WO2010007780A1 - 遠心ポンプ用羽根車及び遠心ポンプ - Google Patents

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centrifugal
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centrifugal pump
blade
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沖添晃政
岡崎泰英
榎本純也
舩坂新
清水寛正
安藤昭宏
真下悟史
竹内一喜
西泰行
田中伸和
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新明和工業株式会社
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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
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/18—Rotors
    • F04D29/22—Rotors specially for centrifugal pumps
    • F04D29/2238—Special flow patterns
    • F04D29/225—Channel wheels, e.g. one blade or one flow channel

Definitions

  • the technology disclosed herein relates to a centrifugal pump impeller suitable for conveying, for example, sewage, and a centrifugal pump including the impeller.
  • centrifugal pumps are used to transport sewage and the like.
  • the centrifugal pump includes an impeller and a casing as main components.
  • impellers a non-clog type impeller having a spiral flow path formed therein is known as an impeller that is less likely to be clogged even with sewage containing solids such as impurities. (For example, refer to Patent Document 1).
  • the impeller of the centrifugal pump disclosed in Patent Document 1 circulates along the outer peripheral surface by being partitioned by the internal flow path formed upward from the inlet formed on the lower surface and the centrifugal blade, and the internal flow And an external flow path continuing to the path.
  • the passing particle diameter (the maximum diameter of a sphere that can pass through the flow path) is set to a pump diameter ratio of 100%.
  • the inventors of the present application considered narrowing the exit width of the impeller. By doing so, it is possible to reduce the discharge flow rate and make the slope of the lift curve steep.
  • centrifugal pump including an impeller having a spiral internal flow path and an external flow path that contributes to a lifting head, while maintaining a passing particle size at a predetermined value, It is effective in smoothing.
  • the inventors of the present application considered reducing the proportion of the external flow path in the cross section of the impeller. This corresponds to the fact that the amount of fluid present in the external flow path and discharged from the impeller is relatively small. For this reason, the discharge flow rate of this impeller is reduced as compared with an impeller in which the proportion of the external flow path is relatively large under the condition of the same outer diameter. On the other hand, since the exit width (corresponding to the height in the rotation axis direction) is not narrowed, the passing particle diameter can be maintained at a predetermined value.
  • the exemplary centrifugal pump impeller is formed with a spiral internal flow path extending in the direction of the rotation axis while rotating around the rotation axis so as to connect the inlet opening on one end surface and the outlet opening on the peripheral surface.
  • the centrifugal blade is formed to extend over an angular range of 270 ° or more in the circumferential direction around the rotation axis, and is externally defined by being recessed from the circumferential surface of the impeller body by the centrifugal blade.
  • the flow path is continuous with the outlet and circulates around the peripheral surface of the impeller body, and the centrifugal blade is arranged in the cross section at the central height position in the rotation axis direction of the external flow path in the centrifugal section.
  • the impeller with this configuration can achieve a high lift in a small flow rate range while maintaining the passing particle size at a predetermined value.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a submersible pump.
  • FIG. 2 is a perspective view of the impeller.
  • 3 is a cross-sectional view of the impeller (a cross-sectional view taken along line III-III in FIG. 5).
  • FIG. 4 is a longitudinal sectional view of the impeller (a sectional view taken along line IV-IV in FIG. 3).
  • FIG. 5 is a longitudinal sectional view of the impeller (sectional view taken along line VV in FIG. 3).
  • FIG. 6 is a performance curve diagram (flow coefficient—lift coefficient) of the submersible pump according to the example.
  • FIG. 7 is a performance curve diagram (flow coefficient-power coefficient) of the submersible pump according to the example.
  • FIG. 8 is a performance curve (flow coefficient—pump efficiency) of the submersible pump according to the example.
  • An exemplary impeller has an impeller body formed with a spiral internal flow path extending in the direction of the rotation axis while rotating around the rotation axis so as to connect an inlet opening on one end surface and an outlet opening on the peripheral surface And a single centrifugal blade provided on the impeller body such that the position of the outlet is a leading edge and the predetermined position on the outer peripheral edge of the impeller body is a trailing edge, and the passing particle diameter Is an impeller for a centrifugal pump set to a predetermined value.
  • the centrifugal blade is formed to extend over an angular range of 270 ° or more in the circumferential direction around the rotation axis, and is externally defined by being recessed from the circumferential surface of the impeller body by the centrifugal blade.
