JPS5872693A - 軸推力平衡装置 - Google Patents
軸推力平衡装置Info
- Publication number
- JPS5872693A JPS5872693A JP56171431A JP17143181A JPS5872693A JP S5872693 A JPS5872693 A JP S5872693A JP 56171431 A JP56171431 A JP 56171431A JP 17143181 A JP17143181 A JP 17143181A JP S5872693 A JPS5872693 A JP S5872693A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- balance
- pressure chamber
- gap
- axial thrust
- pressure
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
- F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
- F01D25/04—Antivibration arrangements
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
- F01D3/00—Machines or engines with axial-thrust balancing effected by working-fluid
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D29/00—Details, component parts, or accessories
- F04D29/04—Shafts or bearings, or assemblies thereof
- F04D29/041—Axial thrust balancing
- F04D29/0416—Axial thrust balancing balancing pistons
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Control Of Non-Positive-Displacement Pumps (AREA)
- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は多段遠心ポンプおよび高圧多段遠心圧縮機など
に使用される軸推力平衡装置に関するものである。
に使用される軸推力平衡装置に関するものである。
従来のこの種軸推力平衡装Ｗは第１図に示すように、軸
２に取付けられたバランスドラム３とケニシング（図示
せず）に取付けられたバランスブツシュ４との間に環状
細隙５を設け、かつ前記両者３．４と軸２に取付けた羽
根車１の背部との間に高圧室６を設けると共に、前記両
者３，４の反羽根車側に低圧のバランス室７を設けた構
成からなる。
２に取付けられたバランスドラム３とケニシング（図示
せず）に取付けられたバランスブツシュ４との間に環状
細隙５を設け、かつ前記両者３．４と軸２に取付けた羽
根車１の背部との間に高圧室６を設けると共に、前記両
者３，４の反羽根車側に低圧のバランス室７を設けた構
成からなる。
羽根車１の吸込口１ａから吸込まれ、吐出口１ｂから吐
出された吐出水の大部分は吐出ケーシング（図示せず）
を経て所蝋個所へ送られる。前記吐出水の一部は羽根車
ｌの背部に設けられた高圧室６に流入し、さらに細隙５
およびバランス室７を経てポンプの吸込側または大気中
へ排出される。
出された吐出水の大部分は吐出ケーシング（図示せず）
を経て所蝋個所へ送られる。前記吐出水の一部は羽根車
ｌの背部に設けられた高圧室６に流入し、さらに細隙５
およびバランス室７を経てポンプの吸込側または大気中
へ排出される。
上記バランスドラム３の高圧室６側およびバランス室７
側の側壁には、ポンプの吐出圧および吸込圧がそれぞれ
作用するため、バランスドラム３には右方向に向う軸方
向のカが作用するので１羽根車ｌの右方向に向う軸推力
は緩和される。
側の側壁には、ポンプの吐出圧および吸込圧がそれぞれ
作用するため、バランスドラム３には右方向に向う軸方
向のカが作用するので１羽根車ｌの右方向に向う軸推力
は緩和される。
また前記側１！１５に充満された流体の薄膜は油潤清の
ジャーナル軸受の油膜と同様な一稲の軸受作用を行り。
ジャーナル軸受の油膜と同様な一稲の軸受作用を行り。
いま軸２が軸系の固有角振動数Ωに比べて高い角速度ω
で回転されると、前記流体膜の軸受作用によシ、油潤滑
のジャーナル軸受で見られるオイルポンプと類僚の軸自
励振動を発生することがおる。軸の無次元回転角速度石
