WO2009096226A1 - 流体機械 - Google Patents

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WO2009096226A1
WO2009096226A1 PCT/JP2009/050391 JP2009050391W WO2009096226A1 WO 2009096226 A1 WO2009096226 A1 WO 2009096226A1 JP 2009050391 W JP2009050391 W JP 2009050391W WO 2009096226 A1 WO2009096226 A1 WO 2009096226A1
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WO
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impeller
casing
fluid machine
wall surface
groove
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Application number
PCT/JP2009/050391
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English (en)
French (fr)
Inventor
Junichi Kurokawa
Shuusaku Kagawa
Original Assignee
National University Corporation Yokohama National University
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Publication date
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Priority to US12/735,600 priority patent/US8469654B2/en
Priority to JP2009551458A priority patent/JP5339565B2/ja
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D5/00—Pumps with circumferential or transverse flow
    • F04D5/002—Regenerative pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D1/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
    • 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
    • F04D29/18—Rotors
    • F04D29/22—Rotors specially for centrifugal pumps
    • F04D29/2238—Special flow patterns
    • F04D29/2255—Special flow patterns flow-channels with a special cross-section contour, e.g. ejecting, throttling or diffusing effect
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04D29/18—Rotors
    • F04D29/22—Rotors specially for centrifugal pumps
    • F04D29/24—Vanes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D5/00—Pumps with circumferential or transverse flow
    • F04D5/001—Shear force pumps

Definitions

  • the present invention relates to a rotary type fluid machine, and more particularly, to a fluid machine such as a centrifugal pump that pumps fluid by rotation of an impeller.
  • a rotary type pump represented by an axial flow pump, a mixed flow pump and a centrifugal pump, and a reciprocating type (volume type) pump represented by a plunger pump, etc.
  • the former type (turbo type) pump has a characteristic that it can be suitably operated in a low head / high flow rate operation region having a high specific speed.
  • the latter type (volume type) pump has a characteristic that it can be suitably operated in a high head / low flow operating region with a very low specific speed.
  • a vortex pump (cascade pump) is known as a pump that can be operated in an intermediate operation range between a turbo pump and a positive displacement pump (operation range where the specific speed is about 30). *
  • Patent Documents 1 to 3 propose a turbomachine having a structure formed on the inner wall surface of the casing in the direction of the pressure gradient. This groove is known in the industry as the so-called “J Groove”.
  • J Groove Japanese Patent Application Laid-Open No. 2004-132209
  • the present inventors also locally form a short groove or recess in the rear outer peripheral zone of the impeller (impeller) of the centrifugal pump so that the fluid discharged outward from the impeller re-enters the groove. The phenomenon is confirmed.
  • a short groove in the outer peripheral area of the back surface can be used as an effective means for eliminating the above-described instability characteristics.
  • FIG. 18A is a cross-sectional view schematically showing the configuration of this centrifugal pump.
  • the groove 102 of the impeller 101 is formed in the outer peripheral band 104 of the impeller 101.
  • the centrifugal pump has a suction port 105 at the center in the radial direction.
  • the groove 102 extends radially inward from the outer peripheral edge 103 of the impeller 101, but does not reach the suction port 105.
  • a flow restricting portion 106 is formed between the groove 102 and the suction port 105.
  • the stationary wall surface 107 of the pump casing is close to the circular surface 108 of the impeller.
  • the impeller 101 rotates around the axis line XX to pump the fluid to be fed a.
  • FIG. 18B is a cross-sectional view schematically showing the configuration of this centrifugal pump.
  • the centrifugal pump has a suction port 115 at the center in the radial direction.
  • a small number of grooves 112 extend from the area of the inlet 115 to the outer peripheral edge 113 of the impeller 111.
  • a large number of spiral grooves 119 forming a hydrodynamic bearing are formed in the outer peripheral zone 114 of the impeller 111.
  • the depth h of the spiral groove 119 is about 10 to 100 ⁇ m.
  • the side wall surface 117 of the pump casing is close to the circular surface 118 of the impeller.
  • the dimension v of the gap formed between the side wall surface 117 and the circular surface 118 is also about 10 to 100 ⁇ m.
  • Japanese Patent No. 3888880 Japanese Patent Laid-Open No. 2003-13898 JP 2004-132209 A JP 2002-227795 A JP 2004-353564 A
  • turbo pump such as a centrifugal pump.
  • the efficiency of the pump is extremely lowered. For this reason, the turbo pump cannot be operated practically and effectively in the extremely low specific speed region.
  • a centrifugal pump intended to operate efficiently in an extremely low specific speed region is described in the aforementioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-227795.
  • this pump has a structure in which the groove 102 and the suction port 105 are separated by a flow rate limiting unit 106.
  • the efficiency of the pump is extremely reduced as the pump flow rate increases.
  • vibrations and noises due to cavitation and the like are likely to occur. Therefore, in the pump described in Japanese Patent Laid-Open No. 2002-227795, the pump flow rate is increased as desired. It is not possible.
  • the present invention (1) solves the above-mentioned problems (problems such as ensuring extreme part machining accuracy or precision, forming strict and narrow clearances, increasing the number of parts, etc.) common to positive displacement or vortex flow type fluid machines.
  • the speed of the fluid machine can be increased and the flow rate can be increased by increasing the rotational speed of the rotary drive shaft, and (3) it can be operated practically and effectively in the extremely low specific speed range.
  • An object of the present invention is to provide a rotary type fluid machine capable of performing
  • the present invention includes an impeller integrally connected to a rotary drive shaft, a casing that houses the impeller, and a suction port that is disposed so as to face the radial center of the impeller.
  • a rotary fluid machine On the side surface of the impeller positioned on the suction port side, a plurality of grooves extending at an angular interval from the radial center portion of the impeller to the radial direction are formed, and the grooves are radially inward of the suction port.
  • the gap between the side surface of the impeller and the side wall surface of the casing has an impeller diameter (d 2 ) ⁇ a dimension (q) of 0.002 or more or a dimension (q) of 0.4 mm or more
  • the groove has a depth (h 2 ) of impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.002 or more, or a depth (h) of 0.4 mm or more.
  • the present invention provides a rotary type having an impeller integrally connected to a rotary drive shaft, a casing that houses the impeller, and a suction port that is disposed so as to face the radial center portion of the impeller.
  • the fluid machine of A number of grooves are formed on both sides of the impeller to cause recirculation vortices in the vicinity of the outer edge of the impeller when the impeller rotates, and the grooves on each surface extend from the radially inner region of the inlet to the outer side of the impeller.
  • a fluid machine is provided that extends at an angular interval toward a peripheral edge and opens to an outer peripheral surface of an impeller.
  • a fluid communication hole that communicates a gap on both sides of the impeller formed between each surface of the impeller and the side wall surface of the casing passes through the radial center portion of the impeller.
  • the present invention provides a rotation having an impeller integrally connected to a rotary drive shaft, a casing that houses the impeller, and a suction port that is disposed so as to face the radial center portion of the impeller.
  • Type fluid machine A plurality of grooves are formed on the side surface of the impeller located on the suction port side to generate a recirculation vortex near the outer edge of the impeller when the impeller rotates, and the grooves are regions radially inward of the suction port. Extends from the outer periphery of the impeller at an angular interval and opens on the outer peripheral surface of the impeller.
  • the casing comprises a circular casing having a front side wall surface, a rear side wall surface and an annular inner peripheral wall surface, and forming a circular casing inner region centering on a rotation axis of the impeller,
  • the recirculation vortex (R) is a radially outward flow (F) formed inside the groove, and a radially inward flow (E) formed near the side wall surface of the casing,
  • a fluid machine is provided which is formed by a recirculation flow (G) diverted from a radially inward flow (E) and recirculated into the groove.
  • a strong flow (F) toward the outer periphery of the impeller is generated in and near the groove.
  • a strong flow (E) directed radially inward is formed near the stationary wall surface (side wall surface) of the casing facing the side surface of the impeller.
  • a strong recirculation vortex (R) is generated near the outer edge of the impeller.
  • the formation of such a recirculation vortex increases the fluid velocity in the flow path in the casing, and greatly increases the head of the fluid machine. Therefore, the rotary type fluid machine having this configuration can be operated effectively and practically in an extremely low specific speed region.
  • the fluid machine having the above-described structure has a structure in which the fluid is urged radially outward by the centrifugal force of the rotating impeller. Can be planned. This makes it possible to reduce the size of a fluid machine that could not be realized with a displacement pump or a vortex pump for reasons of the device structure.
  • the fluid machine having the above structure is a rotary fluid machine having a simple structure, and the clearance between the impeller and the stationary wall surface (side wall surface) of the casing can be set relatively large. Therefore, according to the present invention, it is not necessary to strictly limit the clearance to a narrow size like a positive displacement pump or a vortex flow pump. Problems such as ensuring machining accuracy or precision, forming a strict and narrow clearance, and increasing the number of parts are eliminated.
  • the fluid machine of the present invention is not configured using the above-described flow rate restricting unit (Japanese Patent Laid-Open No. 2002-227795), and therefore, it is possible to reduce vibrations and noise caused by an extreme reduction in efficiency that occurs when the flow rate is increased, cavitation, etc. There is no problem. Therefore, according to the fluid machine of the present invention, as described above, the flow rate can be increased by increasing the rotational speed of the rotary drive shaft.