  • the flow path is continuous with the outlet and circulates around the peripheral surface of the impeller body, and the centrifugal blade is arranged in the cross section at the central height position in the rotation axis direction of the external flow path in the centrifugal section.
  • the ratio of the area of the external flow path in the circumferential range of 270 ° from the rear edge of the blade to the entire area of the impeller body surrounded by the outer peripheral edge of the impeller body is less than 0.3.
  • the area of the external flow path in the angular range of 270 ° in the circumferential direction from the rear edge of the centrifugal blade and the entire area of the impeller body surrounded by the outer peripheral edge of the impeller body ( That is, the ratio of the area of the external flow path divided by the entire area of the impeller body (hereinafter also simply referred to as area ratio) is less than 0.3.
  • the centrifugal blade is designed so that The area ratio is larger than 0. That is, this impeller has a relatively small proportion of the external flow path in its cross section. This corresponds to the fact that the amount of fluid present in the external flow path and discharged from the impeller is relatively small.
  • this impeller has a reduced discharge flow rate as compared with an impeller having the same outer diameter and a relatively large area ratio.
  • the centrifugal pump having the impeller configured as described above has a steep slope in the lift curve and a reduction in shaft power.
  • the outer diameter of the impeller body can be increased, and the lift is increased. That is, a high head can be achieved in a small flow rate region.
  • This configuration also reduces the cross-sectional area of the external flow path and does not narrow the exit width. Therefore, the passing particle diameter can be maintained at a predetermined value. Therefore, the impeller having this configuration can achieve a high lift in a small flow rate region while maintaining the passing particle size at a predetermined value.
  • the passing particle diameter may be 100% of the pump aperture ratio.
  • An exemplary centrifugal pump includes the centrifugal pump impeller, a casing that houses the centrifugal pump impeller, and a motor that rotationally drives the centrifugal pump impeller. As described above, this centrifugal pump achieves a high head in a small flow rate region.
  • the exemplary pump is a submersible pump for sewage treatment.
  • This submersible pump includes a centrifugal pump 10 and includes an impeller 11, a casing 12 that covers the impeller 11, and a sealed submersible motor 13 that rotates the impeller 11.
  • the underwater motor 13 includes a motor 16 including a stator 14 and a rotor 15, and a motor casing 17 that covers the motor 16.
  • a drive shaft 18 extending in the vertical direction is provided at the central portion of the rotor 15.
  • the drive shaft 18 is rotatably supported by an upper bearing 19 and a lower bearing 20.
  • the lower end of the drive shaft 18 is connected to the impeller 11, and the drive shaft 18 transmits the rotational driving force of the submersible motor 13 to the impeller 11.
  • the casing 12 has a spiral chamber 26 covering the impeller 11 therein.
  • the vortex chamber 26 is defined by a side wall 12a that is curved in a semicircular shape in a cross-sectional view.
  • the width of the spiral chamber 26 with respect to the axial direction (the vertical width in FIG. 1, in other words, the height in the rotational axis direction) is the width of the outlet 34 (the height in the rotational axis direction) of the impeller 11 described later. It is almost the same.
  • a suction portion 21 that protrudes downward is integrally formed at the lower end of the casing 12.
  • the suction portion 21 has a suction port 22 that opens downward.
  • the suction port 22 communicates with an inlet 33 of the impeller 11 described later.
  • a discharge portion 23 that protrudes laterally is formed integrally with the side portion of the casing 12.
  • the discharge portion 23 communicates with the spiral chamber 26 and is formed with a discharge port 24 that opens sideways.
  • the flow path diameter of the discharge unit 23 increases toward the downstream side, but the present invention is not limited thereto, and the flow path diameter may be constant.
  • the diameter of the inlet (the connection port with the spiral chamber 26) in the discharge part 23 is substantially the same as the diameter of the outlet 34 of the impeller 11 described later.
  • the discharge part 23 is set to the same passage particle diameter as the internal flow path 35 of the impeller 11, and the passage particle diameter of this pump is set to a pump aperture ratio of 100%.
  • the minimum diameter of the discharge portion 23 corresponds to the pump diameter.
  • the passing particle diameter of the discharge part 23 should just be more than the passing particle diameter of the internal flow path 35.
  • the impeller 11 has a substantially cylindrical shape including a peripheral surface between an upper end surface and a lower end surface and both surfaces thereof.