と軸の径方向振動幅の実測結果は第２図に示すとおりで
、この図から前記−が２．５程度になると、軸自励振動
Ω を発生するから、振幅は急激に増大することが容易に理
解される。
で回転されると、前記流体膜の軸受作用によシ、油潤滑
のジャーナル軸受で見られるオイルポンプと類僚の軸自
励振動を発生することがおる。軸の無次元回転角速度石
と軸の径方向振動幅の実測結果は第２図に示すとおりで
、この図から前記−が２．５程度になると、軸自励振動
Ω を発生するから、振幅は急激に増大することが容易に理
解される。
本発明は上記にかんがみ軸自励振動の発生を防ぐことを
目的とするもので、ポンプ吐出側の高圧室と反ボング側
の低圧バランス室とをバランスドラムおよびバランスブ
ツシュ間の環状細隙によシ連通してなる軸推力平衡装置
におｈて、任意数の圧力室を前記細隙を形成するバラン
スドラムの外周面およびバランスブツシュの内周面のい
ずれか一方に設けるか、または双方にまたがって設ける
ことを特徴とするものである。
目的とするもので、ポンプ吐出側の高圧室と反ボング側
の低圧バランス室とをバランスドラムおよびバランスブ
ツシュ間の環状細隙によシ連通してなる軸推力平衡装置
におｈて、任意数の圧力室を前記細隙を形成するバラン
スドラムの外周面およびバランスブツシュの内周面のい
ずれか一方に設けるか、または双方にまたがって設ける
ことを特徴とするものである。
以下本発明の実施例を図面について説明するに先だって
１本発明の原理について説明する。
１本発明の原理について説明する。
まず軸系が安定に回転するための条件を第３図について
述べる。同図（ａ）は軸２に取付けたバランスド２ム３
とケーシングに取付けたバランスブツシュ４との間に環
状細隙５を形成する軸系を単純化して示したものである
。同図（ｂ）は前記軸系において、バランスドラム３が
微小半径Ｉの円軌道上を軸系の角振動数Ωで振れ回った
時の振れ回ヤ速度の方向の力の釣合いを示したものであ
る。その力Ｆ１は流体膜の達成ばね係数ｋｘｙにより、
振れ回り半径８をさらに大きくしようとする力であり、
力Ｆ、は流体膜の減衰係数ＣＸＸにより、振れ回シ半径
１を小さくしようとする友である。このような振れ回り
が時間と共に減衰するための条件は、下記（１）式のと
おシでオ杭 Ｆ Ｉ ＞ ｐ ｔ ・・・・旧・・（１）
上記Ｆ８．Ｆｔは下記（２＋、 （３１式で表わされる
。
述べる。同図（ａ）は軸２に取付けたバランスド２ム３
とケーシングに取付けたバランスブツシュ４との間に環
状細隙５を形成する軸系を単純化して示したものである
。同図（ｂ）は前記軸系において、バランスドラム３が
微小半径Ｉの円軌道上を軸系の角振動数Ωで振れ回った
時の振れ回ヤ速度の方向の力の釣合いを示したものであ
る。その力Ｆ１は流体膜の達成ばね係数ｋｘｙにより、
振れ回り半径８をさらに大きくしようとする力であり、
力Ｆ、は流体膜の減衰係数ＣＸＸにより、振れ回シ半径
１を小さくしようとする友である。このような振れ回り
が時間と共に減衰するための条件は、下記（１）式のと
おシでオ杭 Ｆ Ｉ ＞ ｐ ｔ ・・・・旧・・（１）
上記Ｆ８．Ｆｔは下記（２＋、 （３１式で表わされる
。
Ｆ １ ＝ ｋ Ｘ Ｙ ｇ −−・・・・・
・・（２ｉｐ、＝ＣｘｘｇΩ ・・・・・・・・・
（３）この（２１，（３１式を（１１式に代入すると、
ＣＸＸΩ） ｋ ｘ ｙ −・−＝ …（４
１となる。この（４）式を軸２の回転角速度ωを用いて
変形すれば。
・・（２ｉｐ、＝ＣｘｘｇΩ ・・・・・・・・・
（３）この（２１，（３１式を（１１式に代入すると、
ＣＸＸΩ） ｋ ｘ ｙ −・−＝ …（４
１となる。この（４）式を軸２の回転角速度ωを用いて
変形すれば。
トナル。バランストラム３とバランスブツシュ４との間
の環状Ｍｌ！Ｊ部５の流体膜のばね係数および減衰係数
を、前記細隙部の幅りと直径りとの種々い回転速度まで
安定に回転することがわかる。
の環状Ｍｌ！Ｊ部５の流体膜のばね係数および減衰係数
を、前記細隙部の幅りと直径りとの種々い回転速度まで
安定に回転することがわかる。
バランスドラムの直径ＤＦｉボングの軸推力を平を小さ
くするためには、Ｌを従来のものよシ小さくする必要が
ある。しかし単にＬを小さくしただけでは、細隙部５を
漏洩する流量が増大し、ポンプ効率の低下を招く恐れが
ある。この対策として、幅りの小さいバランスドラムを
複数個設け、漏洩流量が増加しないようにすればよい。
くするためには、Ｌを従来のものよシ小さくする必要が
ある。しかし単にＬを小さくしただけでは、細隙部５を
漏洩する流量が増大し、ポンプ効率の低下を招く恐れが
ある。この対策として、幅りの小さいバランスドラムを
複数個設け、漏洩流量が増加しないようにすればよい。
ところが実施する場合、複数個のバランスドラムとバラ