  • the fluid machine of the present invention is not configured using the above-described hydrodynamic bearing (Japanese Patent Laid-Open No. 2004-353564) using the groove on the outer periphery of the impeller, the radially inward flow (E) and A gap forming a recirculation flow (G) is formed between the side surface of the impeller and the side wall surface of the casing.
  • a recirculation vortex (R) is generated near the outer edge of the impeller when the impeller rotates.
  • the recirculation vortex greatly increases the lift of the fluid machine as described above.
  • the “many” grooves mean at least 10 grooves, and the “central part” or “central part” of the impeller has an impeller having a diameter of 1 ⁇ 2 or less of the impeller diameter. It is a center area
  • the fluid machine of the present invention the following effects can be obtained.
  • the problems common to the displacement type or vortex type fluid machinery problems such as ensuring extreme part machining accuracy or precision, forming a strict and narrow clearance, increasing the number of parts, etc.
  • the speed of the fluid machine can be increased and the flow rate can be increased by increasing the rotational speed of the rotary drive shaft.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view, an II sectional view and a partially enlarged sectional view showing an embodiment of a centrifugal pump to which the present invention is applied. It is the front view and sectional drawing which show the structure of two types of impellers.
  • FIG. 3 is a perspective view and a partially enlarged sectional view of the impeller shown in FIG. 2. It is a perspective view which shows the external appearance of the front side of the impeller shown to FIG. 3 (A).
  • FIG. 3 is a front perspective view and a rear perspective view conceptually showing an overall configuration of a pump mechanism including the impeller shown in FIG. 2. It is a partial expanded sectional view of the centrifugal pump which shows the positional relationship of two types of impellers and a casing.
  • the fluid machine of the present invention is a centrifugal pump that operates in a very low specific speed region with a specific speed of 70 or less.
  • the grooves are evenly disposed on the entire side wall surface of the impeller with a uniform angular interval, and the angular interval (k) of the grooves is set to an angle of 10 degrees or less.
  • a large number of grooves extending in the radial direction from the central portion of the impeller gather at the central portion of the impeller.
  • the boundary between adjacent grooves is lost, and the adjacent grooves are integrated.
  • a large number of grooves are continuously circular or annular in the center of the impeller. That is, when the number of grooves is increased, the grooves form a circular or annular recess or recess at the center of the impeller.
  • the diameter (d 1 ) of the recess or recess is larger than the diameter (d 0 ) of the suction port, and the suction port is entirely surrounded by the contour of the recess or recess.
  • the groove is a straight groove extending linearly outward from the center portion of the impeller, or curved from the center portion of the impeller or spirally radially outward. It consists of an extended curved or spiral groove.
  • the straight groove is a concept including not only a radial groove extending radially outward from the rotation center but also a straight groove extending in a direction inclined at a predetermined angle with respect to the radial direction.
  • channel or a spiral groove are not necessarily limited to what inclines in the rotation direction back of an impeller, You may incline in the rotation direction front.
  • the dimension (q) of the gap is preferably an impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.005 or more, or a dimension of 1.0 mm or more, more preferably an impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.015 or more or
  • the dimension is set to 3.0 mm or more.
  • the groove depth (h) is set to impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.03 or less or 6.0 mm or less
  • the groove width (w) is set to impeller diameter (d 2).
  • ) ⁇ 0.2 or less or 40 mm or less more preferably, impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.10 or less or 20 mm or less).
  • a short groove or recess (hereinafter referred to as a short groove) extending outward in the radial direction and opening in the outer peripheral surface is further formed in a land portion between adjacent grooves.
  • the short groove is arranged in the outer peripheral portion, and the outer end of the short groove opens to the outer peripheral surface of the impeller like the groove.
  • the groove is formed on both sides of the impeller, and the impeller has communication means for fluidly communicating the flow passages in the casing formed on both sides of the impeller.
  • the communication means includes a through hole penetrating the central portion of the impeller in the rotation axis direction. For example, a plurality of circular through holes are bored at equal angular intervals in the radial center of the impeller.
  • the thickness (T) of the central portion of the impeller is set to a dimension larger than the thickness (T ′) of the outer peripheral portion of the impeller, and the thickness of the impeller is directed radially outward. Gradually decrease.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view, an II sectional view and a partially enlarged sectional view showing an embodiment of a centrifugal pump to which the present invention is applied.
  • a centrifugal pump 1 constituting a rotating fluid machine is shown in FIG.
  • the pump 1 includes a rotary drive shaft 2, a circular casing 3, an inflow pipe (suction pipe) 4, and an impeller (impeller) 10 that are arranged concentrically about the rotation axis XX.
  • the impeller 10 is concentrically accommodated in the casing 3 and is integrally connected to the rotary drive shaft 2 constituting the main shaft of the pump 1.
  • the rotary drive shaft 2 passes through the bearing 6 and is rotatably supported by the bearing 6.
  • the rotary drive shaft 2 is connected to a drive source (not shown) such as an electric motor.
  • the front side wall surface 31, the rear side wall surface 32, and the annular inner peripheral wall surface 33 of the casing 3 form a circular (cylindrical or columnar) casing inner region (diameter D, thickness S) centered on the rotation axis XX. To do.
  • the liquid flow path 7 is formed on both sides (front side and rear side) of the impeller 10 arranged in the casing inner region.
  • the inflow pipe 4 is connected to the casing 3 concentrically with the rotation axis XX.
  • a liquid supply pipe 8 (indicated by a virtual line) is connected to the inflow pipe 4.
  • the liquid supply pipe 8 communicates with a liquid supply source (not shown).
  • the discharge pipe 5 is connected to the casing 3 in the tangential direction.
  • a liquid delivery pipe 9 (indicated by a virtual line) is connected to the discharge pipe 5.
  • the liquid delivery pipe 9 communicates with an arbitrary device or piping system (not shown).
  • the centrifugal pump 1 sucks a liquid (water or the like) from the liquid supply source into the casing 3 by the action of the centrifugal force of the rotating impeller 10.
  • a liquid water or the like
  • the liquid of the liquid supply source flows into the liquid flow path 7 through the pipe lines 4 and 8 under the suction pressure of the centrifugal pump 1.
  • the liquid in the liquid flow path 7 is discharged outward from the outer periphery of the impeller by the action of the centrifugal force of the rotating impeller 10, flows out into the discharge pipe 5 as shown by the arrow b in FIG. Sent to equipment or piping system.
  • FIG. 2, 3 and 4 are a front view, a cross-sectional view and a perspective view showing the structure of the impeller
  • FIG. 5 is a perspective view conceptually showing a configuration of a pump mechanism provided with the impeller.
  • FIG. 2A, 2B, and 3A show a front view, a cross-sectional view, and a perspective view of the impeller 10 shown in FIG. 2C and 3B show the structure of an impeller 10 ′ according to a modification of the impeller 10.
  • the impeller 10 includes a central portion 11 (with a diameter d 1 ) having a boss portion 13 and a balance hole 14 and an annular outer portion 12 (with a diameter d 2 -d 1 ) excluding the central portion 11.
  • a number of radial grooves 15 and outer edge short grooves 16 are formed in the annular outer portion 12.
  • the radiation grooves 15 are arranged at a uniform angular interval k.
  • the outer end portions of the radiation groove 15 and the outer edge short groove 16 are opened in the outer peripheral surface 18 of the impeller 10.
  • 3C and 3D show a cross section of the radiation groove 15.
  • the groove 15 is formed of a recess or a recess continuously extending in the radial direction of the impeller 10, and forms a radial channel flow path on the surface of the impeller 10.
  • land portions 17 are formed between the grooves 15.
  • the width of the land portion 17 is larger than the width w of the groove 15, and the outer edge short groove 16 is formed in the land portion 17 in the outer peripheral band of the impeller 10 (FIG. 3D). .
  • the boss 13 is fitted to the rotary drive shaft 2 and is integrally connected to the rotary drive shaft 2.
  • the balance holes 14 constituting the communication means are formed in the central portion 11 at equal intervals in the circumferential direction (in this example, an angular interval of 60 degrees), and penetrate the central portion 11.
  • the regions on both sides of the impeller 10 (the liquid flow path 7) through which the liquid flows are in fluid communication via the balance hole 14.
  • the multiple radiating grooves 15 are annularly continuous in the central region of the impeller, and the central portion 11 of the impeller 10 is entirely within the plane of the impeller 10 so as to be continuous with the groove bottom 15 a of the radiating groove 15.
  • a receding circular or annular side surface 11a is formed. That is, the circular or annular recess or recess formed in the central portion 11 of the impeller 10 is a set of the radiation grooves 15.
  • the part of the independent radiating groove 15 (the part outside the side surface 11a) has a length of 1 ⁇ 2 or more of the radius of the impeller.
  • the radial grooves 15 and the outer edge short grooves 16 have the same width 1 (w) and depth (h), and are alternately arranged in the circumferential direction in the outer peripheral band of the impeller 10.
  • the impeller 10 has a uniform thickness dimension T in the central portion 11.
  • the thickness of the annular outer portion 12 gradually decreases radially outward, and the outer peripheral edge of the annular outer portion 12 has a minimum dimension T ′.