  • the cross hatch in FIG. 3 does not indicate a cross section but indicates an external flow path 36 to be described later.
  • An inlet 33 that opens downward is formed on the lower end surface of the impeller 11, while an outlet 34 that opens sideways is formed on the peripheral surface thereof.
  • the impeller 11 has an internal flow path 35 extending in the axial direction while circling around the rotation axis, and the internal flow path 35 connects the inlet 33 and the outlet 34 to each other. Yes. Therefore, the position of the flow path center of the internal flow path 35 changes in the axial direction. As shown in FIG.
  • the outlet 34 opens toward the extending direction of the internal flow path 35.
  • the internal flow path 35 including the inlet 33 and the outlet 34 is configured to have a passing particle diameter set according to the pipe diameter upstream of the centrifugal pump 10.
  • the diameter of the internal flow path 35 is set to be relatively large so as to have a predetermined passing particle diameter.
  • an external flow path 36 that is recessed inward in the radial direction is formed.
  • the external flow path 36 is not a flow path extending in the rotation axis direction, and the flow path center is located on an orthogonal plane orthogonal to the rotation axis of the impeller 11.
  • the external flow path 36 is continuous with the downstream side of the internal flow path 35 at the outlet 34.
  • the external flow path 36 circulates over a length of at least half a circumference of the impeller 11. Specifically, the downstream end of the external flow path 36 extends to the vicinity of the outlet 34, whereby the external flow path 36 extends over an angular range of 270 ° in the circumferential direction around the rotation axis. Yes.
  • the length of the external flow path 36 may be set as appropriate at 270 ° or more and less than 360 °.
  • This external flow path 36 is partitioned by blades 37.
  • the blades 37 are so-called radial flow blades (centrifugal blades).
  • the centrifugal blade 37 pressurizes the water in the external flow path 36 and discharges the water to the outer peripheral side (radially outer side).
  • the centrifugal blade 37 not only defines the external flow path 36 but also defines the internal flow path 35 by the inner surface.
  • the centrifugal blade 37 is formed to extend over an angular range of 270 ° or more in the circumferential direction around the rotation axis. In this embodiment, in particular, it is formed so as to extend over an angle range of 270 °, and as described above, the external flow path 36 extends over an angle range of 270 °.
  • the exit angle of the centrifugal blade 37 is set to be relatively small in the present embodiment. The exit angle is specifically about 10 °.
  • the position of the leading edge of the centrifugal blade 37 is set to a relatively outward position in the radial direction, so that the cross-sectional area of the external flow path 36 described above is relatively small. That is, in the cross section of the external flow path 36 at the central height position in the rotation axis direction, the cross-sectional area of the external flow path 36 (the area of the cross hatched area in FIG. 3) and the outer peripheral edge of the impeller 11
  • the area ratio to the entire area of the impeller surrounded by the circle that is, the value (area ratio) obtained by dividing the area of the external flow path 36 by the entire area of the impeller is less than 0.3 It is set to be.
  • the design function for partitioning the internal flow path 35 and the design function for partitioning the external flow path 36 are different from each other.
  • the internal flow path 35 and the external flow path 36 are not smoothly connected in the vicinity of the outlet 34 of the internal flow path 35.
  • a radius is provided in the vicinity of the end of the centrifugal blade 37 (the vicinity indicated by reference numeral 100 in FIG. 3), whereby the internal flow path 35 and the external flow path 36 are smoothly connected. I am doing so.
  • the front edge of the centrifugal blade 37 is hard to appear clearly.
  • the position where the alternate long and short dash line in FIG. 3 intersects the outer surface of the centrifugal blade 37 corresponds to the front edge of the centrifugal blade 37.
  • a first flange portion 38 that protrudes laterally over the entire circumference is formed above the external flow path 36. Further, a second flange portion 39 is formed below the external flow path 36 so as to protrude sideways over the entire circumference.
  • the second flange portion 39 partitions the lower portion of the impeller 11 where the inlet 33 is formed and the upper portion where the outlet 34 is formed up and down. That is, the impeller 11 is a closed type impeller in which the inlet 33 and the outlet 34 are partitioned by the second flange portion 39.
  • interval of the 1st flange part 38 and the 2nd flange part 39 is set to be the same as the width
  • a boss portion 31 is provided at the center of the upper end surface of the impeller 11, and a mounting hole 32 for inserting the tip of the drive shaft 18 is formed in the boss portion 31.