ンスブツシュを製作して取付けることは、非常にコスト
高となる恐れがある。このため十分に大きな圧力室をバ
ランスドラムおよびバランスブツシュの一方に設けるか
または双方にまたがりびバランスブツシュを複数個並置
したと同様な効果を発揮させることができる。なお前記
圧力室の軸方向の長さを項状細隙部の隙間の４０倍以上
にしないと、十分な効果を発揮しないことが笑験の結果
よシ明らかである。
ンスブツシュを製作して取付けることは、非常にコスト
高となる恐れがある。このため十分に大きな圧力室をバ
ランスドラムおよびバランスブツシュの一方に設けるか
または双方にまたがりびバランスブツシュを複数個並置
したと同様な効果を発揮させることができる。なお前記
圧力室の軸方向の長さを項状細隙部の隙間の４０倍以上
にしないと、十分な効果を発揮しないことが笑験の結果
よシ明らかである。
上記墳状細隙部を圧力室によシ効果的に分割するために
、圧力室に必要な軸方向長さと深さは圧力室内の流れを
二次元ど噴流とみなすことによシ、次に述べるように計
算することができる。
、圧力室に必要な軸方向長さと深さは圧力室内の流れを
二次元ど噴流とみなすことによシ、次に述べるように計
算することができる。
第５図（ａ）はバランスブツシュ４の内周面に設けた圧
力室８内の流れの状態を示したもので、圧力室８の軸方
向長さを−ｅ、深さをｔとし、かつ環状隙間５の大きさ
をＣとする。一方、第５図（ｂ）は鼎図（ａ）に対応す
る二次元の噴流の状態を示したもので、吹き出し口にお
ける噴流の幅を２ｃ、吹き出し口から軸方向へＸだけ離
れた断面における噴流の幅を２ｂ、噴流中央の最大速度
をｕｌ、８とする。
力室８内の流れの状態を示したもので、圧力室８の軸方
向長さを−ｅ、深さをｔとし、かつ環状隙間５の大きさ
をＣとする。一方、第５図（ｂ）は鼎図（ａ）に対応す
る二次元の噴流の状態を示したもので、吹き出し口にお
ける噴流の幅を２ｃ、吹き出し口から軸方向へＸだけ離
れた断面における噴流の幅を２ｂ、噴流中央の最大速度
をｕｌ、８とする。
噴流の一断面を単位時間に通過する運動量は。
距離Ｘに関係なく一定でなければならないので。
噴流の幅２ｂと最大速度ｕ１１．との間には次の関係が
成立する。
成立する。
ｕ、、１Ｉ１２ｂ＝一定 、−１，−８，−（６）
一方、二次元の噴流の場合１幅２ｂは距離Ｘに比例して
増大するので、広がシ角２θは距離Ｘに関係なく一定で
オシ、吹き出し口付近の流れを無視すると１次の、関係
が成立する。
一方、二次元の噴流の場合１幅２ｂは距離Ｘに比例して
増大するので、広がシ角２θは距離Ｘに関係なく一定で
オシ、吹き出し口付近の流れを無視すると１次の、関係
が成立する。
２ｂ＝２Ｃ＋２Ｘｔａｎθ 、−・−・−（７）二次
元噴流の場合、広がり角２θは１２’程度でおる。第５
図（ａ）に示した圧力室８内の流れを。
元噴流の場合、広がり角２θは１２’程度でおる。第５
図（ａ）に示した圧力室８内の流れを。
第５図（ｂ）に示した二次元噴流の上半分とみなして、
前記二次元噴流の場合と同様の考察を行うと、圧力室８
内の流れに対しても（６）、 （７１式が成立する。
前記二次元噴流の場合と同様の考察を行うと、圧力室８
内の流れに対しても（６）、 （７１式が成立する。
、圧力室８の入口（ｘ＝０）において、最大速度ｕ１．
８がｖｌであるとすると、噴流の広がり角θは６０程度
であるから％（６１，（７１式よシ噴流の幅すと最大速
度ｕ１．８は下記（８１，（９）式で表わされる。
８がｖｌであるとすると、噴流の広がり角θは６０程度
であるから％（６１，（７１式よシ噴流の幅すと最大速
度ｕ１．８は下記（８１，（９）式で表わされる。
ｂ ＝ Ｃ（−ｔａｎ ６ ’ ＋ １ ） ”
”・（８）次に圧力室８において噴流の最大速度Ｕ□、
をどの程度に減速すれば、圧力室８が効果的に働くかを
検討する。圧力室８の役割は、その両側の細隙部を分離
し、下流側のＭｌｔＪ部に上流側の細隙部の影響が及ば
ないようにすること、すなわち圧力室で十分に小さくシ
、かつ圧力室入口に存在する周方向の圧力の分布を圧力
室８内でなくすることができる。後者の圧力室入口の圧
力の周方向分布は。
”・（８）次に圧力室８において噴流の最大速度Ｕ□、
をどの程度に減速すれば、圧力室８が効果的に働くかを
検討する。圧力室８の役割は、その両側の細隙部を分離
し、下流側のＭｌｔＪ部に上流側の細隙部の影響が及ば
ないようにすること、すなわち圧力室で十分に小さくシ
、かつ圧力室入口に存在する周方向の圧力の分布を圧力
室８内でなくすることができる。後者の圧力室入口の圧
力の周方向分布は。
圧力室８内で軸方向流れの動圧を十分に小さくすれば同
時に小さくなる。
時に小さくなる。
バランスド２ム３の軸方向の全圧力差を基準に差の１％
以下程度になれば、圧力室の役割は十分に発揮される。
