JPH1113699A - Pump - Google Patents
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- JPH1113699A JPH1113699A JP16406897A JP16406897A JPH1113699A JP H1113699 A JPH1113699 A JP H1113699A JP 16406897 A JP16406897 A JP 16406897A JP 16406897 A JP16406897 A JP 16406897A JP H1113699 A JPH1113699 A JP H1113699A
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Abstract
Description
【０００１】[0001]
【発明の属する技術分野】本発明は、ボイラ給水などに
適用されるポンプに関するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a pump applied to boiler water supply and the like.
【０００２】[0002]
【従来の技術】従来、ボイラ給水ポンプなどにおけるデ
ィフューザー羽根の枚数は、概ね性能上の観点からのみ
決められている。強度上の観点からは、励振力が過大に
なる励振周波数（インペラの羽根枚数×回転数）とディ
フューザー羽根の固有振動数とを一致させないことが重
要であるが、負荷運転中におけるディフューザー羽根の
固有振動数は多種、多様で、ボイラ給水ポンプの総ての
負荷に対して固有振動数を計測することは費用が嵩むた
めに実際には殆ど不可能である。2. Description of the Related Art Conventionally, the number of diffuser blades in a boiler feed pump or the like is generally determined only from the viewpoint of performance. From the viewpoint of strength, it is important that the excitation frequency at which the excitation force becomes excessive (the number of impeller blades x the number of rotations) does not match the natural frequency of the diffuser blades. The frequencies are many and varied, and measuring the natural frequency for all loads on the boiler feed pump is practically almost impossible due to the expense.
【０００３】[0003]
【発明が解決しようとする課題】上記のように、ボイラ
給水ポンプなどにおけるディフューザー羽根に対する振
動数の管理は強度上の観点から重要であるが、費用が嵩
むために実際には特に行われておらず、ディフューザー
羽根の折損事故などに繋がる場合がある。As described above, the management of the frequency of the diffuser blades in a boiler feed pump or the like is important from the viewpoint of strength, but is not actually performed due to the high cost. This may lead to breakage of the diffuser blades.
【０００４】[0004]
【課題を解決するための手段】本発明に係るポンプは上
記課題の解決を目的にしており、インペラの外周にディ
フューザー羽根を備えたポンプにおける上記ディフュー
ザー羽根の枚数と上記インペラの羽根の枚数との差を１
枚または３枚以上にするとともに、上記ディフューザー
羽根の枚数を４の倍数以外にしている。SUMMARY OF THE INVENTION A pump according to the present invention has an object to solve the above-mentioned problems. In a pump provided with diffuser blades on the outer periphery of an impeller, the number of the diffuser blades and the number of the impeller blades are determined. One difference
The number of diffuser blades is not a multiple of four, or three or more.
【０００５】また、本発明に係るポンプは、インペラの
外周にディフューザー羽根を備えたポンプにおける上記
ディフューザー羽根と上記インペラの羽根との組み合わ
せ枚数をそれぞれ１０枚と９枚、または９枚と８枚、ま
たは７枚と６枚または６枚と５枚にしている。In the pump according to the present invention, the number of combinations of the diffuser blades and the impeller blades in a pump having diffuser blades on the outer periphery of the impeller is 10 and 9, or 9 and 8, respectively. Or 7 and 6 or 6 and 5 sheets.
【０００６】また、本発明に係るポンプは、インペラの
外周にディフューザー羽根を備えたポンプにおける上記
ディフューザー羽根と上記インペラの羽根との組み合わ
せ枚数をそれぞれ７枚と６枚、または６枚と５枚にして
いる。Further, in the pump according to the present invention, the number of combinations of the diffuser blades and the impeller blades in the pump having the diffuser blades on the outer periphery of the impeller is 7 and 6, or 6 and 5, respectively. ing.