  • the centrifugal pump 10 discharges sewage as follows. That is, the underwater motor 13 rotates the impeller 11, and the impeller 11 sucks sewage upward from the lower inlet 33. The sucked sewage passes through the internal flow path 35 in the impeller 11 and reaches the external flow path 36 through the outlet 34. The centrifugal blade 37 discharges the sewage that has reached the external flow path 36 to the outer peripheral side. The casing 12 covering the impeller 11 receives the discharged sewage. The sewage flows through the spiral chamber 26 and is then discharged out of the pump through the discharge port 24.
  • FIGS. 6 to 8 show performance curves of the centrifugal pump 10 provided with the respective impellers 11 in which the area ratio is changed.
  • 6 shows the head coefficient with respect to the flow coefficient
  • FIG. 7 shows the power coefficient with respect to the flow coefficient
  • FIG. 8 shows the pump efficiency with respect to the flow coefficient.
  • the legends in FIGS. 6 to 8 are common, and only the legend is shown in FIG.
  • each impeller 11 has the same outer diameter, width of the outlet 34, position of the trailing edge of the centrifugal blade 37, and outlet angle (10 °). By changing the position of the edge, the cross-sectional shape of the centrifugal blade 37 is changed, thereby changing the cross-sectional area of the external flow path 36 and thus the area ratio.
  • the cross-sectional area of the external flow path 36 is relatively reduced, and the area ratio is reduced.
  • the cross-sectional area of the external flow path 36 is relatively increased, and the area ratio is increased.
  • the area ratios 0.252 and 0.230 correspond to the examples.
  • An area ratio of 0.375 corresponds to the conventional example, and an area ratio of 0.203 corresponds to the comparative example.
  • the area ratio is gradually changed from 0.375 to 0.252, 0.230, and 0.203, so that the slope of the lift curve becomes steeper.
  • the power coefficient gradually decreases.
  • the area ratio is preferably set to less than 0.30 and 0.23 or more in order to make the slope of the lift curve steep and reduce the power coefficient.