  • FIG. 2C is a partially broken sectional view showing only one side of the impeller 10 ′.
  • the annular outer portion 12 of the impeller 10 ′ shown in FIGS. 2C and 3B has a uniform thickness T as a whole.
  • the impeller 10 ' has a radial ridge 19 to which an annular side plate (not shown) can be attached. By fixing the annular side plate to the raised portion 19, the impeller 10 ′ can be further transformed into a closed type impeller.
  • the other structure of the impeller 10 ′ is substantially the same as the above-described impeller 10.
  • 16 and 17 are perspective views (outer appearance photographs) showing the outer appearance of the impeller 10 'shown in FIGS. 2C and 3B.
  • FIG. 6 is a partially enlarged sectional view of the centrifugal pumps 1, 1 ′ showing the positional relationship between the impellers 10, 10 ′ and the casing 3.
  • the meridian channel cross section (channel 7) defined between the impeller 10 and the inner wall surfaces 31 and 32 of the casing 3 is It has a shape that expands outward in the radial direction due to a dimensional difference between the thickness T and the thickness T ′ of the outer peripheral surface 18, and the channel dimensions (channel widths N, M ) Expands at the outer edge of the impeller 10.
  • the meridian flow path cross section (flow path 7) having a uniform dimension (flow path width N, M) is provided in the impeller 10 ′ and the casing 3. It is formed between the wall surfaces 31 and 32.
  • the dimensions p and q of the gap between the side surfaces of the impellers 10 and 10 ′ and the inner wall surfaces 31 and 32 of the casing are set to at least the impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.002 or more and 0.4 mm or more, Preferably, the impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.005 or more and 1.0 mm or more, more preferably the impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.015 or more, or 3.0 mm or more. Is done.
  • the depth (h) of the groove is set to an impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.002 or more and 0.4 mm or more.
  • the depth (h) of the groove is impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.005 or more and 1.0 mm or more, impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.03 or less and 6.0 mm.
  • the following dimensions are set.
  • the width (w) of the groove is such that the impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.2 or less and 40 mm or less, preferably the impeller diameter (d 2 ) ⁇ 0.10 or less and 20 mm or less. Set to dimension.
  • the front and rear inner wall surfaces (stationary wall surfaces) 31 and 32 of the casing 3 are separated from the front and rear side surfaces of the impellers 10 and 10 ′, and the clearance between the casing 3 and the impellers 10 and 10 ′ is
  • the narrow clearance allowed between the casing and the piston (or between the casing and the impeller) in a positive displacement pump, a vortex pump, or the like is quite different and has considerably large dimensions p and q.
  • FIG. 7 is a cross-sectional view conceptually showing the flow of the liquid in the pump 1 provided with the impeller 10, and the flow of the liquid formed inside and near the radiation groove 15 is indicated by arrows.
  • a strong flow F directed outward in the radial direction is generated inside and in the vicinity of the radial groove 15 due to the centrifugal force of the rotating impeller 10.
  • the flow F turns inward in the radial direction between the outer peripheral edge of the impeller 10 and the annular inner peripheral wall surface 33 of the casing 3 (turning flow C), and is in the vicinity of the stationary wall surfaces 31 and 32 as a flow E in the radial direction. Reverse flow. For this reason, a strong flow E directed radially inward is formed in the vicinity of the stationary wall surfaces 31 and 32.
  • a recirculation flow G is formed which is diverted from the radially inner flow E and recirculated into the groove 15.
  • a strong recirculation vortex R is formed by the action of such flows C, E, F, and G.
  • the recirculation vortex R pressurizes the pressure in the annular flow path (circumferential flow path) outside the impeller 10 substantially uniformly over the entire circumference.
  • Such a recirculation vortex R is a vortex having a novel property that is not formed by a conventional pump, and this vortex greatly increases the head of the fluid machine.
  • the specific speed of the casing of the centrifugal pump 1 is decreased in a region where the specific speed is lower, the centrifugal pump 1 exhibits higher efficiency.
  • FIG. 9 shows a centrifugal pump 1 having an impeller 10 (Example 1), a centrifugal pump 1 ′ having an impeller 10 ′ (Example 2), and a centrifugal pump having a closed impeller (Comparative Example 1). It is a diagram which shows each pump performance.
  • the impeller of Comparative Example 1 has a configuration in which a circular side plate (not shown) is attached to the raised portion 19 of the impeller 10 'and the design of the impeller 10' is changed to a closed shape.
  • each centrifugal pump of Examples 1, 2 and Comparative Example 1 includes the same circular casing.
  • Example 1 when Example 1 is compared with Example 2, the centrifugal pump 1 of Example 1 exhibits a relatively high head. This is considered due to the fact that the mixing loss is lower in the centrifugal pump 1 of the first embodiment than in the centrifugal pump 1 ′ of the second embodiment.
  • FIG. 10 is a diagram and a sectional view showing the influence of the clearance between the impeller 10 ′ and the casing 3.
  • the present inventors used an impeller 10 ′ as shown in FIG. 10 (B) and conducted an experiment to consider the influence of the clearance between the impeller 10 ′ and the stationary wall surfaces 31 and 32 of the casing 3. .
  • the measurement result is shown in FIG. Note that the numerical value in parentheses in FIG. 10A is a dimension value of the distance c.
  • FIG. 11A is a diagram showing the relationship between the length of the radiating groove 15 and the pump performance
  • FIG. 11B is a perspective view showing an impeller 10 ′′ according to a comparative example.
  • FIG. 11B an impeller 10 ′′ having only the outer edge short groove 16 is shown as a comparative example 2.
  • the impeller 10 ′′ includes all the radiating grooves 15 of the impeller 10 ′ (Example 2) as the outer edge.
  • the short groove 16 is replaced.
  • the inventors measured the pump performance by incorporating the impeller 10 ′′ shown in FIG. 11B into a circular casing. As a result, the impeller 10 ′′ having only a short outer edge short groove 16 (ie, a long radiation groove 15). 11)), it has been found that the lift is greatly reduced as shown in FIG. 11A.
  • FIG. 12 is a diagram of the pump performance showing the influence of the double-sided arrangement and the single-sided arrangement of the radiation groove 15, and
  • FIG. 13 is a diagram of the pump performance showing the influence of the presence or absence of the balance hole 14.
  • the inventors of the present invention operate the centrifugal pump 1 including the impeller 10 according to the first embodiment and the centrifugal pump including the impeller formed by filling the radial groove 15 and the outer edge short groove 16 on the rear side surface of the impeller 10. Pump performance was measured.
  • the former impeller hereinafter referred to as “double-sided grooved impeller”
  • double-sided grooved impeller includes the radiating groove 15 and the outer edge short groove 16 on both sides
  • the latter impeller hereinafter referred to as “single-sided grooved impeller” is a radiating groove.
  • 15 and the outer edge short groove 16 are provided only on the front side surface.
  • These impellers are provided with six balance holes 14 as shown in FIG.
  • the present inventors also have a single-sided grooved impeller in which three balance holes 14 are buried (single-sided grooved impeller having three balance holes 14) and a single-sided grooved impeller in which all balance holes 14 are buried.
  • the pump performance was further measured for a centrifugal pump using (a single-sided grooved impeller without any balance hole 14).
  • FIG. 13 shows a change in pump performance that occurs when the balance hole 14 is eliminated in the centrifugal pump 1 provided with the impeller 10 of the first embodiment.
  • FIG. 14 is a diagram showing the relationship between the Reynolds number (Re number) of the liquid obtained from the impeller peripheral speed by CFD and the pump head and efficiency.
  • the centrifugal pumps 1, 1 ′ equipped with the impellers 10, 10 ′ have an advantage that the number of rotations (rotation speed) can be relatively easily increased because the structure is extremely simple.
  • FIG. 14 shows the changes in lift and efficiency of the closed centrifugal pumps and centrifugal pumps 1, 1 ′ associated with an increase in Reynolds number. As shown in FIG. 14, the closed centrifugal pump and the centrifugal pumps 1, 1 ′ both improve the lift and increase the efficiency as the rotational speed increases (Raillenoz number increases). Accordingly, it is considered that the centrifugal pumps 1 and 1 'are suitable for speeding up.
  • FIG. 15 is a schematic front view of an impeller showing a modification of the groove.
  • the impeller 10, 10 ′ includes a radial groove 15 and an outer edge short groove 16 that extend radially outward about the rotation axis XX.
  • a curved groove (or spiral groove) 15 ′ as shown in FIG. 5 and an outer edge short groove 16 ′ that is similarly curved may be formed in the impellers 10, 10 ′.
  • outer edge short groove 16 shown in FIGS. 1 to 7 may be omitted as shown in FIG.
  • linear grooves 15 ′′ extending in a direction inclined at a predetermined angle with respect to the radial direction may be formed in the impellers 10 and 10 ′.
  • outer edge short grooves 16 ′′ may be formed between the grooves 15 ′′.
  • the present invention is applied to a centrifugal pump, but the present invention may be applied to a rotary type (turbo type) compressor.
  • the grooves are arranged at equal angular intervals, but the grooves can be arranged at irregular intervals.
  • a rectangular cross-section groove having a uniform cross section (shape, width and depth) over the entire length is illustrated, but the cross section (shape, width and depth) of the groove is gradually changed.
