JP6917704B2

JP6917704B2 - Multi-stage pump

Info

Publication number: JP6917704B2
Application number: JP2016237899A
Authority: JP
Inventors: 銀春曹; 浩忠長野; 孝行白澤; 一馬舩原; 伸昭内海
Original assignee: Sanso Electric Co Ltd
Current assignee: Sanso Electric Co Ltd
Priority date: 2016-12-07
Filing date: 2016-12-07
Publication date: 2021-08-11
Anticipated expiration: 2036-12-07
Also published as: JP2018091317A

Description

本発明は、多段ポンプに関する。 The present invention relates to a multi-stage pump.

深井戸の揚水用ポンプとして、従来から、軸回転する主軸に回転一体に設けられ、回転により中心側から液体を吸い込んで遠心側に吐出するインペラを設けた多段遠心ポンプが用いられている（例えば、特許文献１参照）。 As a pump for pumping water from a deep well, a multi-stage centrifugal pump has been conventionally used, which is provided integrally with a spindle that rotates on a shaft and has an impeller that sucks liquid from the center side by rotation and discharges it to the centrifugal side (for example). , Patent Document 1).

多段遠心ポンプは、モータに連結された主軸を回転させることで、主軸に回転一体に設けられたインペラのインペラ羽根を回転させ、インペラ羽根の回転によりケーシング内に流入する流体に遠心力を生じさせてエネルギーを与え、遠心力を有する流体を低所から高所に揚水させるものである。 The multi-stage centrifugal pump rotates the main shaft connected to the motor to rotate the impeller blades of the impeller provided integrally with the main shaft, and the rotation of the impeller blades causes centrifugal force to be generated in the fluid flowing into the casing. It gives energy and pumps a fluid with centrifugal force from a low place to a high place.

特開平０３−２２９９９０号公報Japanese Unexamined Patent Publication No. 03-229990

ところで、現在、遠心側から中心側への液体の流れを整流することが望まれ、インペラと、整流を行うために案内羽根部とを設けた多段遠心ポンプが周知である。 By the way, at present, it is desired to rectify the flow of liquid from the centrifugal side to the central side, and a multi-stage centrifugal pump provided with an impeller and a guide blade portion for rectifying is well known.

案内羽根部は、主軸の軸方向に沿ってインペラに隣接して配され、インペラ（の壁部）の直径と、案内羽根（の壁部）の直径とが同じ長さに設定されている。 The guide blades are arranged adjacent to the impeller along the axial direction of the main shaft, and the diameter of the impeller (wall portion) and the diameter of the guide blade (wall portion) are set to the same length.

多段遠心ポンプのポンプ効率に関して、インペラ（の壁部）の直径と、案内羽根（の壁部）の直径とが同じ長さに設定された多段遠心ポンプでは、遠心力を有する流体の流力損失（水力損失）が大きい。 Regarding the pump efficiency of the multi-stage centrifugal pump, in the multi-stage centrifugal pump in which the diameter of the impeller (wall part) and the diameter of the guide blade (wall part) are set to the same length, the flow force loss of the fluid having centrifugal force is lost. (Hydropower loss) is large.

そこで、本発明では、インペラと案内羽根を備える多段ポンプにおいて、流体の流力損失を抑制し、ポンプ効率を向上させた多段ポンプを提供することを目的とする。 Therefore, an object of the present invention is to provide a multi-stage pump provided with an impeller and a guide vane, which suppresses fluid flow force loss and improves pump efficiency.

上記課題を解決するために、本発明にかかる多段ポンプは、軸回転する主軸と、前記主軸に回転一体に設けられ、回転により中心側から流体を吸い込んで遠心側に吐出するインペラと、遠心側から中心側への流体の流れを整流する案内羽根部と、前記主軸および前記インペラを内部に回転自在に収容するとともに、前記案内羽根部を内部に固設したケーシング部と、が設けられ、前記ケーシング部内に、前記主軸の軸方向であって流体の流動方向に沿って、前記インペラ、前記案内羽根部が順に配され、前記インペラと前記案内羽根部とを対とするポンプ段が、複数個、前記ケーシング部内に、前記主軸の軸方向に沿って配され、前記インペラには、その中央に前記主軸を挿設する第１貫通孔が形成され、複数枚のインペラ羽根が配備されるとともに、複数枚の前記インペラ羽根の側面に接し、前記第１貫通孔に挿設した前記主軸を中心とした円板状のインペラ側壁部が備えられ、前記案内羽根部には、その中央に前記主軸を挿設する第２貫通孔が形成され、複数枚の案内羽根が配備されるとともに、複数枚の前記案内羽根の側面に接し、前記第２貫通孔に挿設した前記主軸を中心とした円板状の案内羽根側壁部が備えられ、前記インペラ側壁部の径が、前記案内羽根側壁部の径より小さく、前記インペラと前記案内羽根部との間には、流体の流路として構成される旋回空間のみが存在し、前記旋回空間は、前記インペラ側壁部の遠心側の外方と、前記案内羽根側壁部の遠心側の外方に、それぞれ形成された空間であり、前記主軸の軸線に対して直交する平面で切断して得られる、前記インペラ側壁部の遠心側外方の前記旋回空間の断面積が、前記インペラの流入口の断面積に比べて、２３０％以上２７５％以下であることを特徴とする。 In order to solve the above problems, the multi-stage pump according to the present invention includes an impeller that is integrally provided with a spindle that rotates on a shaft, and that rotates to suck fluid from the center side and discharge it to the centrifuge side. A guide blade portion that rectifies the flow of fluid from the center side to the center side, and a casing portion that rotatably accommodates the main shaft and the impeller and fixed the guide blade portion inside are provided. In the casing portion, the impeller and the guide blade portion are sequentially arranged along the axial direction of the main shaft and along the flow direction of the fluid, and a plurality of pump stages in which the impeller and the guide blade portion are paired are provided. , A first through hole for inserting the main shaft is formed in the center of the impeller, which is arranged along the axial direction of the main shaft in the casing portion, and a plurality of impeller blades are provided. A disk-shaped impeller side wall portion centered on the main shaft inserted in the first through hole, which is in contact with the side surface of a plurality of the impeller blades, is provided, and the guide blade portion has the main shaft in the center thereof. A second through hole to be inserted is formed, a plurality of guide blades are deployed, and a disk centered on the main shaft inserted into the second through hole in contact with the side surfaces of the plurality of guide blades. A swirl having a shape-like guide blade side wall portion, the diameter of the impeller side wall portion being smaller than the diameter of the guide blade side wall portion, and being formed as a flow path of fluid between the impeller and the guide blade portion. Only a space exists, and the swirling space is a space formed on the outer side of the side wall of the impeller on the centrifugal side and the outer side of the side wall of the guide blade on the centrifugal side, respectively, with respect to the axis of the main axis. The cross-sectional area of the swirl space on the distal side outer side of the side wall of the impeller, which is obtained by cutting along the planes orthogonal to each other, is 230% or more and 275% or less of the cross-sectional area of the inflow port of the impeller. It is characterized by.