  • the centrifugal pump 10 can achieve a high head in a small flow rate region.
  • the technology disclosed herein is useful for a centrifugal pump that conveys fluid, for example, a sewage treatment pump that conveys sewage containing contaminants and the like.

Abstract

　遠心ポンプ用羽根車１１は、内部流路３５が形成された羽根車本体、及び出口３４の位置が前縁となりかつ、外周縁の所定位置が後縁となるように羽根車本体に設けられた一枚の遠心羽根３７、を備える。遠心羽根３７によって区画される外部流路３６の、遠心羽根３７の後縁から周方向に２７０°の角度範囲における面積と、羽根車本体の外周縁によって囲まれる羽根車本体の全体の面積との比が０．３未満となるように、遠心羽根３７が設計されている。

Description

遠心ポンプ用羽根車及び遠心ポンプ
　ここに開示する技術は、例えば汚水等の搬送に好適な遠心ポンプ用の羽根車及びそれを備えた遠心ポンプに関する。
　従来より、汚水等の搬送には遠心ポンプが用いられている。遠心ポンプは、主要な構成要素として、羽根車とケーシングとを備えている。羽根車のうち、夾雑物等の固形物を含んだ汚水等に対しても詰まりが生じにくい羽根車として、内部に螺旋状の流路が形成されたノンクロッグ型の羽根車が知られている（例えば、特許文献１参照）。
　特許文献１に開示された遠心ポンプの羽根車は、下面に形成された入口から上方に向かって延びる内部流路と、遠心羽根によって区画されることにより外周面に沿って周回すると共に、内部流路に連続する外部流路とを有している。この遠心ポンプでは、通過粒径（流路を通過することができる球の最大直径）がポンプの口径比１００％に設定されている。
特開２００５－３６７７８号公報
　こうした汚水用のポンプには、小流量域で高揚程のポンプ特性が要求されることが多い。そうしたポンプ特性を満足させる上で、羽根車の外径を大きくすることが有効な手立ての一つである。ところが羽根車の外径を大きくすることによって、ポンプの所要動力は大きくなってしまう。そこで、本願発明者らは、羽根車の外径を単に大きくするのではなく、羽根車の諸元を変更して揚程曲線（吐出量と全揚程との関係を示す曲線）の傾きを急峻にし、それによって所要動力を変えることなく、羽根車の外径を大きくすることに着目した。
　そのための方策として、本願発明者らは、羽根車の出口幅を狭くすることを考えた。そうすることによって吐出流量が絞られるようになって揚程曲線の傾きを急峻にすることが実現し得る。
　しかしながら羽根車の出口幅を狭くすることは、通過粒径を小さくすることになる。従って、通過粒径を所定値、例えばポンプ口径比１００％とすることが維持できなくなるという新たな不都合が生じることが判明した。
　ここに開示する技術は、螺旋状の内部流路と揚程に寄与する外部流路とを有する羽根車を備えた遠心ポンプにおいて、通過粒径を所定値に維持しつつも、小流量域で高揚程化する上で有効である。
　本願発明者らは、羽根車の横断面において外部流路の占める割合を小さくすることを考えた。このことは、その外部流路内に存在して羽根車から吐出される流体の量が比較的少ないことに相当する。このため、この羽根車は、同一外径という条件下で、外部流路の占める割合が相対的に大きい羽根車と比較して、吐出流量が絞られることになる。一方、出口幅（回転軸方向の高さに相当する）を狭くしないため、通過粒径は所定値に維持し得る。
　例示的遠心ポンプ用羽根車は、一端面に開口する入口と周面に開口する出口とを繋ぐように回転軸回りに周回しながら当該回転軸方向に延びる螺旋状の内部流路が形成された羽根車本体、及び、前記出口の位置が前縁となりかつ、前記羽根車本体の外周縁における所定位置が後縁となるように前記羽根車本体に設けられた一枚の遠心羽根を備えかつ、通過粒径が所定値に設定された遠心ポンプ用の羽根車である。
　前記遠心羽根は、前記回転軸を中心とした周方向に２７０°以上の角度範囲に亘って延びて形成されており、当該遠心羽根によって前記羽根車本体の周面から凹陥して区画される外部流路は、前記出口に連続すると共に、前記羽根車本体の周面を周回しており、前記遠心羽根は、前記外部流路の回転軸方向の中央高さ位置での横断面において、前記遠心羽根の後縁から周方向に２７０°の角度範囲における前記外部流路の面積と、前記羽根車本体の外周縁によって囲まれる前記羽根車本体の全体面積との比、つまり、
　面積比＝（外部流路の面積）／（羽根車本体の全体面積）
が、０．３未満となるように設計されている。
　この構成の羽根車は、通過粒径を所定値に維持しつつも、小流量域で高揚程化することが実現する。