  • the present invention can be suitably applied to rotary fluid machines such as a centrifugal pump and a centrifugal compressor.
  • a rotary type fluid machine that can be practically operated in a very low specific speed region with a high head and a small flow rate, which conventionally had to use a vortex pump or the like.
  • a rotary type fluid machine can be operated at high speed without an excessive increase in noise due to an increase in rotational speed. This enables the design of a small fluid machine that can be practically operated in the extremely low specific speed region.
  • the fluid machine of the present invention can be used for a piping system of ultrahigh pressure or high head, the raw material or fuel transfer system of a chemical plant, the hydraulic circuit of a machine tool, the liquid transport system of a semiconductor manufacturing apparatus, the seawater of a seawater desalination plant -It can be used in various piping systems or systems such as water supply piping systems and fluid transport systems for CO 2 underground storage facilities.

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Abstract

　本発明は、極低比速度領域において実用的且つ有効に運転可能な回転形式の流体機械を提供する。回転形式の流体機械(1,1')は、回転駆動軸(2)に一体的に連結されたインペラ(10,10')を有する。インペラはケーシング(3)内に収容される。吸引流路(4)の被圧送流体(a)がインペラの中心部(11)に流入する。回転するインペラの遠心力の作用でインペラの外周部分(12)から外方に流出する流体(b)が、吐出流路(5)からケーシング外に送出される。インペラの中心部からインペラの外周縁に向かって延びる多数の溝(15)がインペラに形成される。溝は、インペラの外周面(18)に開口し、インペラの回転時にインペラの外縁部近傍に強い再循環渦(R)を生じさせる。

Description

流体機械
　本発明は、回転形式の流体機械に関するものであり、より詳細には、インペラの回転によって流体を圧送する遠心ポンプ等の流体機械に関するものである。
　流体を圧送する流体機械として、軸流ポンプ、斜流ポンプ及び遠心ポンプ等に代表される回転形式（ターボ形）のポンプと、プランジャポンプ等に代表される往復動形式（容積形）のポンプとが知られている。一般に、前者の形式（ターボ形）のポンプは、比速度が高い低揚程・大流量の運転領域において好適に作動可能な特性を有する。他方、後者の形式(容積形)のポンプは、比速度が大変低い高揚程・小流量の運転領域において好適に作動可能な特性を有する。ターボ形ポンプと容積形ポンプとの中間的な運転領域(比速度＝30程度の運転領域)で作動可能なポンプとして、渦流ポンプ（カスケードポンプ）が知られている。　
　本発明者等は、「右上がり不安定特性」又は「右上がり特性」と呼ばれるターボ形ポンプ特有の不安定特性を防止すべく、再循環流の予旋回を抑制するための多数の浅い溝を圧力勾配の方向にケーシング内壁面に形成した構造のターボ機械を特許第３８８４８８０号公報、特開２００３－１３８９８号公報、特開２００４－１３２２０９号公報（特許文献１～３）において提案している。この溝は、通称「Jグルーブ」として当業界に知られている。上記特許文献１～３に記載されたターボ機械においては、ケーシング壁面に溝を形成するにすぎない非常に簡易な構造によって予旋回流を制動して各種の異常流動現象を抑制することができる。
　本発明者等は又、遠心ポンプのインペラ（羽根車）の背面外周帯域に短い溝又は凹所を局所的に形成することにより、インペラから外方に放出される流体が溝内に再流入する現象を確認している。このような背面外周域の短溝は、前述した不安定特性を解消する上で有効な手段として使用することができる。
　外周帯域に少数の溝を形成したインペラを有する遠心ポンプが、特開２００２－２２７７９５号に記載されている。図１８（Ａ）は、この遠心ポンプの構成を概略的に示す断面図である。インペラ１０１の溝１０２は、インペラ１０１の外周帯域１０４に形成される。遠心ポンプは、径方向中心部に吸込口１０５を有する。溝１０２は、インペラ１０１の外周縁１０３から径方向内方に延びるが、吸引口１０５に達しない。溝１０２と吸引口１０５との間には、流量制限部１０６が形成される。流量制限部１０６では、ポンプケーシングの静止壁面１０７は、インペラの円形表面１０８と近接する。インペラ１０１は軸線Ｘ－Ｘを中心に回転し、被圧送流体ａを圧送する。
　同様に少数の溝を形成したインペラを有する渦巻ポンプが、特開２００４－３５３５６４号に記載されている。図１８（Ｂ）は、この渦巻ポンプの構成を概略的に示す断面図である。遠心ポンプは、径方向中心部に吸込口１１５を有する。小数の溝１１２は、吸込口１１５の領域からインペラ１１１の外周縁１１３に延びる。インペラ１１１の外周帯域１１４には、動圧軸受を形成する多数のスパイラル状溝１１９が形成される。スパイラル状溝１１９の深さｈは、１０～１００μｍ程度の寸法である。ポンプケーシングの側壁面１１７は、インペラの円形表面１１８と近接する。側壁面１１７と円形表面１１８との間に形成される間隙の寸法ｖも又、１０～１００μｍ程度の寸法である。
特許第３８８４８８０号公報 特開２００３－１３８９８号公報 特開２００４－１３２２０９号公報 特開２００２－２２７７９５号公報 特開２００４－３５３５６４号公報
　一般に、遠心ポンプ等のターボ形ポンプの効率は比速度の低下に伴って大きく低下するので、比速度約７０以下のような極低比速度領域においては、ターボ形ポンプを実用運転することは極めて困難である。このため、このような低比速度領域では、通常は、容積形ポンプ又は渦流ポンプが使用される。しかし、容積形ポンプや渦流ポンプにおいては、以下の如き問題が指摘されている。
・流体の漏れがポンプ効率に大きく影響するので、インペラとケーシングとの間の隙間等を厳密に寸法設定し且つ管理する必要があり、高度な部品加工精度が要求される。
・インペラとケーシングとの間の狭小間隙は、塵、粉塵等の影響を受け易い。
・振動・騒音が比較的大きい。
・全体的に部品点数が多く、摺動作用を受ける部品の数も比較的多い。
・高速化が困難であり、流量増大及び小型化を達成し難い。
　このような問題は、遠心ポンプ等のターボ形ポンプを採用することにより克服し得ると考えられる。しかし、前述の如く、極低比速度領域においてターボ形ポンプを運転した場合、ポンプの効率は極端に低下する。このため、ターボ形ポンプを極低比速度領域において実用的且つ有効に運転することはできない。
　極低比速度領域において効率的に運転することを意図した遠心ポンプが、前述の特開２００２－２２７７９５号に記載されている。しかし、このポンプは、図１８（Ａ）に示すように、溝１０２と吸引口１０５とを流量制限部１０６によって分離した構造を有する。このため、このポンプを極低比速度領域において運転したとしても、ポンプ流量の増大に伴ってポンプの効率が極端に低下する。また、このような流量制限部１０６を設けた場合には、キャビテーション等による振動・騒音が発生し易く、従って、特開２００２－２２７７９５号に記載されたポンプでは、ポンプ流量を所望の如く増大させることはできない。
　また、インペラの中心部に達する少数の溝を備えた渦巻ポンプが、前述の特開２００４－３５３５６４号に記載されている。しかし、このポンプでは、外周帯域１１４に形成されたスパイラル状溝１１９は、動圧軸受を形成しなければならず、このため、側壁面１１７と円形表面１１８との間の寸法ｖを１０～１００μｍ程度の寸法に制限しなければならない。即ち、前述の特開２００４－３５３５６４号に記載されたポンプ構造では、間隙の寸法ｖを厳密に寸法設定し且つ管理する必要があり、極めて高度な部品加工精度又は精密性が要求される。