本発明によれば、前記インペラと前記案内羽根を備え、流体に遠心力を発生させる多段ポンプにおいて、流体の流力損失を抑制し、その結果、ポンプ効率を向上させることができる。 According to the present invention, in a multi-stage pump provided with the impeller and the guide blades to generate centrifugal force in the fluid, the flow force loss of the fluid can be suppressed, and as a result, the pump efficiency can be improved.

前記構成において、前記案内羽根の遠心縁は、前記案内羽根側壁部の外径より大きく形成され、前記案内羽根の遠心縁に軸方向に対して傾斜した傾斜部が形成されてもよい。 In the above configuration, the centrifugal edge of the guide blade may be formed to be larger than the outer diameter of the side wall portion of the guide blade, and an inclined portion inclined with respect to the axial direction may be formed on the centrifugal edge of the guide blade.

この場合、前記案内羽根の遠心縁が前記案内羽根側壁部の外径より大きく形成されるため、前記インペラからの流体を遠心側から中心側への液体の流れに整流しやすくなり、また、前記案内羽根に前記傾斜部が形成されているので、前記案内羽根に流入する流体の流れに乱れが生じにくくなり、その結果、流体の流力損失を抑制してポンプ効率を上昇させることができる。 In this case, since the centrifugal edge of the guide blade is formed larger than the outer diameter of the side wall portion of the guide blade, it becomes easy to rectify the fluid from the impeller into the flow of the liquid from the centrifugal side to the center side, and the above. Since the inclined portion is formed on the guide blade, the flow of the fluid flowing into the guide blade is less likely to be turbulent, and as a result, the fluid flow force loss can be suppressed and the pump efficiency can be increased.

前記構成において、前記インペラ側壁部の径が、前記案内羽根側壁部の径に比べて８２．５％以上８８．０％以下となってもよい。 In the above configuration, the diameter of the impeller side wall may be 82.5% or more and 88.0% or less of the diameter of the guide blade side wall.

前記構成において、前記ケーシングの幅寸法の直径が、９０ｍｍ以下であり、インペラ側壁部の径が、インペラ流入口の内径に比べて１６１％以上１７１％以下であってもよい。 In the above configuration, the diameter of the width dimension of the casing may be 90 mm or less, and the diameter of the impeller side wall portion may be 161% or more and 171% or less with respect to the inner diameter of the impeller inflow port.

前記構成において、ポンプの回転数が４０００ｍｉｎ^−１以上において、前記ポンプ段１段あたりの比速度が３００以上４００以下であり、前記比速度は、ポンプの回転数と前記インペラの外径により設定されてもよい。 In the above configuration, when the rotation speed of the pump is 4000 min ^-1 or more, the specific speed per one stage of the pump is 300 or more and 400 or less, and the specific speed is set by the rotation speed of the pump and the outer diameter of the impeller. You may.

本発明にかかる多段ポンプによれば、インペラと案内羽根とを備え、流体に遠心力を発生させるポンプにおいて、流体の流力損失を抑制し、ポンプ効率を向上させることができる。 According to the multi-stage pump according to the present invention, in a pump provided with an impeller and a guide blade to generate a centrifugal force in the fluid, the flow force loss of the fluid can be suppressed and the pump efficiency can be improved.

本実施の形態にかかる多段ポンプの構成を示した概略構成図である。It is a schematic block diagram which showed the structure of the multi-stage pump which concerns on this embodiment. 本実施の形態にかかる多段ポンプのポンプ段の構成を示した平面図である。It is a top view which showed the structure of the pump stage of the multi-stage pump which concerns on this embodiment. 本実施の形態にかかる多段ポンプのポンプ段の構成を示した構成図である。It is a block diagram which showed the structure of the pump stage of the multi-stage pump which concerns on this embodiment. 本実施の形態にかかる多段ポンプのインペラの構成を示した平面図である。It is a top view which showed the structure of the impeller of the multistage pump which concerns on this embodiment. 本実施の形態にかかる多段ポンプのインペラの構成を示した構成図である。It is a block diagram which showed the structure of the impeller of the multistage pump which concerns on this embodiment. 本実施の形態にかかる多段ポンプの案内羽根部及びケーシングの構成を示した平面図である。It is a top view which showed the structure of the guide vane part and the casing of the multistage pump which concerns on this embodiment. 本実施の形態にかかる多段ポンプの案内羽根部及びケーシングの構成を示した構成図である。It is a block diagram which showed the structure of the guide vane part and the casing of the multistage pump which concerns on this embodiment. 本実施の形態にかかる多段ポンプのインペラ径比率に対するポンプ効率を示したグラフ図である。It is a graph which showed the pump efficiency with respect to the impeller diameter ratio of the multi-stage pump which concerns on this embodiment. 本実施の形態にかかる多段ポンプのインペラ旋回空間面積比率に対するポンプ効率を示したグラフ図である。It is a graph which showed the pump efficiency with respect to the impeller swirl space area ratio of the multi-stage pump which concerns on this embodiment. 本実施の形態にかかる多段ポンプのインペラ内外径比率に対するポンプ効率を示したグラフ図である。It is a graph which showed the pump efficiency with respect to the impeller inner-outer diameter ratio of the multi-stage pump which concerns on this embodiment. 本実施の形態にかかる多段ポンプのインペラ側壁部遠心側旋回空間径比率に対するポンプ効率を示したグラフ図である。It is a graph which showed the pump efficiency with respect to the centrifugal side swirl space diameter ratio of the impeller side wall part of the multi-stage pump which concerns on this embodiment.

以下、本実施の形態に係る多段ポンプ（以下、ポンプ１とする）について、図面を参照しつつ説明する。なお、以下に示す本実施の形態では、多段ポンプとして、深井戸対応の多段遠心ポンプに本発明を適用した場合を示す。 Hereinafter, the multi-stage pump (hereinafter referred to as pump 1) according to the present embodiment will be described with reference to the drawings. In the present embodiment shown below, a case where the present invention is applied to a multi-stage centrifugal pump for deep wells as a multi-stage pump is shown.

本実施の形態に係るポンプ１の構成について、図１〜７を用いて説明する。 The configuration of the pump 1 according to the present embodiment will be described with reference to FIGS. 1 to 7.

本実施の形態に係るポンプ１は、図１に示すように、少なくとも、筐体となるケーシング部２と、軸回転する主軸３と、回転により中心側（径方向内側）から流体（矢印Ｌ参照）を外部から吸い込んで遠心側（径方向外側）に吐出し流体Ｌに遠心力を生じさせるインペラ４と、遠心側から中心側への流体Ｌの流れを整流する案内羽根部５とを設ける。 As shown in FIG. 1, the pump 1 according to the present embodiment has at least a casing portion 2 as a housing, a spindle 3 that rotates around an axis, and a fluid (see arrow L) from the center side (inside in the radial direction) due to rotation. ) Is sucked from the outside and discharged to the centrifugal side (outward in the radial direction) to generate a centrifugal force in the fluid L, and a guide blade portion 5 for rectifying the flow of the fluid L from the centrifugal side to the center side is provided.