【０００７】ポンプにおいてはインペラの外周にディフ
ューザー羽根がディスクに離散して装着されている。こ
のようなディフューザーの構造では、次式の条件を満た
す場合にのみディフューザー羽根の共振応答が大きくな
る。[0007] In the pump, diffuser blades are discretely mounted on a disk on the outer periphery of the impeller. In such a diffuser structure, the resonance response of the diffuser blade increases only when the following condition is satisfied.
【０００８】 Ｈ±ＮD ＝λ・ＮB ………………………………………………（１） ただし、Ｈは励振力周波数（インペラの羽根の枚数）、
ＮD は振動モードの節直径数、ＮB はディフューザー羽
根の枚数、λは自然数である。[0008] H ± N D = λ · N B ...................................................... (1) However, H is the excitation force frequency (number of blades of the impeller),
N D sections diameter of the vibration mode, N B is the number of diffuser blades, λ is a natural number.
【０００９】通常、節直径数が増す程、固有振動数は高
くなるが、０節モードはディスクの伸縮を伴い、また１
節モードはディスクを取付ける回転軸の弾性変形を伴
い、２節モードよりも振動数が高くなる。従って、２節
モードの振動数が最低になる場合が多い。固有振動数が
最低であることは、固有振動数の自乗に比例する等価剛
性も最低になり、同一の外力が作用した場合の振動応答
が最大になる。即ち、２節モードの共振応答を減少させ
る必要がある。式（１）において、ＮD ＝２とすると Ｈ−λ・ＮB ＝±２………………………………………………（２） 上式の関係を満たす場合にのみ共振応答が大きくなる。
ここで、インペラの枚数は６〜１０枚（Ｈ≒６〜１０）
であることを考慮すると、λ＝０は除外することがで
き、λ＝１が強度上で重要になる。Normally, as the number of node diameters increases, the natural frequency increases. However, the 0-node mode involves expansion and contraction of the disk,
The node mode involves elastic deformation of the rotating shaft on which the disk is mounted, and the frequency is higher than in the two-node mode. Therefore, the frequency of the two-node mode is often the lowest. When the natural frequency is the lowest, the equivalent rigidity proportional to the square of the natural frequency also becomes the lowest, and the vibration response when the same external force acts is maximized. That is, it is necessary to reduce the resonance response of the two-node mode. In equation (1), if N D = 2, H−λ · N B = ± 2 (2) When the relationship of the above equation is satisfied, Only the resonance response increases.
Here, the number of impellers is 6 to 10 (H ≒ 6 to 10)
Λ = 0 can be excluded, and λ = 1 becomes important in intensity.
【００１０】 Ｈ−ＮB ＝±２……………………………………………………（３） 結局、インペラの羽根の枚数Ｈとディフューザー羽根の
枚数ＮB との差が２の場合にディフューザー羽根の振動
に対する強度が問題になるため、インペラの羽根とディ
フューザー羽根との枚数の差を２以外にすることによっ
てディフューザー羽根の振動応答を大幅に減少させるこ
とができる。また、ディフューザー羽根の枚数が４（或
いは４の倍数）の場合に剛性の弱い個所が等ピッチで４
個所でき、円板は２節モードで振れ易い。従って、ディ
フューザー羽根の枚数は４の倍数を避けることが好まし
い。H−N B = ± 2 (3) After all, the number H of the impeller blades and the number N B of the diffuser blades are calculated. When the difference is 2, the strength of the diffuser blade against vibration becomes a problem. Therefore, by setting the difference between the number of impeller blades and the number of diffuser blades to other than 2, the vibration response of the diffuser blade can be significantly reduced. Further, when the number of diffuser blades is 4 (or a multiple of 4), the portions having low rigidity are 4 at equal pitch.
The disk is easy to swing in the two-bar mode. Therefore, it is preferable that the number of diffuser blades be a multiple of four.
