉｎを流入角θＬと一致させる場合、図９の（ａ）に示すように、基準となる形状における仕切板５での基準面Ｓ１の形状（破線）に対し、流入角θＬに応じて、任意の軸方向位置における水平断面Ｓ２が実線で示すように内側流路４ｂの側に張り出す形状とすればよい。
入口角度線Ｌ２が基準線Ｌ１に対して内側流路４ｂの側に傾斜し、仕切板５が内側流路４ｂの側に張り出して入口角θｉｎが「負」となる。そして、「負」となる流入角θＬと入口角θｉｎを一致させることができる。
また、この場合は、流入角θＬが「０」となる軸方向位置での仕切板５の水平断面Ｓ２を基準面Ｓ１とすればよい。

また、本実施形態においては、図８の（ａ）、（ｂ）に示すように、厚みＴ１（図５の（ａ）参照）が軸方向で一定となるように仕切板５を形成した。しかしながらこの構成に限定されるものではない。例えば、図９の（ｂ）に示すように、任意の軸方向位置における入側端５ａの近傍の水平断面Ｓ２の形状が、外側流路４ａの側に膨出するように肉厚となる形状の仕切板５としてもよい。キャンバーラインＣＬは仕切板５の厚みＴ１の中心を結ぶ線であることから、任意の軸方向位置における水平断面Ｓ２の形状が基準面Ｓ１の形状と異なる場合、その軸方向位置のキャンバーラインＣＬの形状も基準面Ｓ１のキャンバーラインＣＬの形状と異なる。

例えば、図９の（ｂ）に示すように、任意の軸方向位置における仕切板５の厚みＴ１が、外側流路４ａの側に膨出するように肉厚に形成される場合、その軸方向位置の水平断面Ｓ２のキャンバーラインＣＬは、基準面Ｓ１のキャンバーラインＣＬよりも外側流路４ａの側に張り出る形状となり、入側端５ａでのキャンバーラインＣＬの接線の方向が、軸方向の任意の位置における水平断面Ｓ２と、基準面Ｓ１と、で異なる。
したがって、図９の（ｂ）に示すように仕切板５の厚みＴ１を変えることによって入口角θｉｎを様々に変更することができる。換言すると、仕切板５の厚みＴ１を調節することによって入口角θｉｎを調節することができ、入口角θｉｎを流体ＦＬの流入角θＬと一致させることができる。

この場合も、軸方向の任意の位置における水平断面Ｓ２における仕切板５の厚みＴ１が基準面Ｓ１における厚みＴ１よりも肉厚になって外側流路４ａの側に張り出すことから、張り出し量が軸方向に変化する仕切板５になる。

例えば、入側端５ａ近傍における流体ＦＬの流入角θＬの軸方向の変化に応じて、仕切板５の厚みＴ１を軸方向に変化させることによって、任意の軸方向位置における入口角θｉｎを流体ＦＬの流入角θＬと一致させることができる。
そして、外側流路４ａでの流れの剥離の発生を抑制でき、流れの剥離による高い全圧損失の発生を抑えることができてポンプ効率の低下を軽減できる。

なお、本実施形態においては、図１に示すように、１つの仕切板５が備わる渦巻きポンプ１としたが、例えば、２つ以上の仕切板５が備わる渦巻きポンプ１に本発明を適用することも可能である。この場合は、それぞれの仕切板５における入口角θｉｎが、それぞれの入側端５ａにおける流入角θＬと等しくなるように、各仕切板５の形状が決定されることが好適である。

１ 渦巻きポンプ
２ 羽根車
２ａ 回転軸
２ｂ 羽根
２ｃ 周縁部
２ｄ 円盤部
３ ケーシング
４ ボリュート
４ａ 外側流路（流路）
４ｂ 内側流路（流路）
５ 仕切板
５ａ 入側端（先端部）
５Ｄ 根元端（軸方向の端部）
５Ｕ 上端（軸方向の端部）
ＣＬ キャンバーライン
ＦＬ 流体
Ｌ１ 基準線
Ｌ２ 入口角度線
Ｌ３ 流入線
Ｓ１ 基準面
Ｓ２ 水平断面
Ｔ１ 厚み
θｉｎ 入口角
θＬ 流入角

Claims (4)

1. ケーシング内で回転する羽根車から送出される流体が当該ケーシング内を流通するための流路が、前記羽根車の回転軸の軸方向に立設する仕切板で少なくとも２つの流路に仕切られ、前記羽根車から送出された前記流体の流れが前記仕切板の先端部でそれぞれの前記流路に分流され、
   前記先端部における前記流体の流れの方向を前記軸方向と直交する平面に投影した想像線と、
   前記平面で前記仕切板を切断した水平断面のキャンバーラインの前記先端部における接線の１つである所定の基準線と、がなす角度を流入角とする渦巻きポンプであって、
   前記水平断面のキャンバーラインの前記先端部における接線と、前記基準線と、がなす角度として定義される入口角が、前記流入角の前記軸方向の変化に応じて前記軸方向に変化し、
   前記入口角の前記軸方向の変化に対応して、前記流路への前記仕切板の張り出し量が前記軸方向に変化しており、
   前記仕切板の前記軸方向の両端部よりも前記軸方向の中心で前記入口角が大きいことを特徴とする渦巻きポンプ。
2. ケーシング内で回転する羽根車から送出される流体が当該ケーシング内を流通するための流路が、前記羽根車の回転軸の軸方向に立設する仕切板で少なくとも２つの流路に仕切られ、前記羽根車から送出された前記流体の流れが前記仕切板の先端部でそれぞれの前記流路に分流され、
   前記先端部における前記流体の流れの方向を前記軸方向と直交する平面に投影した想像線と、
   前記平面で前記仕切板を切断した水平断面のキャンバーラインの前記先端部における接線の１つである所定の基準線と、がなす角度を流入角とする渦巻きポンプであって、
   前記流入角の前記軸方向の変化に応じて、前記流路への前記仕切板の張り出し量が前記軸方向に変化しており、
   前記仕切板の厚みが前記軸方向に変化して、前記仕切板の張り出し量が前記軸方向に変化していることを特徴とする渦巻きポンプ。
3. 前記水平断面のキャンバーラインの前記先端部における接線と、前記基準線と、がなす角度として定義される入口角が、前記流入角の前記軸方向の変化に応じて前記軸方向に変化し、
   前記入口角の前記軸方向の変化に対応して、前記流路への前記仕切板の張り出し量が前記軸方向に変化していることを特徴とする請求項２に記載の渦巻きポンプ。
4. 前記仕切板の前記軸方向の端部よりも前記軸方向の中心で前記入口角が大きいことを特徴とする請求項３に記載の渦巻きポンプ。

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