ケーシング部２は、図１，３，７に示すように、主軸３およびインペラ４を内部に回転自在に収容するとともに、案内羽根部５を内部に固設する（一体的に設ける）。また、ケーシング部２内では、主軸３の軸方向であって流体Ｌの流動方向に沿って、インペラ４、案内羽根部５を順に配している。また、ケーシング部２の幅寸法の直径（ケーシング２８の直径でもある）は、直径が４インチ（１０１．６ｍｍ）の深井戸にポンプ１を設置することができる寸法であり、具体的には９０ｍｍ以下が好適である。また、ケーシング部２は、後述する５段のポンプ段６に対応させた５つのケーシング２８（実際には６つのケーシング２８（後述参照））を備える。このケーシング２８はインペラ４を囲むように設け、案内羽根部５を一体的に設けている。 As shown in FIGS. 1, 3 and 7, the casing portion 2 rotatably accommodates the spindle 3 and the impeller 4 inside, and the guide blade portion 5 is fixed (provided integrally) inside. Further, in the casing portion 2, the impeller 4 and the guide blade portion 5 are arranged in order along the axial direction of the main shaft 3 and the flow direction of the fluid L. Further, the diameter of the width dimension of the casing portion 2 (which is also the diameter of the casing 28) is a dimension that allows the pump 1 to be installed in a deep well having a diameter of 4 inches (101.6 mm), specifically 90 mm. The following are suitable. Further, the casing portion 2 includes five casings 28 (actually, six casings 28 (see below)) corresponding to the five-stage pump stage 6 described later. The casing 28 is provided so as to surround the impeller 4, and the guide blade portion 5 is integrally provided.

ケーシング部２は、中空体であり、一端部２１に流体Ｌを吸い込む吸込口２２が形成され、他端部２３に主軸３の軸方向に沿って流体Ｌを吐き出す吐出口２４が形成されている。また、ケーシング部２の一端部２１は、主軸３にモータ（図示省略）に連結し、ケーシング部２の他端部２３は、自重による弁機構の逆止弁２５を設けている。なお、図１に実線で示す逆止弁２５は、開状態であり、２点鎖線で示す逆止弁２５は、閉状態である。 The casing portion 2 is a hollow body, and a suction port 22 for sucking the fluid L is formed at one end portion 21, and a discharge port 24 for discharging the fluid L along the axial direction of the main shaft 3 is formed at the other end portion 23. .. Further, one end 21 of the casing 2 is connected to a main shaft 3 to a motor (not shown), and the other end 23 of the casing 2 is provided with a check valve 25 of a valve mechanism by its own weight. The check valve 25 shown by the solid line in FIG. 1 is in the open state, and the check valve 25 shown by the alternate long and short dash line is in the closed state.

主軸３は、図１，３に示すように、ケーシング部２を貫通するように配置した軸線３１に沿って延在している。主軸３の多くの部分はスプライン軸を形成しており、そのスプライン軸にスリーブ７の内周面に設けた突起が嵌合されていることで、スリーブ７は主軸３に対して回転一体に外嵌されている。そして、このスリーブ７にインペラ４が固設されているため、インペラ４も主軸３に対して回転一体となっている。また、案内羽根部５は、環状のシール部材８又は滑り軸受９を介してスリーブ７に外嵌されているため、主軸３に対して相対回転自在にとなっている。 As shown in FIGS. 1 and 3, the main shaft 3 extends along an axis 31 arranged so as to penetrate the casing portion 2. Many parts of the spindle 3 form a spline shaft, and the spline shaft is fitted with a protrusion provided on the inner peripheral surface of the sleeve 7, so that the sleeve 7 is rotationally integrated with the spindle 3 to the outside. It is fitted. Since the impeller 4 is fixed to the sleeve 7, the impeller 4 is also rotationally integrated with respect to the main shaft 3. Further, since the guide blade portion 5 is externally fitted to the sleeve 7 via the annular seal member 8 or the slide bearing 9, the guide blade portion 5 is rotatable relative to the spindle 3.

インペラ４は、図１，４，５に示すように、主軸３に回転一体に設け、インペラ４の中央に主軸３を挿設する第１貫通孔４１を形成している。インペラ４は、第１貫通孔４１から放射状に７枚のインペラ羽根４２を備え、これら７枚のインペラ羽根４２の側面（具体的には側面全体）に接し、第１貫通孔４１に挿設した主軸３を中心とした円板状のインペラ側壁部４３を備えている。また、インペラ羽根４２の軸線３１方向の幅寸法Ｗ（図３参照）を一定値としている。一般に、上記幅寸法Ｗは、軸心側から遠心側に行くにつれて小さくなるように設計されるが、本実施の形態では、上記幅寸法Ｗを一定値とすることにより、インペラの出口面積（インペラ直径×π×インペラ幅）を増加させ、後述する旋回空間６１へ流出する流体の流速の低減（ひいては流力損失の低減）を図っている。なお、本実施の形態では７枚のインペラ羽根４２を用いているが、これは好適な例であり、これに限定されるものではなく、任意数のインペラ羽根４２を用いてもよい。 As shown in FIGS. 1, 4 and 5, the impeller 4 is rotationally integrally provided with the main shaft 3, and a first through hole 41 into which the main shaft 3 is inserted is formed in the center of the impeller 4. The impeller 4 is provided with seven impeller blades 42 radially from the first through hole 41, is in contact with the side surfaces (specifically, the entire side surface) of these seven impeller blades 42, and is inserted into the first through hole 41. A disk-shaped impeller side wall 43 centered on the main shaft 3 is provided. Further, the width dimension W (see FIG. 3) of the impeller blade 42 in the axis 31 direction is set to a constant value. Generally, the width dimension W is designed to become smaller from the axial center side to the centrifugal side, but in the present embodiment, by setting the width dimension W to a constant value, the outlet area of the impeller (impeller). (Diameter x π x impeller width) is increased to reduce the flow velocity of the fluid flowing out to the swirl space 61, which will be described later (and thus to reduce the flow force loss). Although seven impeller blades 42 are used in the present embodiment, this is a preferable example, and the present invention is not limited to this, and an arbitrary number of impeller blades 42 may be used.