以下程度になれば、圧力室の役割は十分に発揮される。
一般にバランスドラム３とバランスブツシュ４との間の
細隙５における軸方向流れ向長さＪは、（９）式よシ次
のようになる。
細隙５における軸方向流れ向長さＪは、（９）式よシ次
のようになる。
Ｊ≧３８Ｃ−・・・・・・・・・αり
また圧力室８の深さｔは、その内部の噴流の最大幅以上
を必要とするもので、（８）式よシ次のようになる。
を必要とするもので、（８）式よシ次のようになる。
ｔ≧０．１１ノ ・・・・・・・・・αυ第６図
は＃１ＰＪ５の軸方向長さＬとバランスドラム３の直径
りとの比が約１．０であつ九ものを、３個の圧力室によ
シ４分割した場合の軸自励振動のしたものである。同図
よ一シ圧力室の無次元軸方向になって顛式の妥当である
ことがわかる。
は＃１ＰＪ５の軸方向長さＬとバランスドラム３の直径
りとの比が約１．０であつ九ものを、３個の圧力室によ
シ４分割した場合の軸自励振動のしたものである。同図
よ一シ圧力室の無次元軸方向になって顛式の妥当である
ことがわかる。
上述した原理に基づく具体的構成を第７図ないし第９図
について説明する。これらの第７図〜第９図のうち第１
図に示す符号と同一符号は同一または該轟する部分を示
すものとする。
について説明する。これらの第７図〜第９図のうち第１
図に示す符号と同一符号は同一または該轟する部分を示
すものとする。
第７図において、４はバランスブツシュで、その内周面
には任意数（図では２個）の圧力室ｆ３ａ。
には任意数（図では２個）の圧力室ｆ３ａ。
８ｂが設けられている。５１〜５ＣＶｉバランスドラム
３とバランスブツシュ４との間に形成された細隙である
。その他の構造は第１図に示す従来例と同一であるから
説明を省略する。このような構造からなる本実施例の作
用を次に述べる。
３とバランスブツシュ４との間に形成された細隙である
。その他の構造は第１図に示す従来例と同一であるから
説明を省略する。このような構造からなる本実施例の作
用を次に述べる。
羽根車１から吐出された吐出水の一部は１羽根車ｌ背部
の圧力室６に流入し、さらに細隙５ａ。
の圧力室６に流入し、さらに細隙５ａ。
圧力室８ｍ、細［５ｂ、圧力室８ｂおよび細隙５Ｃを経
てバランス室７に流入した後に、ポンプの吸込側または
大気中に排出される。前記圧力室８Ｊｌ、８ｂは十分に
大きいので、細隙５ａ〜５ｃに充満している流体の軸受
作用はその細隙５ａ〜５Ｃの軸受作用の和となる。前記
細隙５ａ〜５Ｃは＠Ｌと直径りの比が十分に小さくなる
ように設定されているため、第４図で説明したように軸
系は高い回転角速度まで安定に回転することができる。
てバランス室７に流入した後に、ポンプの吸込側または
大気中に排出される。前記圧力室８Ｊｌ、８ｂは十分に
大きいので、細隙５ａ〜５ｃに充満している流体の軸受
作用はその細隙５ａ〜５Ｃの軸受作用の和となる。前記
細隙５ａ〜５Ｃは＠Ｌと直径りの比が十分に小さくなる
ように設定されているため、第４図で説明したように軸
系は高い回転角速度まで安定に回転することができる。
本実施例では、細＠５は２個の圧力室８ａ。
８ｂによ９３個の細隙５８〜５Ｃに分割されて−細隙に
分割した方がよい場合もあシＳまた２個で十分な場合も
ある。
分割した方がよい場合もあシＳまた２個で十分な場合も
ある。
本実施例では圧力室８ｍ、＄ｂをバラ／スブツシ：ｊ−
４側に設けたが、これに代シ第８図に示すように圧力室
８ａ、８ｂｅバランスドラム３側に設け、また第９図に
示すように圧力室ｆ３ａ、８ｂをバランスドラム３およ
びバランスブツシュ４の双方にまたがるように設けても
同様な効果をうろことができる。
４側に設けたが、これに代シ第８図に示すように圧力室
８ａ、８ｂｅバランスドラム３側に設け、また第９図に
示すように圧力室ｆ３ａ、８ｂをバランスドラム３およ
びバランスブツシュ４の双方にまたがるように設けても
同様な効果をうろことができる。
第１０図は上記のような軸推力平衡装置を有するポンプ
の軸振動を実測した結果を示したもので。
の軸振動を実測した結果を示したもので。
この図よシボンブは高い回転角速度まで安定に運転でき
ることが容易に理解される。
ることが容易に理解される。
以上説明したように本発明にシれば、バランスドラムと
バランスブツシュとの間の細隙を圧力室て任意数に分割
することによシ、その細隙の幅と直径との比を小さくで
きるので、細隙内の流体膜の軸受特性を安定化すること
が可能である。したがってポンプを高い回転角速度まで
軸自励振動を起させることなく安定に運転することがで
きる。
バランスブツシュとの間の細隙を圧力室て任意数に分割
することによシ、その細隙の幅と直径との比を小さくで
きるので、細隙内の流体膜の軸受特性を安定化すること
が可能である。したがってポンプを高い回転角速度まで