　本発明は、（１）容積形又は渦流形の流体機械に共通する前述の課題（極端な部品加工精度又は精密性の確保、厳密且つ狭小なクリアランスの形成、部品点数の増大等の問題）を解消することができ、(2)回転駆動軸の回転数増大によって流体機械の高速化及び流量増大を図ることができ、しかも、(3)極低比速度領域において実用的且つ有効に運転することができる回転形式の流体機械を提供することを目的とする。
　本発明は、上記目的を達成すべく、回転駆動軸に一体的に連結されたインペラと、インペラを収容するケーシングと、インペラの径方向中心部と対向するように配置された吸入口とを有する回転形式の流体機械において、
　吸入口側に位置するインペラの側面には、インペラの径方向中心部から径方向外方に角度間隔を隔てて延びる多数の溝が形成され、該溝は、前記吸入口の径方向内方の領域からインペラの外周縁に向かって延びて、インペラの外周面に開口しており、
　前記インペラの側面と前記ケーシングの側壁面との間の間隙は、インペラ直径(d2)×０．００２以上の寸法(q)又は０．４mm以上の寸法(q)を有し、
　 前記溝は、インペラ直径(d2)×０．００２以上の寸法の深さ(h)又は０．４mm以上の深さ(h)を有し、前記インペラの回転時にインペラの外縁部近傍に再循環渦を生じさせることを特徴とする流体機械を提供する。
　他の観点より、本発明は、回転駆動軸に一体的に連結されたインペラと、インペラを収容するケーシングと、インペラの径方向中心部と対向するように配置された吸入口とを有する回転形式の流体機械において、
　前記インペラの回転時にインペラの外縁部近傍に再循環渦を生じさせる多数の溝がインペラの両側の面に形成され、各面の溝は、前記吸入口の径方向内方の領域からインペラの外周縁に向かって角度間隔を隔てて延び、インペラの外周面に開口することを特徴とする流体機械を提供する。
　好ましくは、インペラの各面とケーシングの側壁面との間に夫々形成されたインペラの両側の間隙を相互連通させる流体連通穴が、インペラの径方向中心部を貫通する。
　更に他の観点より、本発明は、回転駆動軸に一体的に連結されたインペラと、インペラを収容するケーシングと、インペラの径方向中心部と対向するように配置された吸入口とを有する回転形式の流体機械において、
　吸入口側に位置する前記インペラの側面には、インペラの回転時にインペラの外縁部近傍に再循環渦を生じさせる多数の溝が形成され、該溝は、前記吸入口の径方向内方の領域からインペラの外周縁に向かって角度間隔を隔てて延び、インペラの外周面に開口しており、
　前記ケーシングは、前側壁面、後側壁面及び環状内周壁面を有し、前記インペラの回転軸線を中心とした円形のケーシング内領域を形成する円形ケーシングからなり、
　前記再循環渦(R)は、前記溝の内部に形成される径方向外方の流れ(F)と、前記ケーシングの側壁面の近傍に形成される径方向内方の流れ(E)と、径方向内方の流れ(E)から分流して前記溝の中に再循環する再循環流(G)とによって形成されることを特徴とする流体機械を提供する。
　本発明の上記構成によれば、回転駆動軸の回転によってインペラが回転すると、インペラの外周部に向かう強い流れ(F)が溝の内部及びその近傍に生起する。同時に、インペラの側面と対向するケーシングの静止壁面（側壁面）近傍には、径方向内方に向かう強い流れ(E)が形成される。この結果、インペラの外縁部近傍には強い再循環渦(R)が発生する。このような再循環渦の形成によってケーシング内流路の流体速度が上昇し、流体機械の揚程が大きく上昇する。従って、この構成を有する回転形式の流体機械は、極低比速度領域において有効且つ実用的に運転することができる。
　また、上記構成の流体機械は、回転するインペラの遠心力の作用で流体を径方向外方に付勢する構造を有するので、回転駆動軸の回転数増大によって流体機械を高速化し、流量増大を図ることができる。これは、容積形ポンプ又は渦流ポンプ等ではその装置構造上の理由で実現し得なかった流体機械の小型化を可能にする。
　更に、上記構成の流体機械は、簡単な構造を有する回転形式の流体機械であり、しかも、インペラとケーシングの静止壁面（側壁面）との間のクリアランスを比較的大きく設定することができる。従って、本発明によれば、容積形ポンプ又は渦流ポンプ等のようにクリアランスを狭小寸法に厳密に制限する必要がないので、容積形又は渦流形の流体機械に共通する前述の課題（極端な部品加工精度又は精密性の確保、厳密且つ狭小なクリアランスの形成、部品点数の増大等の問題）は解消する。
　また、本発明の流体機械は、前述の流量制限部（特開２００２－２２７７９５号）を利用した構成のものではないので、流量増大時に生じる極端な効率低下や、キャビテーション発生等による振動・騒音の問題は生じない。従って、本発明の流体機械によれば、上記の如く、回転駆動軸の回転数増大によって流量を増大することができる。
　更に、本発明の流体機械は、インペラ外周部の溝を用いた前述の動圧軸受（特開２００４－３５３５６４号）を利用した構成のものではないので、径方向内方の流れ(E)及び再循環流(G)を形成する間隙がインペラの側面とケーシングの側壁面との間に形成される。このため、本発明の流体機械においては、インペラの回転時にインペラの外縁部近傍に再循環渦(R)が発生する。再循環渦は、上記の如く流体機械の揚程を大きく上昇させる。
　なお、本明細書において、「多数」の溝は、少なくとも１０本の溝を意味するものとし、インペラの「中心部」又は「中心部分」は、インペラ直径の１／２以下の直径を有するインペラの中央領域であって、回転駆動軸に連結されるインペラの部分（ボス部、嵌合部、キー連結部等）を含むインペラの部分を意味するものとする。
　本発明の流体機械によれば、以下の効果が得られる。
(1)容積形又は渦流形の流体機械に共通する課題（極端な部品加工精度又は精密性の確保、厳密且つ狭小なクリアランスの形成、部品点数の増大等の問題）を解消することができる。
(2)回転駆動軸の回転数増大によって流体機械の高速化及び流量増大を図ることができる。
(3)極低比速度領域において実用的且つ有効に運転することができる。
図１は、本発明を適用した遠心ポンプの実施例を示す縦断面図、Ｉ－Ｉ線断面図及び部分拡大断面図である。 ２種類のインペラの構造を示す正面図及び断面図である。 図２に示すインペラの斜視図及び部分拡大断面図である。 図３（Ａ）に示すインペラの前側の外観を示す斜視図である。 図２に示すインペラを備えたポンプ機構の全体構成を概念的に示す前側及び後側の斜視図である。 ２種類のインペラとケーシングの位置関係を示す遠心ポンプの部分拡大断面図である。 放射溝の溝内及びその近傍に形成される液体の流れを概念的に示す断面図である。 溝付きインペラを備えた遠心ポンプのポンプ性能を示す線図である。 溝付きインペラを備えた遠心ポンプのポンプ性能を示す線図である。 インペラの側面とケーシングの静止壁面との間のクリアランスと、ポンプ性能との関係を示す線図及び断面図である。 溝の長さと、ポンプ性能との関係を示す線図及び斜視図である。 溝の両面配置及び片面配置と、ポンプ性能との関係を示す線図である。 バランスホールの有無と、ポンプ性能との関係を示す線図である。 液体のレイノルズ数（Ｒｅ数）と、ポンプ性能との関係を示す線図である。 溝の変形例を示すインペラの概略正面図である。 図３（Ｂ）に示すインペラの前側の外観を示す斜視図（外観写真）である。 図３（Ｂ）に示すインペラの後側の外観を示す斜視図（外観写真）である。 従来構造のインペラを有する遠心ポンプ又は渦巻ポンプの構成を示す概略断面図である。
符号の説明
　１、１’　遠心ポンプ（流体機械）
　２　回転駆動軸
　３　ケーシング
　４　流入管
　５　吐出管
　６　軸受
　７　ケーシング内液体流路（メリディアン流路断面）
　８　液体供給管
　９　液体送出管
１０，１０’　インペラ（羽根車）
１１　中心部分
１２　環状外側部分
１３　ボス部
１４　バランスホール（貫通穴）
１５　放射溝
１６　外縁溝（短溝）
１７　陸部
１８　外周面
Ｘ－Ｘ　回転軸線
　本発明の好適な実施形態において、本発明の流体機械は、比速度７０以下の極低比速度領域で作動する遠心ポンプである。好ましくは、溝は、均一な角度間隔を隔ててインペラの側壁面全体に均等に配置され、溝の角度間隔(k)は、１０度以下の角度に設定される。
　インペラの中心部から径方向に延びる多数の溝は、インペラの中心部において集合する。溝の本数を増大させると、隣接する溝の境界は失われ、隣接する溝は一体化し、この結果、多数の溝は、インペラの中心部において円形又は環状に連続する。即ち、溝の本数を増大させると、溝は、円形又は環状の窪み又は凹所をインペラの中心部に形成する。好ましくは、窪み又は凹所の直径(d1)は、吸入口の直径(d0)よりも大きく、吸入口は、窪み又は凹所の外形輪郭に全体的に包囲される。