案内羽根部５は、ケーシング部２（具体的にはケーシング２８）に一体形成され、図１，６，７に示すように、インペラ４の下流側（流体Ｌの流路１１下流側）に配する。案内羽根部５の中央に主軸３を挿設する第２貫通孔５１を形成し、第２貫通孔５１から放射状に８枚の案内羽根５２を備えている。また、案内羽根部５は、８枚の案内羽根５２の側面（具体的には側面全体）に接し、第２貫通孔５１に挿設した主軸３を中心とした円板状の案内羽根側壁部５３を備えている。なお、本実施の形態では、インペラ羽根４２の数よりも多い８枚の案内羽根５２を用いているが、これは好適な例であり、これに限定されるものではなく任意数であればよい。 The guide blade portion 5 is integrally formed with the casing portion 2 (specifically, the casing 28) and is arranged on the downstream side of the impeller 4 (downstream side of the flow path 11 of the fluid L) as shown in FIGS. do. A second through hole 51 into which the main shaft 3 is inserted is formed in the center of the guide blade portion 5, and eight guide blades 52 are provided radially from the second through hole 51. Further, the guide blade portion 5 is in contact with the side surfaces (specifically, the entire side surface) of the eight guide blades 52, and is a disc-shaped guide blade side wall portion centered on the main shaft 3 inserted into the second through hole 51. It has 53. In the present embodiment, eight guide blades 52, which are larger than the number of impeller blades 42, are used, but this is a preferable example, and the number is not limited to this and may be any number. ..

また、案内羽根５２は、板状体のものを面方向に湾曲して成形されている。また、案内羽根５２の遠心縁５４は、ポンプ段６（下記参照）においてインペラ４に面する（隣接する）前記案内羽根側壁部５３の外径より大きく形成され、案内羽根５２の遠心縁５４に軸方向に対して傾斜した傾斜部５５が形成されている。具体的には、上流側にあるインペラ４側に配する案内羽根５２の一側面の遠心端が、上流側にあるインペラ４から離れた位置に配する案内羽根５２の他側面の遠心端よりもケーシング部２の中心側に位置する。本実施の形態では、傾斜部５５の傾斜角θ（図７指示）は、略２７°である。なお、傾斜部５５は、案内羽根側壁部５３を上面とする円錐台の側面に沿うように形成されている。 Further, the guide blade 52 is formed by bending a plate-shaped body in the plane direction. Further, the centrifugal edge 54 of the guide blade 52 is formed to be larger than the outer diameter of the guide blade side wall portion 53 facing (adjacent) to the impeller 4 in the pump stage 6 (see below), and is formed on the centrifugal edge 54 of the guide blade 52. An inclined portion 55 inclined with respect to the axial direction is formed. Specifically, the distal end of one side surface of the guide blade 52 arranged on the impeller 4 side on the upstream side is larger than the centrifugal end on the other side surface of the guide blade 52 arranged at a position away from the impeller 4 on the upstream side. It is located on the center side of the casing portion 2. In the present embodiment, the inclination angle θ (indicated in FIG. 7) of the inclined portion 55 is approximately 27 °. The inclined portion 55 is formed along the side surface of the truncated cone having the guide blade side wall portion 53 as the upper surface.

上記のインペラ４と案内羽根部５とを一対とするポンプ段６が、図１〜３に示すように、主軸３の軸方向に沿ってケーシング部２の中央部２６に５段配され、一端部２１と中央部２６と他端部２３をケーシング留部２７によって軸方向を挟持してケーシング部２が構成される。そのため、５段のポンプ段６では、ケーシング部２内の主軸３の軸方向に沿って、かつ、流体の流路１１の上流から下流にかけて、インペラ４、案内羽根部５が間隙６２を有して順に配されている。また、具体的には、本実施の形態では、ポンプ段６は、インペラ４と、案内羽根部５を有したケーシング２とを、対にして構成している。そのため、ケーシング部２の中央部２６は、ケーシング２とインペラ４とを連続して重ね合わせて構成される。また、中央部２６では、一端部２１側のインペラ４が露出する構成となるため、当該露出するインペラ４を囲む（覆う）ように別途ケーシング２のみを配している。つまり、ケーシング部２の中央部２６は、５段のポンプ段６を構成する５つのケーシング２と、露出するインペラ４を覆う１つのケーシング２との合計である６つのケーシング２で構成されている。なお、本実施の形態では、ポンプ段６を５段としているが、これは好適な例であり、これに限定されるものではなく３段以上の任意数であればよい。なお、インペラ４と案内羽根部５との間の流路１１に、ディフューザを設ける形態も存在するが、ディフューザを設けることで、異物の流路つまりが生じる。特に井戸にポンプ１を使用する際には、異物の流路つまりが問題となるため、本実施の形態では、ディフューザ無しの流路設計をしており、さらに間隙６２を有している。 As shown in FIGS. The casing portion 2 is configured by sandwiching the portion 21, the central portion 26, and the other end portion 23 in the axial direction by the casing retaining portion 27. Therefore, in the five-stage pump stage 6, the impeller 4 and the guide blade portion 5 have a gap 62 along the axial direction of the main shaft 3 in the casing portion 2 and from the upstream to the downstream of the fluid flow path 11. They are arranged in order. Specifically, in the present embodiment, the pump stage 6 is configured by pairing the impeller 4 and the casing 2 having the guide blades 5. Therefore, the central portion 26 of the casing portion 2 is configured by continuously superimposing the casing 2 and the impeller 4. Further, in the central portion 26, since the impeller 4 on the one end portion 21 side is exposed, only the casing 2 is separately arranged so as to surround (cover) the exposed impeller 4. That is, the central portion 26 of the casing portion 2 is composed of six casings 2 which are a total of five casings 2 constituting the five-stage pump stages 6 and one casing 2 covering the exposed impeller 4. .. In the present embodiment, the pump stages 6 are set to 5 stages, but this is a preferable example, and the present invention is not limited to this, and any number of 3 or more stages may be used. Although there is a form in which a diffuser is provided in the flow path 11 between the impeller 4 and the guide blade portion 5, the provision of the diffuser causes the flow path of foreign matter to be clogged. In particular, when the pump 1 is used for a well, the flow path of foreign matter becomes a problem. Therefore, in the present embodiment, the flow path is designed without a diffuser and has a gap 62.