【００１１】このように、本ポンプにおいてはディフュ
ーザー羽根の枚数と回転するインペラの羽根の枚数との
差を２以外にすることにより、振動数が最低で振動に対
する強度が最も厳しくなるディフューザー羽根の２節モ
ードの共振応答を「理論上は零」にすることができる。
さらに、ディフューザー羽根の枚数が４の倍数を避ける
ことにより、２節モードの振動応答を低減させることが
できる。As described above, in the present pump, by setting the difference between the number of diffuser blades and the number of rotating impeller blades to a value other than 2, the two-stage diffuser blades having the lowest frequency and the strongest strength against vibration are provided. The resonance response of the node mode can be made “theoretically zero”.
Furthermore, by avoiding the number of diffuser blades to be a multiple of four, the vibration response in the two-node mode can be reduced.
【００１２】また、ディフューザー羽根の枚数がインペ
ラの羽根の枚数と等しい場合には全インペラの羽根が同
時にディフューザー羽根を通過して通過音が大きくなる
点、作動流体が液体で密度が大きい場合には強度上の理
由で羽根を厚くする必要があって枚数は多くできない
点、羽根の枚数が多いと表面積が増え摩擦損失が増して
性能上で好ましくない点などの制約がある。また、ディ
フューザーはインペラよりも半径が大きいため、ディフ
ューザー羽根はインペラの羽根よりも枚数を多くするこ
とが通路面積上の理由で好ましい。従って、ディフュー
ザー羽根とインペラの羽根との枚数の組み合わせは、通
常のインペラの羽根の枚数が６〜１０枚であることを考
慮すると、好ましいディフューザー羽根／インペラの羽
根：１０／９，９／８，６／５，７／６の４種類で、製
作コストの面も考慮すると羽根枚数の少ないディフュー
ザー羽根６枚：インペラの羽根５枚ならびにディフュー
ザー羽根７枚：インペラの羽根６枚の組み合わせが最適
である。When the number of diffuser blades is equal to the number of impeller blades, all impeller blades simultaneously pass through the diffuser blades to increase the passing sound, and when the working fluid is liquid and has a high density, For reasons of strength, the number of blades cannot be increased due to the need to make the blades thicker, and when the number of blades is large, the surface area increases and friction loss increases, which is undesirable in terms of performance. Further, since the radius of the diffuser is larger than that of the impeller, it is preferable that the number of the diffuser blades is larger than that of the impeller blades in view of the passage area. Therefore, the combination of the number of diffuser blades and the number of impeller blades is preferable, considering that the number of normal impeller blades is 6 to 10, preferable diffuser blades / impeller blades: 10/9, 9/8, 6/5, 7/6, and considering the production cost, the combination of 6 diffuser blades with a small number of blades: 5 impeller blades and 7 diffuser blades: 6 impeller blades is optimal. .
【００１３】このように本発明に係るポンプにおいて
は、ディフューザー羽根の枚数とインペラの羽根の枚数
との差を２以外にすることにより、振動に対する強度的
に最も厳しい２節直径モードの共振応答を「理論上は
零」にすることができ、さらにディフューザー羽根の枚
数が４の倍数を避けることにより、２節モードの振動応
答を低減させることができる。As described above, in the pump according to the present invention, by setting the difference between the number of diffuser blades and the number of impeller blades to a value other than 2, the resonance response of the two-node diameter mode, which is strictest in terms of vibration, is improved. By making the number of diffuser blades a multiple of four, the vibration response in the two-node mode can be reduced.
【００１４】[0014]
【発明の実施の形態】図１乃至図４は本発明の実施の一
形態に係るボイラ給水ポンプの説明図である。図におい
て、本実施の形態に係るボイラ給水ポンプはボイラ給水
などに使用されるもので、図における符号１はディフュ
ーザー羽根、２はディフューザーのディスク、３はイン
ペラの羽根、４はボイラ給水ポンプの回転軸である。1 to 4 are explanatory views of a boiler feed pump according to an embodiment of the present invention. In the figure, the boiler feed pump according to the present embodiment is used for boiler feed and the like, and the reference numeral 1 in the figure is a diffuser blade, 2 is a diffuser disk, 3 is an impeller blade, and 4 is a rotation of the boiler feed pump. Axis.