　本発明の好適な実施形態によれば、溝は、インペラの中心部から直線的に外側に延びる真っ直ぐな溝、或いは、インペラの中心部から湾曲し又は螺旋状に径方向外方に湾曲して延びる湾曲溝又は螺旋溝からなる。直線的な溝は、回転中心から径方向外方に延びる放射状の溝のみならず、径方向に対して所定角度をなして傾斜した方向に延びる真っ直ぐな溝を含む概念である。なお、溝の傾斜方向や、湾曲溝又は螺旋溝の方向は、必ずしもインペラの回転方向後方に傾斜するものに限定されず、回転方向前方に傾斜するものであっても良い。
　間隙の寸法(q)は、好ましくは、インペラ直径(d2)×０．００５以上の寸法又は１．０mm以上の寸法、更に好ましくは、インペラ直径(d2)×０．０１５以上の寸法又は３．０mm以上の寸法に設定される。好適には、溝の深さ(h)は、インペラ直径(d2)×０．０３以下の寸法又は６．０mm以下の寸法に設定され、溝の幅(w)は、インペラ直径(d2)×０．２以下の寸法又は４０mm以下の寸法（更に好適には、インペラ直径(d2)×０．１０以下の寸法又は２０mm以下の寸法）に設定される。
　所望により、径方向外方に延びて外周面に開口する短い溝又は凹所（以下、短溝という）が、隣り合う溝の間の陸部に更に形成される。短溝は、外周部分に配置され、短溝の外端は上記溝と同じくインペラの外周面に開口する。
　本発明の好適な実施形態において、溝は、インペラの両側の面に形成され、インペラは、インペラの両側に形成されるケーシング内流路を流体連通させる連通手段を有する。好ましくは、連通手段は、インペラの中央部を回転軸線方向に貫通する貫通穴からなる。例えば、複数の円形貫通穴がインペラの径方向中心部に均等な角度間隔を隔てて穿設される。
　本発明の好適な実施形態において、インペラの中心部の厚さ（T）はインペラの外周部の厚さ(T')よりも大きな寸法に設定され、インペラの厚さは径方向外方に向かって漸減する。
　以下、添付図面を参照して、本発明の好適な実施例について詳細に説明する。
  図１は、本発明を適用した遠心ポンプの実施例を示す縦断面図、Ｉ－Ｉ線断面図及び部分拡大断面図である。
　回転形式の流体機械(fluid machine)を構成する遠心ポンプ１が図１に示されている。ポンプ１は、回転軸線Ｘ－Ｘを中心に同心に配置された回転駆動軸２、円形ケーシング３、流入管（吸引管）４及びインペラ（羽根車）１０を有する。インペラ１０はケーシング３内に同心状に収容され、ポンプ１の主軸を構成する回転駆動軸２に一体的に連結される。回転駆動軸２は軸受６を貫通し、軸受６に回転可能に支承される。回転駆動軸２は、電動モータ等の駆動源（図示せず）に連結される。ケーシング３の前側壁面３１、後側壁面３２及び環状内周壁面３３は、回転軸線Ｘ－Ｘを中心とした円形（円筒形又は円柱形）のケーシング内領域（直径Ｄ、厚さＳ）を形成する。ケーシング内領域に配置されたインペラ１０の両側（前側及び後側）には、液体流路７が形成される。
　流入管４は、回転軸線Ｘ－Ｘと同心にケーシング３に接続される。流入管４には、液体供給管８（仮想線で示す）が接続される。液体供給管８は、液体供給源（図示せず）と連通する。吐出管５は、ケーシング３に接線方向に接続される。吐出管５には液体送出管９（仮想線で示す）が接続される。液体送出管９は、任意の機器又は配管系（図示せず）と連通する。
　遠心ポンプ１は、回転するインペラ１０の遠心力の作用により、液体供給源の液体（水等）をケーシング３内に吸引する。図１（Ａ）に矢印ａで示す如く、液体供給源の液体は、遠心ポンプ１の吸引圧力下に管路４、８を介して液体流路７内に流入する。液体流路７内の液体は、回転するインペラ１０の遠心力の作用でインペラの外周部から外方に放出され、図１（Ｂ）に矢印ｂで示す如く吐出管５に流出して後続の機器又は配管系に送出される。
　図２、図３及び図４は、インペラの構造を示す正面図、断面図及び斜視図であり、図５は、インペラを備えたポンプ機構の構成を概念的に示す斜視図である。
　図２（Ａ）、図２（Ｂ）及び図３（Ａ）には、図１に示すインペラ１０の正面図、断面図及び斜視図が示されている。図２（Ｃ）及び図３（Ｂ）には、インペラ１０の変形例に係るインペラ１０’の構造が示されている。
　インペラ１０は、ボス部１３及びバランスホール１４を有する中心部分１１（直径d1の範囲）と、中心部分１１を除く環状外側部分１２（直径d2－d1の範囲）とから構成される。多数の放射溝１５及び外縁短溝１６が環状外側部分１２に形成される。放射溝１５は、均一な角度間隔ｋを隔てて配置される。放射溝１５及び外縁短溝１６の外端部は、インペラ１０の外周面１８において開口する。図３（Ｃ）及び図３（Ｄ）には、放射溝１５の断面が示されている。溝１５は、インペラ１０の径方向に連続的に延びる凹部又は窪みからなり、放射状のチャンネル流路をインペラ１０の面に形成する。図３（Ｃ）に示すように、陸部１７が溝１５の間に形成される。インペラ１０の外縁部では、陸部１７の幅は、溝１５の幅ｗよりも大きく、インペラ１０の外周帯域には、外縁短溝１６が陸部１７に形成される（図３（Ｄ））。
　ボス部１３は回転駆動軸２に嵌着し、回転駆動軸２に一体的に連結される。連通手段を構成するバランスホール１４は、周方向に等間隔(本例では、６０度の角度間隔)を隔てて中心部分１１に穿設され、中心部分１１を貫通する。液体が流動するインペラ１０の両側の領域（液体流路７）は、バランスホール１４を介して流体連通する。
　多数の放射溝１５は、インペラ１０の中央領域において集合するので、隣接する放射溝１５の境界は失われ、隣接する放射溝１５は一体化する。この結果、多数の放射溝１５は、インペラの中央領域において環状に連続し、インペラ１０の中心部分１１には、放射溝１５の溝底１５ａと連続するように全体的にインペラ１０の面内に後退した円形又は環状の側面１１ａが形成される。即ち、インペラ１０の中心部分１１に形成された円形又は環状の窪み又は凹所は、放射溝１５の集合である。なお、独立した放射溝１５の部分（側面１１ａの外側の部分）は、インペラの半径の１／２以上の長さを有することが望ましい。
　本例において、放射溝１５及び外縁短溝１６は、同一の幅１(w)及び深さ(h)を有し、インペラ１０の外周帯域において周方向に交互に配置される。インペラ１０の各部寸法等は、例えば、以下の如く設定される。
・中心部分１１の直径d1＝９０mm
・インペラ１０の直径（外径）d2＝２０２mm
・放射溝１５のみを形成した領域の直径d3＝１６０mm
・溝の幅ｗ＝２mm
・溝の深さｈ＝３mm
・放射溝１５の本数＝９０本(各側)
・外縁短溝１６の本数＝９０本(各側)
・角度間隔ｋ＝４°
　図２（Ｂ）に示すように、インペラ１０は中心部分１１において均一な厚さ寸法Ｔを有する。環状外側部分１２の厚さは径方向外方に向かって漸減し、環状外側部分１２の外周縁は最小寸法Ｔ’を有する。このように中心部分１１の厚さを増大することにより、インペラ１０の構造強度及び剛性を比較的容易に確保するとともに、その軽量化を図ることができる。
　図２（Ｃ）及び図３（Ｂ）には、インペラ１０の変形例に係るインペラ１０’が示されている。図２（Ｃ）及び図３（Ｂ）において、インペラ１０の構成要素と実質的に同一の構成要素については、同一の参照符号が付されている。なお、図２（Ｃ）は、インペラ１０’の片側のみを破断して示す部分破断断面図である。
　図２（Ｃ）及び図３（Ｂ）に示すインペラ１０’の環状外側部分１２は、全体的に均一な厚さＴを有する。インペラ１０’は、環状側板（図示せず）を取付け可能な放射状隆起部１９を有する。隆起部１９に環状側板を固定することにより、インペラ１０’をクローズド形式のインペラに更に変形することができる。インペラ１０’の他の構造は、前述のインペラ１０と実質的に同一である。なお、図１６及び図１７は、図２（Ｃ）及び図３（Ｂ）に示すインペラ１０’の外観を示す斜視図（外観写真）である。
　図６は、インペラ１０、１０’及びケーシング３の位置関係を示す遠心ポンプ１、１’の部分拡大断面図である。インペラ１０を備えたポンプ１（図６（Ａ））では、インペラ１０とケーシング３の内壁面３１、３２との間に画成されるメリディアン流路断面（流路７）は、中心部分１１の厚さＴと外周面１８の厚さＴ’との寸法差によって径方向外方に拡開する形状を有し、メリディアン流路断面（流路７）の流路寸法（流路幅Ｎ、Ｍ）は、インペラ１０の外縁部において拡大する。他方、インペラ１０’を備えたポンプ１’ （図６（Ｂ））では、均一な寸法（流路幅Ｎ、Ｍ）のメリディアン流路断面（流路７）がインペラ１０’とケーシング３の内壁面３１、３２との間に形成される。
　インペラ１０、１０’の側面とケーシングの内壁面３１、３２との間の間隙の寸法ｐ、ｑは、少なくともインペラ直径(d2)×０．００２以上の寸法且つ０．４mm以上に設定され、好ましくは、インペラ直径(d2)×０．００５以上の寸法且つ１．０mm以上の寸法、更に好ましくは、インペラ直径(d2)×０．０１５以上の寸法又は３．０mm以上の寸法に設定される。溝の深さ(h)は、インペラ直径(d2)×０．００２以上且つ０．４mm以上の寸法に設定される。好ましくは、溝の深さ(h)は、インペラ直径(d2)×０．００５以上の寸法且つ１．０mm以上の寸法、インペラ直径(d2)×０．０３以下の寸法且つ６．０mm以下の寸法に設定される。また、溝の幅(w)は、インペラ直径(d2)×０．２以下の寸法且つ４０mm以下の寸法、好適には、インペラ直径(d2)×０．１０以下の寸法且つ２０mm以下の寸法に設定される。