また、ポンプ段６では、インペラ４と案内羽根部５との間に、流体Ｌの流路１１として構成される旋回空間６１のみが存在する。旋回空間６１は、インペラ側壁部４３の遠心側の外方と、案内羽根側壁部５３の遠心側の外方に、それぞれ形成された空間であり、これらの空間が連続して旋回空間６１が構成される。つまり、ポンプ段６における流体Ｌの流路１１において、インペラ４の下流側であって案内羽根部５の上流側の旋回空間６１には、ケーシング部２と案内羽根側壁部５３とによって流路１１が形成され、別途構成部材は存在しない。そのため、インペラ４の遠心側の外方には、流体Ｌの流路１１として構成される旋回空間６１が形成され、流体Ｌの流路１１におけるインペラ４の下流側に旋回空間６１、案内羽根部５が連続して順に配される。つまり、流体Ｌの流路１１におけるインペラ４と案内羽根部５との間には旋回空間６１のみが存在し、この旋回空間６１は、インペラ４の遠心側の外方と、案内羽根部５の遠心側の外方にそれぞれ形成された空間であり、空間内に流体Ｌが存在し、ポンプを稼働させた際に、流体Ｌが旋回する空間である。また、そのため、インペラ４の吐出端と、案内羽根部５の流入端とは、連続して配されておらず、インペラ４と案内羽根部５とは間隙６２を有して離れた位置に配されている。また、インペラ４における流体Ｌの吐出方向は遠心方向（主軸３から離れる外方向）となり、案内羽根部５における流体Ｌの吐出方向は中心方向（主軸３に向かう内方向）となる。なお、旋回空間６１と間隙６２（の容量）を大きく設けることにより、流体Ｌとともに流れる異物が、インペラ４と旋回空間６１との隙間や、旋回空間６１と案内羽根部５との隙間につまることを抑制し、ポンプ１内部（特にポンプ段６における流体Ｌの流路１１）での異物による流体Ｌの流動つまりを抑制することができる。 Further, in the pump stage 6, only the swirling space 61 formed as the flow path 11 of the fluid L exists between the impeller 4 and the guide blade portion 5. The swirl space 61 is a space formed on the outer side of the impeller side wall portion 43 on the distal side and the outer side of the guide blade side wall portion 53 on the distal side, respectively, and these spaces are continuously formed as the swirl space 61. Will be done. That is, in the flow path 11 of the fluid L in the pump stage 6, the flow path 11 is provided by the casing portion 2 and the guide blade side wall portion 53 in the swirling space 61 on the downstream side of the impeller 4 and on the upstream side of the guide blade portion 5. Is formed, and there is no separate component. Therefore, a swirling space 61 formed as a flow path 11 of the fluid L is formed outside the centrifugal side of the impeller 4, and a swirling space 61 and a guide blade portion are formed on the downstream side of the impeller 4 in the flow path 11 of the fluid L. 5 are arranged in order in succession. That is, only the swirling space 61 exists between the impeller 4 and the guide blade portion 5 in the flow path 11 of the fluid L, and this swirling space 61 is located outside the impeller 4 on the distal side and the guide blade portion 5. It is a space formed on the outer side of the centrifugal side, and is a space in which the fluid L exists in the space and the fluid L swirls when the pump is operated. Therefore, the discharge end of the impeller 4 and the inflow end of the guide blade portion 5 are not continuously arranged, and the impeller 4 and the guide blade portion 5 are arranged at positions separated from each other with a gap 62. Has been done. Further, the discharge direction of the fluid L in the impeller 4 is the centrifugal direction (outward direction away from the main shaft 3), and the discharge direction of the fluid L in the guide blade portion 5 is the central direction (inward direction toward the main shaft 3). By providing a large gap 62 (capacity) between the swivel space 61, foreign matter flowing together with the fluid L gets stuck in the gap between the impeller 4 and the swirl space 61 and the gap between the swirl space 61 and the guide blade portion 5. It is possible to suppress the flow of the fluid L due to foreign matter inside the pump 1 (particularly, the flow path 11 of the fluid L in the pump stage 6).

上記の構成からなるポンプ１内での流体Ｌの流れについて、図１を用いて次に説明する。 The flow of the fluid L in the pump 1 having the above configuration will be described below with reference to FIG.

ケーシング部２の一端部２１内の主軸３にモータ（図示省略）に連結したポンプ１を、深井戸に設置する。なお、モータにはＤＣモータを用いる。この際、ケーシング部２の一端部２１を深井戸の下方に配し、他端部２３を深井戸の上方に配する。深井戸にポンプ１を配し、モータを稼働させることで主軸３を回転させてインペラ４を回転させる。そして、インペラ４を回転させることで、吸込口２２から流体Ｌをケーシング部２内部に吸い込む。ケーシング部２内部に吸い込んだ流体Ｌは、５つのポンプ段６のうち最下方に位置するポンプ段６に流れ、最下方に位置するポンプ段６のインペラ４の流入端からインペラ４に流入し、インペラ４の吐出端から主軸３の遠心側に吐出する。主軸３の遠心側に吐出した旋回空間６１において流体の流れ方向が変わり、インペラ４に間隙６２を有して隣接する案内羽根部５の流入端に流れ、案内羽根部５の流入端から案内羽根部５に流入し、案内羽根部５の吐出端から主軸３の軸方向に沿って隣接する次のポンプ段６のインペラ４に向けて吐出する。この一連の動作を行うことで、流体の揚水を行い、さらに隣接するポンプ段６に流体Ｌを流す。そして、同様の流体Ｌの流動を次々のポンプ段６で行い、最上方に位置する案内羽根部５の吐出端からケーシング部２の他端部２３に流体Ｌを揚げ、逆止弁２５を開状態にして、ポンプ１から流体Ｌを外部（配管）に吐出する。 A pump 1 connected to a motor (not shown) is installed in a deep well on a main shaft 3 in one end 21 of a casing portion 2. A DC motor is used as the motor. At this time, one end 21 of the casing portion 2 is arranged below the deep well, and the other end 23 is arranged above the deep well. A pump 1 is arranged in a deep well, and a motor is operated to rotate a spindle 3 to rotate an impeller 4. Then, by rotating the impeller 4, the fluid L is sucked into the casing portion 2 from the suction port 22. The fluid L sucked into the casing portion 2 flows to the pump stage 6 located at the lowermost position among the five pump stages 6, flows into the impeller 4 from the inflow end of the impeller 4 of the pump stage 6 located at the lowermost position, and flows into the impeller 4. The pump is discharged from the discharge end of the impeller 4 to the centrifugal side of the main shaft 3. The flow direction of the fluid changes in the swirling space 61 discharged to the centrifugal side of the main shaft 3, flows to the inflow end of the adjacent guide blade portion 5 having a gap 62 in the impeller 4, and guide blades from the inflow end of the guide blade portion 5. It flows into the portion 5 and is discharged from the discharge end of the guide blade portion 5 toward the impeller 4 of the next pump stage 6 adjacent along the axial direction of the main shaft 3. By performing this series of operations, the fluid is pumped and the fluid L is further flowed to the adjacent pump stage 6. Then, the same flow of the fluid L is performed in the pump stages 6 one after another, the fluid L is lifted from the discharge end of the guide blade portion 5 located at the uppermost position to the other end portion 23 of the casing portion 2, and the check valve 25 is opened. In this state, the fluid L is discharged from the pump 1 to the outside (piping).