軸自励振動を起させることなく安定に運転することがで
きる。
第１図は従来の軸推力平衡装置を示す要部断面図、第２
図は従来の軸推力平衡装置を備えるポンプの軸振動の実
測結果を示す図、第３図ないし第６図は本発明の軸推力
平衡装置の原理を説明する図、第７図は本発明の軸推力
平衡装置の実施例を示す断回図、第８図および第９図は
本発明に係わる他の実施例を示す要部断面図、第１０図
は本発明の軸推力平衡装置を備えるポンプの軸振動の実
測結果を示す図である。 ３・・・バランスドラム％４・・・バランスブツシュ。 ５８〜５Ｃ・・・環状細隙、８ａ、９ｂ・・・圧力室。 ・４ぐ。 オ １ 日 第２１！］ ０１ ２ ３ 、嶌、ンｔζ７ＬＬ］酬１ノミ、丙ｉ哨ド、ｌ胸一つｔ
Ｆ才３０ （久） ＜ｂ） 牙 ４ 圀 ０ ０．５ ｔ、。 オＳ図 （＾） オら図 メー オ′７巴 オ８図 才９ 国
図は従来の軸推力平衡装置を備えるポンプの軸振動の実
測結果を示す図、第３図ないし第６図は本発明の軸推力
平衡装置の原理を説明する図、第７図は本発明の軸推力
平衡装置の実施例を示す断回図、第８図および第９図は
本発明に係わる他の実施例を示す要部断面図、第１０図
は本発明の軸推力平衡装置を備えるポンプの軸振動の実
測結果を示す図である。 ３・・・バランスドラム％４・・・バランスブツシュ。 ５８〜５Ｃ・・・環状細隙、８ａ、９ｂ・・・圧力室。 ・４ぐ。 オ １ 日 第２１！］ ０１ ２ ３ 、嶌、ンｔζ７ＬＬ］酬１ノミ、丙ｉ哨ド、ｌ胸一つｔ
Ｆ才３０ （久） ＜ｂ） 牙 ４ 圀 ０ ０．５ ｔ、。 オＳ図 （＾） オら図 メー オ′７巴 オ８図 才９ 国
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １、 ポンプ吐出側の高圧室と反ポンプ側の低圧バラン
ス室とを、バランスドラムおよびバランスブツシュ間の
環状細隙によシ連通してなる軸推力平衡装置において、
任意数の圧力室を前記細隙を形成するバランスドラムの
外周面およびバランスブツシュの内周面のいずれか一方
に設けるか、ｔたは双方にまたがって設けることを特徴
とする軸推力平衡装置。 ２ 上記環状細隙部に設けた圧力室の軸方向長さを、前
記環状細隙部の隙間の４０倍以上に設定したことを特徴
とする特許請求の範囲第１項記載の軸推力平衡装置。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP56171431A JPS5872693A (ja) | 1981-10-28 | 1981-10-28 | 軸推力平衡装置 |
| US06/436,715 US4493610A (en) | 1981-10-28 | 1982-10-26 | Axial thrust balancing system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP56171431A JPS5872693A (ja) | 1981-10-28 | 1981-10-28 | 軸推力平衡装置 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5872693A true JPS5872693A (ja) | 1983-04-30 |
Family
ID=15922993
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP56171431A Pending JPS5872693A (ja) | 1981-10-28 | 1981-10-28 | 軸推力平衡装置 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4493610A (ja) |
| JP (1) | JPS5872693A (ja) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2007321717A (ja) * | 2006-06-05 | 2007-12-13 | Hitachi Plant Technologies Ltd | 斜流ポンプ |
| JP2013087622A (ja) * | 2011-10-13 | 2013-05-13 | Hitachi Plant Technologies Ltd | ポンプ |
Families Citing this family (12)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CH669241A5 (de) * | 1985-11-27 | 1989-02-28 | Sulzer Ag | Axialschub-ausgleichsvorrichtung fuer fluessigkeitspumpe. |