図１は、水中ポンプの縦断面図である。 図２は、羽根車の斜視図である。 図３は、羽根車の横断面図（図５のIII－III線断面図）である。 図４は、羽根車の縦断面図（図３のIV－IV線断面図）である。 図５は、羽根車の縦断面図（図３のＶ－Ｖ線断面図）である。 図６は、実施例に係る水中ポンプの性能曲線図（流量係数－揚程係数）である。 図７は、実施例に係る水中ポンプの性能曲線図（流量係数－動力係数）である。 図８は、実施例に係る水中ポンプの性能曲線図（流量係数－ポンプ効率）である。
　例示的羽根車は、一端面に開口する入口と周面に開口する出口とを繋ぐように回転軸回りに周回しながら当該回転軸方向に延びる螺旋状の内部流路が形成された羽根車本体、及び、前記出口の位置が前縁となりかつ、前記羽根車本体の外周縁における所定位置が後縁となるように前記羽根車本体に設けられた一枚の遠心羽根を備えかつ、通過粒径が所定値に設定された遠心ポンプ用の羽根車である。
　前記遠心羽根は、前記回転軸を中心とした周方向に２７０°以上の角度範囲に亘って延びて形成されており、当該遠心羽根によって前記羽根車本体の周面から凹陥して区画される外部流路は、前記出口に連続すると共に、前記羽根車本体の周面を周回しており、前記遠心羽根は、前記外部流路の回転軸方向の中央高さ位置での横断面において、前記遠心羽根の後縁から周方向に２７０°の角度範囲における前記外部流路の面積と、前記羽根車本体の外周縁によって囲まれる前記羽根車本体の全体面積との比が、０．３未満となるように設計されている。
　この構成によると、所定の横断面において、遠心羽根の後縁から周方向に２７０°の角度範囲における外部流路の面積と、羽根車本体の外周縁によって囲まれる羽根車本体の全体の面積（つまり、外周縁によって囲まれる円の面積）との比、ここでは、外部流路の面積を、羽根車本体の全体面積で割った値（以下、単に面積比ともいう）が、０．３未満となるように、遠心羽根が設計されている。尚、前記の面積比は０よりも大きい。つまり、この羽根車は、その横断面において外部流路の占める割合が比較的小さい。このことは、外部流路内に存在して羽根車から吐出される流体の量が比較的少ないことに相当する。このため、この羽根車は、同一外径でかつ前記面積比が相対的に大きい羽根車と比較して、吐出流量が絞られることになる。このことにより、この構成の羽根車を有する遠心ポンプは、揚程曲線の傾きが急峻になると共に、軸動力が低下する。その結果、従来と同等の所要動力であっても、羽根車本体の外径を大きくすることが可能になって、揚程が高まることになる。つまり、小流量域での高揚程化が実現する。
　この構成ではまた、外部流路の横断面積を小さくしており、出口幅を狭くしてはいない。このため通過粒径は所定値に維持することが可能である。従ってこの構成の羽根車は、通過粒径を所定値に維持しつつも、小流量域で高揚程化することが実現する。前記の通過粒径は、ポンプ口径比１００％としてもよい。
　例示的遠心ポンプは、前記の遠心ポンプ用羽根車と、前記遠心ポンプ用羽根車を収容するケーシングと、前記遠心ポンプ用羽根車を回転駆動するモータと、を備えている。前述したように、この遠心ポンプは、小流量域での高揚程化が実現する。
　以下、羽根車の実施形態を図面に基づいて説明する。尚、以下の好ましい実施形態の説明は、本質的に例示に過ぎない。図１に示すように、例示的ポンプは、汚水処理用の水中ポンプである。この水中ポンプは遠心ポンプ１０からなり、羽根車１１と、羽根車１１を覆うケーシング１２と、羽根車１１を回転させる密閉型の水中モータ１３とを備えている。
　水中モータ１３は、ステータ１４及びロータ１５からなるモータ１６と、モータ１６を覆うモータケーシング１７とを備えている。ロータ１５の中心部分には、上下方向に延びる駆動軸１８が設けられている。この駆動軸１８は、上部軸受１９及び下部軸受２０によって回転自在に支持されている。駆動軸１８の下端部は羽根車１１に連結されており、駆動軸１８は、水中モータ１３の回転駆動力を羽根車１１に伝達する。
　ケーシング１２は、その内部に、羽根車１１を覆う渦形室２６を有している。渦形室２６は、横断面視で半円状に湾曲した側壁１２ａによって区画されている。この渦形室２６の軸方向に対する幅（図１における上下方向の幅、換言すれば回転軸方向の高さ）は、後述する羽根車１１の出口３４の幅（回転軸方向の高さ）と略同じである。
　ケーシング１２の下端には、下方に突出する吸込部２１が一体に形成されている。この吸込部２１には、下方に向かって開口する吸込口２２が形成されている。吸込口２２は、後述する羽根車１１の入口３３に連通している。一方、ケーシング１２の側部には、側方に突出する吐出部２３が一体に形成されている。この吐出部２３は、渦形室２６に連通していると共に、側方に向かって開口する吐出口２４が形成されている。吐出部２３は、この実施形態ではその下流側に向かって流路径が拡大しているが、これに限らず、流路径を一定にしてもよい。吐出部２３における入口（渦形室２６との接続口）の径は、後述する羽根車１１の出口３４の径と略同じである。つまり、吐出部２３は、羽根車１１の内部流路３５と同じ通過粒径に設定されており、このポンプの通過粒径は、ポンプ口径比１００％に設定されている。このポンプでは、吐出部２３の最小口径がポンプ口径に相当する。尚、吐出部２３の通過粒径は、内部流路３５の通過粒径以上であればよい。