上記の構成からなるポンプ１では、主軸３の軸線３１に対して直交する平面で切断して得られる、インペラ４のインペラ側壁部４３の遠心側外方の旋回空間６１の断面積（図３に示すインペラ旋回空間断面積Ｄ２）が、インペラ４の流入口（流入端）の断面積（図３に示すインペラ流入口断面積Ｄ１）に比べて、２３０％以上２７５％以下である。また、インペラ側壁部４３の径（直径）が、案内羽根側壁部５３の径（直径）より小さい（図８に示すインペラ径比率参照）。具体的には、インペラ側壁部４３の径が、案内羽根側壁部５３の径に比べて７８％以上１００％未満となっている。さらに、インペラ側壁部４３の径が、案内羽根側壁部５３の径に比べて８２．５％超８８．０％以下とすることが好ましい。なお、後述する図８に示すグラフでは、便宜上、インペラ径比率としているが、インペラ羽根４２や案内羽根５２は夫々面方向に曲がる曲率を有する部材であり、ここでいうインペラ径比率の対象は、インペラ側壁部４３の径と及び案内羽根側壁部５３の径である。また、インペラ側壁部４３の径が、インペラ４の流入口（流入端）の内径に比べて１６１％以上１７１％以下であり、インペラ４の遠心側の外方にある旋回空間６１の外径が、インペラ側壁部４３の外径に比べて１２９％以上１３７％以下とすることが好ましい。ここでいう外径は、主軸３の軸線３１に対して直交する平面で切断して得られる平面視における外径である（図２参照）。 In the pump 1 having the above configuration, the cross-sectional area of the swirl space 61 outside the distal side of the impeller side wall 43 of the impeller 4 obtained by cutting in a plane orthogonal to the axis 31 of the main shaft 3 (FIG. 3). The indicated impeller swivel space cross-sectional area D2) is 230% or more and 275% or less of the cross-sectional area of the inflow port (inflow end) of the impeller 4 (impeller inflow port cross-sectional area D1 shown in FIG. 3). Further, the diameter (diameter) of the impeller side wall portion 43 is smaller than the diameter (diameter) of the guide blade side wall portion 53 (see the impeller diameter ratio shown in FIG. 8). Specifically, the diameter of the impeller side wall portion 43 is 78% or more and less than 100% of the diameter of the guide blade side wall portion 53. Further, the diameter of the impeller side wall portion 43 is preferably more than 82.5% and 88.0% or less of the diameter of the guide blade side wall portion 53. In the graph shown in FIG. 8 to be described later, the impeller diameter ratio is used for convenience, but the impeller blade 42 and the guide blade 52 are members having a curvature that bends in the plane direction, respectively, and the target of the impeller diameter ratio here is. The diameter of the impeller side wall portion 43 and the diameter of the guide blade side wall portion 53. Further, the diameter of the impeller side wall portion 43 is 161% or more and 171% or less with respect to the inner diameter of the inflow port (inflow end) of the impeller 4, and the outer diameter of the swirl space 61 on the outer side of the centrifugal side of the impeller 4 is large. The outer diameter of the impeller side wall portion 43 is preferably 129% or more and 137% or less. The outer diameter referred to here is the outer diameter in a plan view obtained by cutting in a plane orthogonal to the axis 31 of the main shaft 3 (see FIG. 2).

また、ポンプ１の回転数が４０００ｍｉｎ^−１以上の高速回転において、ポンプ段１段あたりの比速度が３００以上４００以下である。この比速度は、ポンプの回転数とインペラ４の外径により調整して設定される。ここでいう比速度とは、１ｍの揚程において１ｍ^３／ｍｉｎの揚水量をうるようにした時の回転速度ｍｉｎ^−１の値である。なお、比速度Ｎｓ＝ｎＱ^１／２／Ｈ^３／４に、回転速度（ｎ）、揚水量（Ｑ）、全揚程（Ｈ）を代入して、ポンプの比速度（Ｎｓ）を算出している。ここでの、比速度は最高効率点の値を指す。ポンプ段１段あたりの比速度の計算例を次に示す。最高効率点における揚水量が０．１５ｍ^３／ｍｉｎ、全揚程が５０ｍの多段ポンプ（５段）において、ポンプ回転数を５０００ｍｉｎ^−１と設定すると、１段あたりの全揚程が１０ｍとなり、前記計算式に代入して計算すると、１段あたりの比速度は５０００×０．１５^１／２／１０^３／４＝３４４ｍｉｎ^−１となる。 Further, at ^{a high-speed rotation in which the rotation speed of the pump 1} is 4000 min -1 or more, the specific speed per pump stage is 300 or more and 400 or less. This specific speed is adjusted and set according to the rotation speed of the pump and the outer diameter of the impeller 4. The specific speed referred to here is a value of ^{the rotation speed min -1} ^{when a pumping amount of 1 m 3} / min is obtained at a lift of 1 m. The specific speed (Ns) of the pump is calculated by substituting the rotation speed (n), the pumped amount (Q), and the total head (H) into the specific speed Ns = nQ ^1/2 / H ^3/4. There is. Here, the specific speed refers to the value of the highest efficiency point. An example of calculating the specific speed per pump stage is shown below. In a multi-stage pump (5 stages) with a pumping amount of 0.15 m ³ ^{/ min and a total head of 50 m at the highest efficiency point, if the pump rotation speed is set to 5000 min -1} , the total head per stage is 10 m, and the above calculation. When calculated by substituting the equation, specific rate per stage becomes ^{^{5000 × 0.15 1/2 / 10 3/4 =}} 344min -1.

本実施の形態では、実際に図１に示すポンプ１を用いてポンプ性能及びモータ性能を測定し、ポンプ効率を導出した。その結果を図８，９に示す。なお、本実施の形態にかかるポンプ１は、ポンプ１の回転数が４０００ｍｉｎ^−１以上である高速回転に対応した多段遠心ポンプである。 In the present embodiment, the pump performance and the motor performance are actually measured using the pump 1 shown in FIG. 1, and the pump efficiency is derived. The results are shown in FIGS. 8 and 9. The pump 1 according to the present embodiment is a multi-stage centrifugal pump corresponding to high-speed rotation in which the rotation speed of the pump 1 is 4000 min ^{-1 or more.}