　ケーシング３の前側及び後側の内壁面(静止壁面)３１、３２は、インペラ１０、１０’の前側及び後側の側面から離間しており、ケーシング３及びインペラ１０、１０’の間のクリアランスは、容積形ポンプや渦流ポンプ等においてケーシングとピストンとの間（又はケーシングとインペラとの間）に許容される狭小なクリアランスとは全く相違しており、かなり大きな寸法ｐ、ｑを有する。
　図７は、インペラ１０を備えたポンプ１における液体の流れを概念的に示す断面図であり、放射溝１５の内部及びその近傍に形成される液体の流れが矢印で示されている。
　インペラ１０の回転時には、回転するインペラ１０の遠心力の作用により、径方向外方に向かう強い流れＦが放射溝１５の内部及びその近傍に発生する。流れＦは、インペラ１０の外周縁とケーシング３の環状内周壁面３３との間で径方向内方に転向し（転向流Ｃ）、径方向内方の流れＥとして静止壁面３1、３２の近傍を逆流する。このため、静止壁面３1、３２の近傍には、径方向内方に向かう強い流れＥが形成される。対向する流れＥ、Ｆの間には、径方向内方の流れＥから分流して溝１５の中に再循環する再循環流Ｇが形成される。インペラ１０の外縁部近傍には、このような流れＣ、Ｅ、Ｆ、Ｇの作用により、強い再循環渦(recirculation vortex)Ｒが形成される。再循環渦Ｒは、インペラ１０の外側の環状流路（周方向流路）の圧力を全周に亘って実質的に均一に加圧する。このような再循環渦Ｒは、従来のポンプでは形成されない新規な性質の渦であり、この渦は、流体機械の揚程を大きく上昇させる。
　本発明者等は、上記構成のインペラ１０、１０’を備えた遠心ポンプ１、１’の性能を評価すべく、各種の実験を実施するとともに、ＣＦＤ（Computational Fluid Dynamics）解析等の数値解析を実行した。図８は、遠心ポンプ１（実施例１）のポンプ性能を示す線図である。異なる３種類のケーシング（最高効率点の比速度ｎS BEP＝８０、６０、３０）を使用したポンプ性能の実験結果（実験値）及び数値解析結果が図８（Ａ）～（Ｃ）に示されている。従来構造のインペラを備えた遠心ポンプ等では、比速度６０以下では、ほぼ全域で揚程曲線に右上がり不安定特性が生じて振動・騒音が増大する傾向があり、しかも、揚程係数ψは１．１～１．２程度であるにすぎなかった。しかし、インペラ１０を備えた遠心ポンプ１では、図８（Ａ）～（Ｃ）に示されるように、かなり高い揚程が得られる。しかも、遠心ポンプ１の揚程曲線には、右上がり不安定特性が実質的に生じておらず、従って、安定且つ静寂な運転が実現する。また、ポンプ効率に関し、従来のフルオープン形インペラ（不安定特性が比較的少ない）を有する従来構造のポンプと遠心ポンプ１とを対比した結果が、図８（Ｄ）に示されている。図８（Ｄ）に示される如く、遠心ポンプ１（ｎS＝８０）は、ｎS＝８０のケーシングを用いた従来構造のポンプと比べ、全比速度範囲に亘って高い効率を発揮する。比速度が更に低い領域では、遠心ポンプ１のケーシングの比速度を低下させると、遠心ポンプ１は、更に高い効率を発揮する。
　図９は、インペラ１０を備えた遠心ポンプ１（実施例１）と、インペラ１０’を備えた遠心ポンプ１’（実施例２）と、クローズド形インペラを備えた遠心ポンプ（比較例１）の各ポンプ性能示す線図である。比較例１のインペラは、インペラ１０’の隆起部１９に円形側板（図示せず）を取り付けてインペラ１０’をクローズド形に設計変更した構成のものである。なお、実施例１、２及び比較例１の各遠心ポンプは同一の円形ケーシングを備える。
　側板によって放射溝１５を遮蔽してインペラをクローズド形に設計変更した比較例１の遠心ポンプでは、遠心ポンプ１’（実施例２）と対比し、揚程が低下する。従って、放射溝１５を開放することによってメリディアン流路断面（流路７）に生起する三次元的な逆流Ｃ、Ｅ、Ｇ及び再循環渦Ｒは、遠心ポンプ１の揚程を増大するのに有効に作用する（実施例１、２）。
　また、実施例１と実施例２とを対比すると、実施例１の遠心ポンプ１は相対的に高い揚程を発揮する。これは、実施例１の遠心ポンプ１では、実施例２の遠心ポンプ１’に比べて混合損失が低下することに起因すると考えられる。
　図１０は、インペラ１０’とケーシング３との間のクリアランスの影響を示す線図及び断面図である。
　本発明者等は、図１０（Ｂ）に示すようにインペラ１０’を使用し、インペラ１０’とケーシング３の静止壁面３１、３２との間のクリアランスの影響を考察するための実験を実施した。この実験においては、インペラ１０’と後側の静止壁面３２との間の距離ｃ’を１．１７×ｈ（h＝溝１５の深さ）に固定し、インペラ１０’と前側のケーシング壁面３１との間の距離ｃを０．０６７×ｈ、０．３３×ｈ、１．０×ｈ、１．７×ｈに変化させた。測定結果が図１０（Ａ）に示されている。なお、図１０（Ａ）の括弧内数値は、距離ｃの寸法値である。
　図１０（Ａ）に示す如く、クリアランスの変化は、ポンプ性能にほとんど影響しないことが判明した。これは、本発明の遠心ポンプがオープン形遠心インペラを備えた遠心ポンプや渦流ポンプ（いずれも、クリアランスの変化がポンプ性能に大きく影響する）と全く相違する性質又は特性を有する新規なポンプであることを意味する。
　図１１（Ａ）は、放射溝１５の長さと、ポンプ性能との関係を示す線図であり、図１１（Ｂ）は、比較例に係るインペラ１０”を示す斜視図である。
　図１１（Ｂ）には、外縁短溝１６のみを備えたインペラ１０”が比較例２として示されている。インペラ１０”は、インペラ１０’（実施例２）の全ての放射溝１５を外縁短溝１６に置換した構成を有する。本発明者等は、図１１（Ｂ）に示すインペラ１０”を円形ケーシングに組み込んでポンプ性能を測定した。その結果、短い外縁短溝１６だけを備えたインペラ１０”（即ち、長い放射溝１５を備えていないインペラ１０”）では、図１１（Ａ）に示す如く、揚程が大きく低下することが判明した。他方、インペラ１０’において全ての外縁短溝１６を埋め殺した場合であっても、インペラ１０’の揚程は、大きく低下しない。従って、本発明の遠心ポンプ１、１’においては、インペラに形成される溝１５の長さが重要である。
　図１２は、放射溝１５の両面配置及び片面配置の影響を示すポンプ性能の線図であり、図１３は、バランスホール１４の有無の影響を示すポンプ性能の線図である。
　本発明者等は、実施例１のインペラ１０を備えた遠心ポンプ１と、インペラ１０の後側面の放射溝１５及び外縁短溝１６を埋め殺してなるインペラを備えた遠心ポンプとを運転し、ポンプ性能を測定した。前者のインペラ（以下、「両面溝形インペラ」という）は、放射溝１５及び外縁短溝１６を両面に備えるのに対し、後者のインペラ（以下、「片面溝形インペラ」という）は、放射溝１５及び外縁短溝１６を前側面のみに有する。なお、これらのインペラは、図１に示す如く、６箇所のバランスホール１４を備える。本発明者等は又、３箇所のバランスホール１４を埋め殺した片面溝形インペラ（３つのバランスホール１４を備えた片面溝形インペラ）と、全てのバランスホール１４を埋め殺した片面溝形インペラ（バランスホール１４を全く備えない片面溝形インペラ）とを用いた遠心ポンプに関し、ポンプ性能を更に測定した。
　図１２に示す如く、放射溝１５を片側にのみ配設したインペラの場合、低流量域において右上がり不安定性能が生じ易い。また、バランスホール１４の個数を低減すると、それに伴って揚程及び軸動力は低下するが、効率は実質的に変化しない。
　図１３には、実施例１のインペラ１０を備えた遠心ポンプ１においてバランスホール１４をなくした場合に生じるポンプ性能の変化が示されている。図１２に示す片面溝形インペラに関する測定結果と、図１３に示すバランスホール完全省略の両面溝形インペラに関する測定結果とを対比することにより、後側面（背面）の放射溝１５の作用を考察することができる。これらの測定結果の対比より明らかなとおり、バランスホール１４を完全に省略した場合であっても、後側面の放射溝１５は、揚程を増大させ且つ効率を向上させる。
　図１４は、ＣＦＤによってインペラ周速から求められた液体のレイノルズ数（Re数）と、ポンプの揚程及び効率との関係を示す線図である。
　インペラ１０、１０’を備えた遠心ポンプ１、１’　は、構造が極めて簡単であることから、回転数（回転速度）を比較的容易に高速化し得る優位性を有する。図１４には、レイノルズ数増大と関連したクローズド形遠心ポンプ及び遠心ポンプ１、１’の揚程及び効率の変化が示されている。図１４に示す如く、クローズド形遠心ポンプ及び遠心ポンプ１、１’は、いずれも、回転数の増大（レイルノズ数増大）に伴って揚程が向上して効率も向上する。従って、遠心ポンプ１、１’は高速化に適すると考えられる。
　図１５は、溝の変形例を示すインペラの概略正面図である。