【００１５】ボイラ給水ポンプにおけるディフューザー
羽根の枚数は、性能上の観点とは別に強度上の観点から
は、励振力が過大になる励振周波数（インペラの羽根枚
数×回転数）とディフューザー羽根の固有振動数とを一
致させないことが重要である。このため、本ボイラ給水
ポンプにおいてはディフューザー羽根１の枚数とインペ
ラの羽根３の枚数との差を２以外とし、さらにディフュ
ーザー羽根１の枚数を４の倍数以外にしている。ディフ
ューザー羽根１の枚数とインペラの羽根３の枚数とが等
しい場合は、全インペラの羽根３が同時にディフューザ
ー羽根１を通過するために通過音が大きくなる点、また
作動流体が液体で密度が大きい場合には強度上の理由か
らインペラの羽根３を厚くする必要があるためにインペ
ラの羽根３の枚数は多くできない点、ディフューザー羽
根１の枚数が多いと表面積が増え摩擦損失が増して性能
上で好ましくない点などの制約がある。また、ディフュ
ーザーはインペラよりも半径が大きいため、インペラの
羽根３よりもディフューザー羽根１の枚数を多くするこ
とは通路面積上の理由から好ましい。The number of diffuser blades in the boiler feed pump is determined from the excitation frequency (the number of impeller blades x the number of rotations) and the natural vibration of the diffuser blades at which the excitation force becomes excessive from the viewpoint of strength apart from performance. It is important that the numbers do not match. For this reason, in this boiler feed pump, the difference between the number of diffuser blades 1 and the number of impeller blades 3 is set to other than 2, and the number of diffuser blades 1 is set to a value other than a multiple of 4. If the number of diffuser blades 1 is equal to the number of impeller blades 3, the impeller blades 3 of all the impellers pass through the diffuser blades 1 at the same time, resulting in a loud passing sound. The reason is that the number of impeller blades 3 cannot be increased because the impeller blades 3 need to be thickened for reasons of strength. If the number of diffuser blades 1 is large, the surface area increases and friction loss increases, which is preferable in performance. There are restrictions such as no points. Further, since the diffuser has a larger radius than the impeller, it is preferable to increase the number of the diffuser blades 1 than the impeller blades 3 from the viewpoint of the passage area.
【００１６】従って、ディフューザー羽根１とインペラ
の羽根３との枚数の組み合わせは、通常のインペラの羽
根３の枚数が６〜１０枚であることを考慮すると、好ま
しいディフューザー羽根の枚数／インペラの羽根の枚数
は１０／９，９／８，６／５，７／６の４種類で、製作
コストの面も考慮すると枚数の少ないディフューザー羽
根６枚：インペラの羽根５枚ならびにディフューザー羽
根７枚：インペラの羽根６枚の組み合わせが最適であ
る。Therefore, the combination of the number of diffuser blades 1 and the number of impeller blades 3 is preferably the number of diffuser blades / the number of impeller blades, considering that the number of ordinary impeller blades 3 is 6 to 10. The number of sheets is 10/9, 9/8, 6/5, 7/6. Considering the production cost, the number of diffuser blades is small: 6 impeller blades and 5 diffuser blades and 7 diffuser blades: impeller. A combination of six blades is optimal.
【００１７】ボイラ給水ポンプにおけるディフューザー
は図に示すように、円板状のディスク２にディフューザ
ー羽根１が離散して装着されている。このような構造で
は、次の条件を満たす場合にのみディフューザー羽根の
共振応答が大きくなる。As shown in the figure, the diffuser in the boiler feed pump has a disk-like disk 2 on which diffuser blades 1 are discretely mounted. In such a structure, the resonance response of the diffuser blade increases only when the following condition is satisfied.