図８のグラフでは、横軸をインペラ羽根４２と案内羽根５２の直径比（具体的には、インペラ側壁部４３の直径が、案内羽根側壁部５３の直径との比で算出）の比率（インペラ径比率）とし、縦軸をポンプ効率とする。また、図９のグラフでは、横軸をインペラ旋回空間断面積Ｄ２とインペラ流入口断面積Ｄ１との比率（インペラ面積比率）とし、縦軸をポンプ効率とする。また、図１０のグラフでは、横軸をインペラ羽根４２の直径とインペラ流入口の直径との比率（具体的には、インペラ側壁部４３の直径とインペラ流入口の直径との比で算出）の比率（インペラ内外径比率）とし、縦軸をポンプ効率とする。図１１のグラフでは、横軸をインペラ４のインペラ側壁部４３の遠心側外方の旋回空間６１の内径とインペラ羽根４２の直径（具体的には、インペラ側壁部４３の遠心側外方の旋回空間６１の内径とインペラ側壁部４３の直径との比で算出）の比率（インペラ側壁部遠心側旋回空間径比率）とし、縦軸をポンプ効率とする。また、ポンプ効率は、次の通り導出した。なお、ポンプ１の出口配管で揚水量（Ｑ）、全揚程（Ｈ）を計測し、揚水量（Ｑ）は流量計を使用して計測し、全揚程（Ｈ）は圧力計を使用して計測した。なお、全揚程の計測には、圧力計（（株）共和電業ＷＧＣ−１４０Ａ，ＰＧ−２０ＫＵ）を用い、揚水量の計測には、電磁流量計（横河電機（株）ＡＥ２０５ＳＧ−ＡＪ１−ＬＳＪ−Ａ１ＤＨ）を用いている。また、モータにはＤＣ出力のＤＣモータを用いる。 In the graph of FIG. 8, the horizontal axis is the ratio of the diameter ratio of the impeller blade 42 and the guide blade 52 (specifically, the diameter of the impeller side wall 43 is calculated by the ratio to the diameter of the guide blade side wall 53) (impeller). Diameter ratio), and the vertical axis is the pump efficiency. Further, in the graph of FIG. 9, the horizontal axis is the ratio of the impeller swivel space cross-sectional area D2 and the impeller inflow port cross-sectional area D1 (impeller area ratio), and the vertical axis is the pump efficiency. Further, in the graph of FIG. 10, the horizontal axis is the ratio of the diameter of the impeller blade 42 to the diameter of the impeller inflow port (specifically, calculated by the ratio of the diameter of the impeller side wall portion 43 to the diameter of the impeller inflow port). The ratio (impeller inner / outer diameter ratio) is used, and the vertical axis is the pump efficiency. In the graph of FIG. 11, the horizontal axis is the inner diameter of the turning space 61 outside the distal side of the impeller side wall 43 of the impeller 4 and the diameter of the impeller blade 42 (specifically, the turning of the impeller side wall 43 outward on the centrifugal side). The ratio (calculated by the ratio of the inner diameter of the space 61 to the diameter of the impeller side wall portion 43) (calculated by the ratio of the impeller side wall portion centrifugal side swivel space diameter ratio) is set, and the vertical axis is the pump efficiency. The pump efficiency was derived as follows. The pump 1 outlet pipe measures the pumped amount (Q) and the total head (H), the pumped amount (Q) is measured using a flow meter, and the total head (H) is measured using a pressure gauge. I measured it. A pressure gauge (Kyowa Electric Co., Ltd. WGC-140A, PG-20KU) was used to measure the total head, and an electromagnetic flowmeter (Yokogawa Electric Co., Ltd. AE205SG-AJ1-) was used to measure the amount of pumped water. LSJ-A1DH) is used. Further, a DC output DC motor is used as the motor.

本実施の形態では、ポンプ１の理論動力／モータ出力によりポンプ効率を導出した。なお、ポンプ水動力Ｐｗ＝ρｇＱＨ／１０００に、揚水量（Ｑ）、全揚程（Ｈ）、重力加速度（ｇ）、水の密度（ρ）を代入して水動力（Ｐｗ）を算出し、これをポンプ１の理論動力としている。また、モータ出力について当業者周知の計測により導出した。ここでいう水動力とは、ポンプ１の運転時、ポンプ１が単位時間に流体に与える有効エネルギーのことをいう。 In this embodiment, the pump efficiency is derived from the theoretical power / motor output of the pump 1. The water power (Pw) is calculated by substituting the pump water power Pw = ρgQH / 1000 for the pumping amount (Q), total head (H), gravitational acceleration (g), and water density (ρ). Is the theoretical power of the pump 1. In addition, the motor output was derived by measurement well known to those skilled in the art. The water power here means the effective energy given to the fluid by the pump 1 in a unit time during the operation of the pump 1.

本試験の結果、インペラ径比率に対するポンプ効率では、図８に示すように、インペラ側壁部４３の径が、案内羽根側壁部５３の径に比べて７８％以上１００％未満でポンプ効率が向上していることが分かる。特に、具体的な実施例では、インペラ側壁部４３の径が、案内羽根側壁部５３の径に比べて８２％以上９０％以下でポンプ効率の向上が著しい。このように、インペラ羽根４２の直径と案内羽根５２の直径とを同じ長さとした従来のもの（インペラ径比率が１００％のもの）に比べてポンプ効率が向上していることは明らかである。特に、インペラ径比率を８２．５％超８８．０％以下にすれば、インペラ径比率が１００％のポンプに対して少なくとも３．２％以上、ポンプ効率を向上させることができる。 As a result of this test, in terms of pump efficiency with respect to the impeller diameter ratio, as shown in FIG. 8, the diameter of the impeller side wall 43 is 78% or more and less than 100% of the diameter of the guide blade side wall 53, and the pump efficiency is improved. You can see that. In particular, in a specific embodiment, the diameter of the impeller side wall portion 43 is 82% or more and 90% or less of the diameter of the guide blade side wall portion 53, and the pump efficiency is significantly improved. As described above, it is clear that the pump efficiency is improved as compared with the conventional one (the one having the impeller diameter ratio of 100%) in which the diameter of the impeller blade 42 and the diameter of the guide blade 52 are the same length. In particular, if the impeller diameter ratio is more than 82.5% and 88.0% or less, the pump efficiency can be improved by at least 3.2% or more with respect to a pump having an impeller diameter ratio of 100%.

また、本試験の結果、インペラ面積比率に対するポンプ効率では、図９に示すように、インペラ旋回空間断面積Ｄ２をインペラ流入口断面積Ｄ１に比べて２５５％に設定することでポンプ効率がピーク（最高出力値）になることが分かる。また、図９に示すように、本実施の形態にかかるポンプ１の構成によれば、インペラ面積比率を２３０％以上２７５％以下に設定することで、ポンプ効率を６９％以上とすることができ、ポンプ効率を向上させることができる。これに対して、従来技術は、インペラ面積比率が１００％近傍もしくは、３５０％以上に設定されており、ポンプ効率が悪く、本実施の形態に示すようなインペラ面積比率を２３０％以上２７５％以下に設定するポンプを、現在発明者は確認できていない。 As a result of this test, as shown in FIG. 9, the pump efficiency with respect to the impeller area ratio peaked by setting the impeller swivel space cross-sectional area D2 to 255% as compared with the impeller inflow port cross-sectional area D1. It can be seen that the maximum output value) is obtained. Further, as shown in FIG. 9, according to the configuration of the pump 1 according to the present embodiment, the pump efficiency can be set to 69% or more by setting the impeller area ratio to 230% or more and 275% or less. , Pump efficiency can be improved. On the other hand, in the prior art, the impeller area ratio is set to be close to 100% or 350% or more, the pump efficiency is poor, and the impeller area ratio as shown in the present embodiment is set to 230% or more and 275% or less. At present, the inventor has not confirmed the pump to be set to.

また、本試験の結果、インペラ内外径比率に対するポンプ効率では、図１０に示すように、インペラ側壁部の径が、インペラ流入口の内径に比べて１６６％に設定することでポンプ効率がピーク（最高出力値）になることが分かる。また、図１０に示すように、本実施の形態にかかるポンプ１の構成によれば、インペラ側壁部の径が、インペラ流入口の内径に比べて１６１％以上１７１％以下に設定することで、ポンプ効率を６９％以上とすることができ、ポンプ効率を向上させることができる。 As a result of this test, the pump efficiency with respect to the impeller inner / outer diameter ratio peaked by setting the diameter of the impeller side wall to 166% of the inner diameter of the impeller inflow port, as shown in FIG. It can be seen that the maximum output value) is obtained. Further, as shown in FIG. 10, according to the configuration of the pump 1 according to the present embodiment, the diameter of the impeller side wall portion is set to 161% or more and 171% or less with respect to the inner diameter of the impeller inflow port. The pump efficiency can be 69% or more, and the pump efficiency can be improved.