| US4808070A (en) * | 1987-08-17 | 1989-02-28 | Fonda Bonardi G | Fluid bearing |
| US5533814A (en) * | 1994-05-04 | 1996-07-09 | Aesop, Inc. | Low profile self-compensated hydrostatic thrust bearing |
| US6129507A (en) | 1999-04-30 | 2000-10-10 | Technology Commercialization Corporation | Method and device for reducing axial thrust in rotary machines and a centrifugal pump using same |
| US7048520B1 (en) | 2002-04-16 | 2006-05-23 | Mccarthy James | Multistage sealed coolant pump |
| US20090004032A1 (en) * | 2007-03-29 | 2009-01-01 | Ebara International Corporation | Deswirl mechanisms and roller bearings in an axial thrust equalization mechanism for liquid cryogenic turbomachinery |
| US7758320B2 (en) * | 2007-05-03 | 2010-07-20 | Tank, Inc. | Two-stage hydrodynamic pump and method |
| US7775763B1 (en) | 2007-06-21 | 2010-08-17 | Florida Turbine Technologies, Inc. | Centrifugal pump with rotor thrust balancing seal |
| IT1392143B1 (it) * | 2008-09-15 | 2012-02-22 | Pompe Garbarino S P A | Pompa centrifuga multistadio con tamburo di bilanciamento idraulico a trafilamento controllato. |
| KR102626566B1 (ko) * | 2017-01-11 | 2024-01-18 | 엘지전자 주식회사 | 터보 압축기 |
| US10746196B2 (en) * | 2017-04-09 | 2020-08-18 | Technology Commercialization Corp. | Methods and devices for reducing circumferential pressure imbalances in an impeller side cavity of rotary machines |
| EP3412915B1 (en) | 2017-06-09 | 2019-12-25 | Xylem Europe GmbH | Self-adjusting drum system |
Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS56135799A (en) * | 1980-03-26 | 1981-10-23 | Hitachi Ltd | Apparatus for alleviating vibration of shaft of centrifugal fluid machine |
Family Cites Families (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US1499056A (en) * | 1922-07-05 | 1924-06-24 | Hollander Aladar | Centrifugal pump |
| DE1528717B2 (de) * | 1965-06-30 | 1976-04-15 | Halberg Maschinenbau Gmbh & Co, 6700 Ludwigshafen | Vorrichtung zum ausgleich des axialschubes bei mehrstufigen kreiselpumpen |
| US3861825A (en) * | 1970-12-21 | 1975-01-21 | Borg Warner | Multistage pump and manufacturing method |