【００１８】 Ｈ±ＮD ＝λ・ＮB ………………………………………………（１） ただし、Ｈは励振力周波数（インペラの羽根の枚数）、
ＮD は振動モードの節直径数、ＮB はディフューザー羽
根の枚数、λは自然数である。[0018] H ± N D = λ · N B ...................................................... (1) However, H is the excitation force frequency (number of blades of the impeller),
N D sections diameter of the vibration mode, N B is the number of diffuser blades, λ is a natural number.
【００１９】通常、節直径数が増す程、固有振動数は高
くなるが、０節モードはディスク２の伸縮を伴い、また
１節モードはディスク２を取付ける回転軸４の弾性変形
を伴い、２節モードよりも振動数が高くなる。従って、
２節モードの振動数が最低になる場合が多い。固有振動
数が最低になることは、固有振動数の自乗に比例する等
価剛性が最低になり、同一の外力が作用した場合の振動
応答が最大になる。即ち、２節モードの共振応答を減少
させる必要がある。式（１）において、ＮD ＝２とすれ
ば Ｈ−λ・ＮB ＝±２………………………………………………（２） となり、上式の関係を満たす場合にのみ共振応答が大き
くなる。ここで、ボイラ給水ポンプにおけるインペラの
羽根の枚数が６〜１０枚（Ｈ≒６〜１０）であることを
考慮すると、λ＝０は除外することができ、λ＝１が強
度上で重要になる。Normally, as the number of node diameters increases, the natural frequency increases. However, the 0-node mode involves expansion and contraction of the disk 2, and the 1-node mode involves elastic deformation of the rotating shaft 4 on which the disk 2 is mounted. The frequency is higher than in the knot mode. Therefore,
In many cases, the frequency of the two-node mode becomes the lowest. When the natural frequency is minimized, the equivalent rigidity proportional to the square of the natural frequency is minimized, and the vibration response when the same external force is applied is maximized. That is, it is necessary to reduce the resonance response of the two-node mode. In equation (1), if N D = 2, then H−λ · N B = ± 2 (2). The resonance response becomes large only when the condition is satisfied. Here, considering that the number of impeller blades in the boiler feed pump is 6 to 10 (H ≒ 6 to 10), λ = 0 can be excluded, and λ = 1 is important in terms of strength. Become.
【００２０】 Ｈ−ＮB ＝±２……………………………………………………（３） 結局、インペラの羽根の枚数Ｈとディフューザー羽根の
枚数ＮB との差が２の場合にディフューザー羽根の振動
に対する強度が問題になるので、インペラの羽根３とデ
ィフューザー羽根１との枚数差を２以外にすることによ
り、ディフューザー羽根１の振動応答を大幅に減少させ
ることができる。H−N B = ± 2 (3) After all, the number H of the impeller blades and the number N B of the diffuser blades are calculated. When the difference is 2, the strength of the diffuser blade against vibration becomes a problem. By setting the difference between the number of impeller blades 3 and the number of diffuser blades 1 to a value other than 2, the vibration response of the diffuser blade 1 can be significantly reduced. Can be.
【００２１】図４は節直径モードを示し、図中の＋，−
は振幅の位相関係を示している。図４に示すようにディ
フューザー羽根の枚数が４（或いは４の倍数）の場合に
剛性の弱い個所が等ピッチで４個所でき、ディスクが２
節モードで振れ易い。従って、ディフューザー羽根１の
枚数は４の倍数を避けることが好ましい。FIG. 4 shows the nodal diameter mode.
Indicates a phase relationship between amplitudes. As shown in FIG. 4, when the number of diffuser blades is 4 (or a multiple of 4), four places with low rigidity can be formed at equal pitches, and two disks can be formed.
Easy to swing in knot mode. Therefore, it is preferable that the number of diffuser blades 1 be a multiple of four.