また、本試験の結果、インペラ側壁部遠心側旋回空間径比率に対するポンプ効率では、図１１に示すように、インペラ側壁部４３の遠心側外方の旋回空間６１の内径がインペラ側壁部４３の径に比べて１３４％に設定することでポンプ効率がピーク（最高出力値）になることが分かる。また、図１１に示すように、本実施の形態にかかるポンプ１の構成によれば、インペラ側壁部４３の遠心側外方の旋回空間６１の内径がインペラ側壁部の径に比べて１２９％以上１３７％以下に設定することで、ポンプ効率を６９％以上とすることができ、ポンプ効率を向上させることができる。 Further, as a result of this test, in terms of pump efficiency with respect to the ratio of the impeller side wall portion centrifugal side swivel space diameter to the ratio, as shown in FIG. 11, the inner diameter of the impeller side wall portion 43 outside the centrifugal side swirl space 61 is the diameter of the impeller side wall portion 43. It can be seen that the pump efficiency peaks (maximum output value) by setting it to 134%. Further, as shown in FIG. 11, according to the configuration of the pump 1 according to the present embodiment, the inner diameter of the swirl space 61 on the distal side outer side of the impeller side wall portion 43 is 129% or more of the diameter of the impeller side wall portion. By setting it to 137% or less, the pump efficiency can be set to 69% or more, and the pump efficiency can be improved.

本実施の形態にかかるポンプによれば、インペラ羽根４２と案内羽根５２を備え、流体Ｌに遠心力を発生させるポンプ１において、流体Ｌの流力損失を抑制し、その結果、ポンプ効率を向上させることができる。 According to the pump according to the present embodiment, in the pump 1 provided with the impeller blades 42 and the guide blades 52 and generating centrifugal force in the fluid L, the flow force loss of the fluid L is suppressed, and as a result, the pump efficiency is improved. Can be made to.

また、案内羽根５２に傾斜部５５が形成されているので、案内羽根５２に流入する流体Ｌの流れに衝突が生じにくくなり、その結果、流体Ｌの流力損失を抑制してポンプ効率を上昇させることができる。 Further, since the inclined portion 55 is formed on the guide blade 52, the flow of the fluid L flowing into the guide blade 52 is less likely to collide, and as a result, the flow force loss of the fluid L is suppressed and the pump efficiency is improved. Can be made to.

本発明は、深井戸対応の多段遠心ポンプに有用である。 The present invention is useful for a multi-stage centrifugal pump for deep wells.

１ポンプ
１１流路
２ケーシング
２１一端部
２２吸込口
２３他端部
２４吐出口
２５逆止弁
２６中央部
２７ケーシング留部
２８ケーシング
３主軸
３１軸線
４インペラ
４１第１貫通孔
４２インペラ羽根
４３インペラ側壁部
５案内羽根部
５１第２貫通孔
５２案内羽根
５３案内羽根側壁部
５４遠心縁
５５傾斜部
６ポンプ段
６１旋回空間
６２間隙
７スリーブ
８シール部材
９滑り軸受
Ｌ流体
Ｄ１インペラ流入口断面積
Ｄ２インペラ旋回空間断面積 1 Pump 11 Flow path 2 Casing 21 One end 22 Suction port 23 The other end 24 Discharge port 25 Check valve 26 Central part 27 Casing retaining part 28 Casing 3 Main shaft 31 Axis line 4 Impeller 41 First through hole 42 Impeller blade 43 Impeller side wall Part 5 Guide blade part 51 Second through hole 52 Guide blade 53 Guide blade side wall part 54 Centrifugal edge 55 Inclined part 6 Pump stage 61 Swing space 62 Gap 7 Sleeve 8 Seal member 9 Sliding bearing L Fluid D1 Impeller Inlet cross-sectional area D2 Impeller Swirling space cross-sectional area

Claims

The spindle that rotates the shaft and
An impeller that is integrally provided on the spindle and rotates to suck in fluid from the center side and discharge it to the centrifugal side.
A guide blade that rectifies the flow of fluid from the centrifugal side to the center side,
A casing portion in which the spindle portion and the impeller are rotatably housed and the guide blade portion is fixed inside, and a casing portion.
Is provided,
In the casing portion, the impeller and the guide blade portion are arranged in order along the axial direction of the main shaft and the flow direction of the fluid.
A plurality of pump stages pairing the impeller and the guide blade portion are arranged in the casing portion along the axial direction of the main shaft.
In the impeller, a first through hole for inserting the main shaft is formed in the center thereof, a plurality of impeller blades are provided, and the impeller blades are in contact with the side surfaces of the plurality of impeller blades to form the first through hole. A disk-shaped impeller side wall centered on the inserted main shaft is provided.
A second through hole for inserting the main shaft is formed in the center of the guide blade portion, a plurality of guide blades are provided, and the guide blades are in contact with the side surfaces of the plurality of guide blades and are in contact with the side surface of the guide blades. A disk-shaped guide blade side wall portion centered on the main shaft inserted into the hole is provided.
The diameter of the side wall of the impeller is smaller than the diameter of the side wall of the guide blade.
Between the impeller and the guide blade portion, there is only a swirl space formed as a fluid flow path, and the swirl space is outside the centrifugal side of the impeller side wall portion and the guide blade side wall portion. It is a space formed on the outside of the centrifugal side of the
The cross-sectional area of the swirling space on the distal side outer side of the impeller side wall portion obtained by cutting in a plane orthogonal to the axis of the main axis is 230% or more of the cross-sectional area of the inflow port of the impeller. Ri der 275% or less,
A multi-stage pump characterized in that the width dimension of the impeller blade in the axial direction is set to a constant value.

In the multi-stage pump according to claim 1,
The centrifugal edge of the guide blade is formed to be larger than the outer diameter of the side wall portion of the guide blade.
A multi-stage pump characterized in that an inclined portion inclined with respect to the axial direction is formed on the distal edge of the guide blade.

In the multi-stage pump according to claim 1 or 2.
A multi-stage pump characterized in that the diameter of the side wall portion of the impeller is more than 82.5% and 88.0% or less of the diameter of the side wall portion of the guide blade.

In the multi-stage pump according to any one of claims 1 to 3.
A multi-stage pump characterized in that the diameter of the width dimension of the casing is 90 mm or less, and the diameter of the side wall portion of the impeller is 161% or more and 171% or less with respect to the inner diameter of the impeller inflow port.

In the multi-stage pump according to any one of claims 1 to 4.
When the rotation speed of the pump is 4000 min ^-1 or more, the specific speed per one pump stage is 300 or more and 400 or less.
A multi-stage pump characterized in that the specific speed is set by the rotation speed of the pump and the outer diameter of the impeller.