　図１～図７に示す実施例においては、インペラ１０、１０’は、回転軸線Ｘ－Ｘを中心に放射状に外方に延びる放射溝１５及び外縁短溝１６を備えるが、図１５（Ａ）に示すような湾曲溝（又は螺旋溝）１５’と、同様に湾曲した外縁短溝１６’とをインペラ１０、１０’に形成しても良い。
　また、図１～図７に示す外縁短溝１６は、図１５（Ｂ）に示す如く省略しても良い。
　更には、図１５（Ｃ）に示す如く径方向に対して所定角度をなして傾斜する方向に延びる直線的な溝１５”をインペラ１０、１０’に形成しても良い。また、図１５（Ｃ）に破線で示す如く、外縁短溝１６” を各溝１５”の間に形成しても良い。
　以上、本発明の好適な実施例について詳細に説明したが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された本発明の範囲内で種々の変形又は変更が可能である。
　例えば、上記実施例は、本発明を遠心ポンプに適用したものであるが、本発明を回転形式（ターボ形）のコンプレッサに適用しても良い。
　また、上記実施例においては、溝は、均等な角度間隔を隔てて配置されているが、溝を不規則な間隔に配置することも可能である。
　更には、上記実施例においては、全長に亘って均一な断面（形状、幅及び深さ）を有する方形断面の溝を例示したが、溝の断面（形状、幅及び深さ）を徐々に変化させても良く、或いは、溝の断面を方形断面以外の断面に設計することも可能である。
　本発明は、遠心ポンプ、遠心コンプレッサ等の回転形式の流体機械に好適に適用し得る。本発明の流体機械によれば、従来は渦流ポンプ等を使用せざるを得なかった高揚程・小流量の極低比速度領域において実用的に運転可能な回転形式の流体機械が提供される。回転形式の流体機械は、回転速度増大によって、極端な騒音上昇を伴わずに高速運転することができる。これは、極低比速度領域において実用運転可能な小型流体機械の設計を可能にする。
　本発明の流体機械は、超高圧又は高揚程の配管系に使用し得るので、化学プラントの原料又は燃料移送系、工作機械の油圧回路、半導体製造装置の液体輸送系、海水淡水化プラントの海水・給水配管系、CO2地下貯留施設の流体輸送系等の各種配管系又はシステムにおいて使用することが可能である。

Claims (20)

  1. 　回転駆動軸に一体的に連結されたインペラと、インペラを収容するケーシングと、インペラの径方向中心部と対向するように配置された吸入口とを有する回転形式の流体機械において、
    　吸入口側に位置するインペラの側面には、インペラの径方向中心部から径方向外方に角度間隔を隔てて延びる多数の溝が形成され、該溝は、前記吸入口の径方向内方の領域からインペラの外周縁に向かって延びて、インペラの外周面に開口しており、
    　前記インペラの側面と前記ケーシングの側壁面との間の間隙は、インペラ直径(d2)×０．００２以上の寸法(q)又は０．４mm以上の寸法(q)を有し、
    　 前記溝は、インペラ直径(d2)×０．００２以上の寸法の深さ(h)又は０．４mm以上の深さ(h)を有し、前記インペラの回転時にインペラの外縁部近傍に再循環渦を生じさせることを特徴とする流体機械。
  2. 　前記溝は、前記インペラの中心部から径方向外方に直線的に延び又は湾曲して延びることを特徴とする請求項１に記載の流体機械。
  3. 　前記溝は、前記インペラの径方向中心部において集合し、該中心部に円形又は環状の窪み又は凹所を形成することを特徴とする請求項１又は２に記載の流体機械。
  4. 　前記窪み又は凹所の直径(d1)は、前記吸入口の直径(d0)よりも大きく、前記吸入口は、前記窪み又は凹所の外形輪郭に全体的に包囲されることを特徴とする請求項３に記載の流体機械。
  5. 　前記間隙の寸法(q)は、インペラ直径(d2)×０．０１５以上の寸法又は３．０mm以上の寸法に設定されることを特徴とする請求項１乃至４のいずれか１項に記載の流体機械。
  6. 　前記インペラの中心部から径方向外方に延びる多数の前記溝が、前記吸入口と反対の側に位置するインペラの側面に更に形成されることを特徴とする請求項１乃至５のいずれか１項に記載の流体機械。
  7. 　前記インペラの両側に形成された前記間隙を流体連通させる連通手段が、インペラの径方向中心部に設けられることを特徴とする請求項６に記載の流体機械。
  8. 　前記溝の深さ(h)は、インペラ直径(d2)×０．０３以下の寸法又は６．０mm以下の寸法に設定され、前記溝の幅(w)は、インペラ直径(d2)×０．２０以下の寸法又は４０mm以下の寸法に設定されることを特徴とする請求項１乃至７のいずれか１項に記載の流体機械。
  9. 　前記インペラの中心部は、該インペラの外周部の厚さ(T')よりも大きい厚さ（T）を有することを特徴とする請求項１乃至８のいずれか１項に記載の流体機械。
  10. 　前記ケーシングは、前側壁面、後側壁面及び環状内周壁面を有し、前記インペラの回転軸線を中心とした円形のケーシング内領域を形成する円形ケーシングからなり、
    　被圧送流体の吸引流路が前記吸入口に接続され、
    　前記ケーシング内の流体をケーシング内流路の圧力下にケーシング外に送出する吐出流路が前記環状内周壁面に接続されることを特徴とする請求項１乃至９のいずれか１項に記載の流体機械。
  11. 　前記再循環渦(R)は、前記溝の内部に形成される径方向外方の流れ(F)と、前記ケーシングの側壁面の近傍に形成される径方向内方の流れ(E)と、径方向内方の流れ(E)から分流して前記溝の中に再循環する再循環流(G)とによって形成されることを特徴とする請求項１乃至１０に記載の流体機械。
  12. 　径方向外方の前記流れ(F)は、前記インペラの外周縁と前記ケーシングの環状内周壁面(33)との間で径方向内方に転向し、径方向内方の前記流れ(C,E)として前記側壁面の近傍を逆流することを特徴とする請求項１１に記載の流体機械。
  13. 　回転駆動軸に一体的に連結されたインペラと、インペラを収容するケーシングと、インペラの径方向中心部と対向するように配置された吸入口とを有する回転形式の流体機械において、
    　前記インペラの回転時にインペラの外縁部近傍に再循環渦を生じさせる多数の溝がインペラの両側の面に形成され、各面の溝は、前記吸入口の径方向内方の領域からインペラの外周縁に向かって角度間隔を隔てて延び、インペラの外周面に開口していることを特徴とする流体機械。
  14. 　前記インペラの各面と前記ケーシングの側壁面との間に夫々形成されたインペラの両側の間隙を相互連通させる流体連通穴が、前記インペラの径方向中心部を貫通することを特徴とする請求項１３に記載の流体機械。
  15. 　前記溝は、前記インペラの径方向中心部において集合して、該中心部に円形又は環状の窪み又は凹所を形成し、前記連通穴は、前記窪み又は凹所に配置されることを特徴とする請求項１３又は１４に記載の流体機械。
  16. 　前記ケーシングは、前側壁面、後側壁面及び環状内周壁面を有し、前記インペラの回転軸線を中心とした円形のケーシング内領域を形成する円形ケーシングからなり、
    　被圧送流体の吸引流路が前記吸入口に接続され、
    　前記ケーシング内の流体をケーシング内流路の圧力下にケーシング外に送出する吐出流路が前記環状内周壁面に接続されることを特徴とする請求項１３乃至１５のいずれか１項に記載の流体機械。
  17. 　回転駆動軸に一体的に連結されたインペラと、インペラを収容するケーシングと、インペラの径方向中心部と対向するように配置された吸入口とを有する回転形式の流体機械において、
    　吸入口側に位置する前記インペラの側面には、インペラの回転時にインペラの外縁部近傍に再循環渦を生じさせる多数の溝が形成され、該溝は、前記吸入口の径方向内方の領域からインペラの外周縁に向かって角度間隔を隔てて延び、インペラの外周面に開口しており、
    　前記ケーシングは、前側壁面、後側壁面及び環状内周壁面を有し、前記インペラの回転軸線を中心とした円形のケーシング内領域を形成する円形ケーシングからなり、
    　前記再循環渦(R)は、前記溝の内部に形成される径方向外方の流れ(F)と、前記ケーシングの側壁面の近傍に形成される径方向内方の流れ(E)と、径方向内方の流れ(E)から分流して前記溝の中に再循環する再循環流(G)とによって形成されることを特徴とする流体機械。
  18. 　径方向外方の前記流れ(F)は、前記インペラの外周縁と前記ケーシングの環状内周壁面(33)との間で径方向内方に転向し、径方向内方の前記流れ(C,E)として前記側壁面の近傍を逆流することを特徴とする請求項１７に記載の流体機械。
  19. 　前記溝は、均一な角度間隔(k)を隔てて前記インペラの側壁面全体に均等に配置され、前記角度間隔は、１０度以下の角度に設定されることを特徴とする請求項１乃至１８のいずれか１項に記載の流体機械。
  20. 　前記流体機械は、比速度７０以下の極低比速度領域で作動する遠心ポンプであることを特徴とする請求項１乃至１９のいずれか１項に記載の流体機械。
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