【００２２】このように、ボイラ給水ポンプのディフュ
ーザー羽根１の枚数と回転側のインペラの羽根３の枚数
との差を２以外にすることにより、振動数が最低で振動
に対する強度が最も厳しくなるディフューザー羽根１の
２節モードの共振応答を「理論上は零」にすることがで
き、ディフューザー羽根１の振動に対する強度を大幅に
向上させることができる。さらに、ディフューザー羽根
１の枚数が４の倍数を避けることにより、２節モードの
振動応答を低減させることができる。As described above, by setting the difference between the number of the diffuser blades 1 of the boiler feed pump and the number of the blades 3 of the rotating impeller to a value other than 2, the diffuser having the lowest frequency and the strictest strength against vibration is obtained. The resonance response of the blade 1 in the two-node mode can be set to “theoretically zero”, and the strength of the diffuser blade 1 against vibration can be greatly improved. Further, by avoiding the number of the diffuser blades 1 to be a multiple of 4, the vibration response in the two-node mode can be reduced.
【００２３】図３（ａ）はディスク２にディフューザー
羽根１が離散的に装着された回転機械における共振条件
を示しており、同図（ｂ）は式（１）の概念的な説明図
である。図３（ａ），（ｂ）は共振条件である式（１）
の概念的な説明図で、この場合はディフューザー羽根の
枚数＝８、インペラの羽根の枚数＝６である。図３
（ａ）は共振条件を満足する節直径数ＮD とインペラの
羽根３の枚数Ｈとの関係を示しており、例えばλ＝０の
場合はＨ＝ＮD ，λ＝１の場合はＨ±ＮB ＝８，……を
満足する条件を記号でプロットしている。FIG. 3A shows resonance conditions in a rotating machine in which the diffuser blades 1 are discretely mounted on the disk 2, and FIG. 3B is a conceptual explanatory diagram of the equation (1). . FIGS. 3A and 3B show equations (1) as resonance conditions.
In this case, the number of diffuser blades = 8 and the number of impeller blades = 6. FIG.
(A) shows the relationship between the number H of nodal diameters number N D and the blades of the impeller 3 which satisfies the resonance condition, for example in the case of lambda = 0 H = N D, in the case of lambda = 1 H ± The conditions satisfying N B = 8,... Are plotted using symbols.
【００２４】同図（ｂ）は一例として、ディフューザー
羽根の枚数＝８、インペラの羽根の枚数＝６の場合に、
２節直径モードが励振されることを示している。ディフ
ューザーはインペラの励振エネルギをディフューザー羽
根の取付け位置Ｄ1 ，Ｄ2 ，Ｄ3 ……，Ｄ8 で受けるの
で、この点を点線で結ぶと励振周波数＝２に相当し、２
節直径モードも励振される。FIG. 2B shows, as an example, when the number of diffuser blades = 8 and the number of impeller blades = 6,
This shows that the two-node diameter mode is excited. Since the diffuser receives the excitation energy of the impeller at the mounting positions D 1 , D 2 , D 3, ..., D 8 of the diffuser blades, connecting this point with a dotted line corresponds to an excitation frequency = 2.
The nodal diameter mode is also excited.