| DE2700471A1 (de) * | 1977-01-07 | 1978-07-13 | Klein Schanzlin & Becker Ag | Einrichtung zur axialschubregelung bei kreiselpumpen |
-
1981
- 1981-10-28 JP JP56171431A patent/JPS5872693A/ja active Pending
-
1982
- 1982-10-26 US US06/436,715 patent/US4493610A/en not_active Expired - Fee Related
Patent Citations (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS56135799A (en) * | 1980-03-26 | 1981-10-23 | Hitachi Ltd | Apparatus for alleviating vibration of shaft of centrifugal fluid machine |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2007321717A (ja) * | 2006-06-05 | 2007-12-13 | Hitachi Plant Technologies Ltd | 斜流ポンプ |
| JP2013087622A (ja) * | 2011-10-13 | 2013-05-13 | Hitachi Plant Technologies Ltd | ポンプ |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| US4493610A (en) | 1985-01-15 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JPS5872693A (ja) | 軸推力平衡装置 | |
| US5106262A (en) | Idler disk | |
| EP0267810B1 (en) | Idler disk | |
| US4449888A (en) | Free spool inducer pump | |
| US4132504A (en) | Liquid ring pump | |
| JPH08505462A (ja) | 圧力ダンパーシール | |
| EP0012544B1 (en) | Liquid ring pump | |
| KR880000811B1 (ko) | 일체로 된 베어링 시스템 | |
| US2107897A (en) | Fan | |
| US3010642A (en) | Radial flow supersonic compressor | |
| US1978277A (en) | Multistage pump balancing means | |
| US2681760A (en) | Centrifugal compressor | |
| US2234733A (en) | Compressor or pump of the rotary blades type | |
| US3643516A (en) | Hydrostatically supported gyroscope, a combined centrifugal and viscous shear rotary pump | |
| US1887417A (en) | Rotary pump and fan | |
| JP7161341B2 (ja) | 片吸込ポンプ | |
| US5297930A (en) | Rotating stall suppression | |
| JP2756118B2 (ja) | 一軸多段遠心圧縮機 | |
| Chamieh et al. | Experimental measurements of hydrodynamic stiffness matrices for a centrifugal pump impeller | |
| US1199374A (en) | Conical-flow fan. | |
| US1757670A (en) | Centrifugal pump | |
| US2918017A (en) | Centrifugal pumps | |
| US976400A (en) | Centrifugal pump. | |
| RU2651911C1 (ru) | Центробежный насос | |
| RU2651912C1 (ru) | Центробежный насос |