【００２５】従来、ボイラ給水ポンプなどにおけるディ
フューザー羽根に対する振動数の管理は強度上の観点か
ら重要であるが、費用が嵩むために実際には特に行われ
ておらず、ディフューザー羽根の折損事故などに繋がる
場合がある。これに対し、本ボイラ給水ポンプにおいて
は費用が嵩む負荷運転中におけるディフューザー羽根１
の固有振動数を計測せずに、ボイラ給水ポンプにおいて
ディフューザー羽根１に対する励振力が過大になる励振
周波数（インペラの羽根枚数×回転数）とディフューザ
ー羽根１の固有振動数とを一致させないようにしてディ
フューザー羽根１の振動に対する強度を向上させるよう
に、ボイラ給水ポンプにおけるディフューザー羽根１の
枚数と回転側のインペラの羽根３の枚数との差を０と２
以外にし、さらにディフューザー羽根１の枚数を４の倍
数以外にしており（最適な組み合わせはディフューザー
羽根＝６枚とインペラの羽根＝５枚、ディフューザー羽
根＝７枚とインペラの羽根＝６枚）、ディフューザー羽
根１の枚数とインペラの羽根３の枚数との差を０と２以
外にすることにより、振動に対して強度的に最も厳しい
２節直径モードの共振応答を「理論上は零」にすること
ができ、さらにディフューザー羽根１の枚数を４の倍数
を避けることにより２節モードの振動応答を低減させる
ことができ、ボイラ給水ポンプなどにおけるディフュー
ザー羽根１に対する信頼性を大幅に向上させることがで
きる。Conventionally, the control of the frequency of the diffuser blades in a boiler feed pump or the like is important from the viewpoint of strength. However, since the cost is increased, it is not actually performed, and this may lead to breakage of the diffuser blades. There are cases. On the other hand, in the present boiler feed pump, the diffuser blade 1 during the load operation, which is expensive, is increased.
Without measuring the natural frequency of the diffuser blade 1 in the boiler feed pump, so that the excitation frequency (the number of impeller blades x the number of rotations) at which the excitation force to the diffuser blade 1 becomes excessive in the boiler feed pump does not match the natural frequency of the diffuser blade 1. The difference between the number of the diffuser blades 1 in the boiler feed pump and the number of the rotating impeller blades 3 in the boiler feed pump is 0 or 2 so as to improve the strength of the diffuser blades 1 against vibration.
In addition, the number of diffuser blades 1 is not a multiple of 4 (the optimal combination is 6 diffuser blades and 5 impeller blades, 7 diffuser blades and 6 impeller blades), and the diffuser. By setting the difference between the number of blades 1 and the number of blades 3 of the impeller to a value other than 0 and 2, the resonance response of the two-node diameter mode, which is the most severe in terms of vibration, is set to "theoretical zero". Further, by avoiding the number of the diffuser blades 1 as a multiple of 4, the vibration response in the two-node mode can be reduced, and the reliability of the diffuser blades 1 in a boiler feed pump or the like can be greatly improved.
【００２６】[0026]
【発明の効果】本発明に係るポンプは前記のように構成
されており、ディフューザー羽根の枚数とインペラの羽
根の枚数との差を２以外にすることにより、振動に対す
る強度的に最も厳しい２節直径モードの共振応答を「理
論上は零」にすることができ、さらにディフューザー羽
根の枚数が４の倍数を避けることにより、２節モードの
振動応答を低減させることができるので、費用が嵩むた
めに実際には殆ど不可能なディフューザー羽根の固有振
動数を計測することなくディフューザー羽根の折損事故
などを防止することができ、ディフューザー羽根を有す
るポンプに対する信頼性が大幅に向上する。The pump according to the present invention is constructed as described above. By setting the difference between the number of diffuser blades and the number of impeller blades to other than 2, the two-section pump having the strictest strength against vibration is provided. Because the resonance response of the diameter mode can be made "theoretically zero" and the vibration response of the two-node mode can be reduced by avoiding the number of diffuser blades being a multiple of 4, the cost increases. In practice, it is possible to prevent breakage of the diffuser blade without measuring the natural frequency of the diffuser blade, which is practically impossible, thereby greatly improving the reliability of the pump having the diffuser blade.
【図１】図１（ａ）は本発明の実施の一形態に係る給水
ポンプのディフューザーの断面図、同図（ｂ）は正面図
である。FIG. 1A is a cross-sectional view of a diffuser of a water supply pump according to an embodiment of the present invention, and FIG. 1B is a front view.
【図２】図２（ａ）はそのディフューザー羽根の正面
図、同図（ｂ）はそのインペラの羽根の正面図である。FIG. 2A is a front view of the diffuser blade, and FIG. 2B is a front view of the impeller blade.
【図３】図３はその作用説明図である。FIG. 3 is an explanatory diagram of the operation.
【図４】図４もその作用説明図である。FIG. 4 is an explanatory diagram of the operation thereof.
１ ディフューザー羽根 ２ ディフューザーのディスク ３ インペラの羽根 ４ 給水ポンプの回転軸 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Diffuser blade 2 Diffuser disk 3 Impeller blade 4 Rotating shaft of water supply pump
Claims (3)
備えたポンプにおいて、上記ディフューザー羽根の枚数
と上記インペラの羽根の枚数との差を１枚または３枚以
上にするとともに、上記ディフューザー羽根の枚数を４
の倍数以外にしたことを特徴とするポンプ。In a pump provided with diffuser blades on the outer periphery of an impeller, the difference between the number of diffuser blades and the number of impeller blades is made one or three or more, and the number of diffuser blades is four or more.
A pump characterized in that it is not a multiple of.
備えたポンプにおいて、上記ディフューザー羽根と上記
インペラの羽根との組み合わせ枚数をそれぞれ１０枚と
９枚、または９枚と８枚、または７枚と６枚、または６
枚と５枚にしたことを特徴とするポンプ。2. A pump provided with diffuser blades on the outer periphery of an impeller, wherein the number of combined diffuser blades and impeller blades is 10 and 9, respectively, 9 and 8, or 7 and 6 respectively. Or 6
A pump characterized in that it has five and five sheets.
備えたポンプにおいて、上記ディフューザー羽根と上記
インペラの羽根との組み合わせ枚数をそれぞれ７枚と６
枚、または６枚と５枚にしたことを特徴とするポンプ。3. A pump provided with diffuser blades on the outer periphery of an impeller, wherein the number of combined diffuser blades and impeller blades is 7 and 6, respectively.
A pump characterized in that the number of sheets, or six and five pieces.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP16406897A JPH1113699A (en) | 1997-06-20 | 1997-06-20 | Pump |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP16406897A JPH1113699A (en) | 1997-06-20 | 1997-06-20 | Pump |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH1113699A true JPH1113699A (en) | 1999-01-19 |
Family
ID=15786180
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP16406897A Pending JPH1113699A (en) | 1997-06-20 | 1997-06-20 | Pump |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH1113699A (en) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2009264382A (en) * | 2008-04-23 | 2009-11-12 | Snecma | Casing of turbo-machine including device for preventing instability when casing and rotor contact each other |
| JP2009275700A (en) * | 2008-04-23 | 2009-11-26 | Snecma | Thermomechanical component constituting rotation body rotated around longitudinal axis including at least one abradable ring for seal labyrinth |
| CN105864099A (en) * | 2016-05-24 | 2016-08-17 | 江苏大学 | Design method for outlet-end folded edge blade structure of impeller of middle-high-ratio rotating speed centrifugal pump |
| CN105927582A (en) * | 2016-05-24 | 2016-09-07 | 江苏大学 | Design method for folded-edge blade structure of inlet end of impeller of middle and high specific rotation speed centrifugal pump |
| CN105971929A (en) * | 2016-05-09 | 2016-09-28 | 江苏大学 | Structure design method for V-shaped cutting structure of edge folding blades at inlet end of impeller of double suction pump |
| CN105971926A (en) * | 2016-05-09 | 2016-09-28 | 江苏大学 | Design method of impeller double-end edge folding blade V-shaped cutting structure of double suction pump |
-
1997
- 1997-06-20 JP JP16406897A patent/JPH1113699A/en active Pending
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| CN105864099B (en) * | 2016-05-24 | 2018-06-26 | 江苏大学 | A kind of design method of middle higher specific speed centrifugal pump impeller port of export edge folding blades structure |
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