　図２～５に示すように、羽根車１１は、上端面及び下端面とその両面の間の周面を含む略円筒形状である。尚、図３におけるクロスハッチは断面を示すものではなく、後述する外部流路３６を示すものである。羽根車１１の下端面には、下向きに開口する入口３３が形成されている一方、その周面には側方に向かって開口する出口３４が形成されている。また、羽根車１１は、その内部に、回転軸回りに周回しながらその軸方向に延びる内部流路３５を有しており、この内部流路３５は、入口３３と出口３４とを互いに繋いでいる。従って、内部流路３５の流路中心は、その位置が軸方向に変化する。図３に示すように、出口３４は、内部流路３５の延長方向に向かって開口している。入口３３及び出口３４を含む内部流路３５は、遠心ポンプ１０よりも上流側の配管径に応じて設定される通過粒径となるように、構成されている。ここでは、所定の通過粒径となるように、内部流路３５の径は比較的大きく設定されている。
　羽根車１１の外周面には、径方向の内方に窪んだ外部流路３６が形成されている。この外部流路３６は、回転軸方向に延びる流路ではなく、その流路中心は羽根車１１の回転軸と直交する直交面上に位置している。外部流路３６は、図３に示すように、出口３４において内部流路３５の下流側と連続している。外部流路３６は、羽根車１１の半周以上の長さにわたって周回している。具体的に、外部流路３６の下流端は、出口３４の近傍にまで延びており、これにより外部流路３６は、回転軸を中心とした周方向の２７０°の角度範囲に亘って延びている。尚、外部流路３６の長さは、２７０°以上かつ３６０°未満で、適宜設定すればよい。
　この外部流路３６は、羽根３７によって区画されている。この羽根３７は、いわゆる半径流形の羽根（遠心羽根）である。この遠心羽根３７は、外部流路３６内の水を昇圧して、その水を外周側（径方向外側）に吐出する。ここで、遠心羽根３７は、外部流路３６を区画するだけでなく、その内側の面によって内部流路３５を区画することにもなる。遠心羽根３７は、回転軸を中心とした周方向に２７０°以上の角度範囲に亘って延びて形成されている。本実施形態では特に、２７０°の角度範囲に亘って延びて形成されており、これによって、前述したように、外部流路３６が、２７０°の角度範囲に亘って延びることになる。また、遠心羽根３７の出口角は、本実施形態では、比較的小さく設定されている。出口角は、具体的には約１０°である。
　遠心羽根３７はさらに、その前縁の位置が径方向の比較的外方の位置に設定されており、これによって、前述した外部流路３６の横断面積が比較的小さくなるようにしている。つまり、外部流路３６の、回転軸方向の中央高さ位置での横断面において、外部流路３６の横断面積（図３のクロスハッチを付した領域の面積）と、羽根車１１の外周縁によって囲まれる羽根車の全体面積（図３における円の面積）との面積比、つまり外部流路３６の面積を、羽根車の全体面積で割った値（面積比）が、０．３未満となるように設定されている。こうして、この羽根車１１においては、外部流路３６の横断面積が比較的小さくされているため、その外部流路３６内に存在する流体の量が少なくなっている。このことにより、この羽根車１１では、吐出流量が絞られることになり、後述するように、揚程曲線の傾きが急峻になると共に、軸動力が低下することになる。尚、前縁の位置を変更する代わりに、外部流路３６を区画構成するための設計関数を適宜変更することによって、その形状を変化させて、前記面積比が０．３未満となるようにしてもよい。
　ここで、この羽根車１１において、内部流路３５を区画構成するための設計関数と、外部流路３６を区画構成するための設計関数とは互いに異なっており、これによって、通常であれば、内部流路３５と外部流路３６とは、内部流路３５の出口３４付近において滑らかにつながらない。しかしながら、この実施形態では、遠心羽根３７の端部付近（図３における符号１００が指している付近）にアールを付けており、これによって、内部流路３５と外部流路３６とが滑らかにつながるようにしている。このため、この羽根車１１では、遠心羽根３７の前縁は、明確には現れにくくなっている。尚、図３に示す羽根車１１では、図３において縦に延びる一点鎖線が遠心羽根３７の外側面と交差する位置が、遠心羽根３７の前縁に相当する。
　羽根車１１において外部流路３６よりも上側には、全周にわたって側方に突出した第１フランジ部３８が形成されている。また、外部流路３６よりも下側には、同じく全周にわたって側方に突出した第２フランジ部３９が形成されている。第２フランジ部３９は、羽根車１１における、入口３３が形成された下側部分と、出口３４が形成された上側部分とを上下に仕切っている。すなわち、この羽根車１１は、入口３３と出口３４との間が第２フランジ部３９で仕切られたクローズドタイプの羽根車である。ここで、この羽根車１１では、図４等に示すように、第１フランジ部３８と第２フランジ部３９との間隔が、前記出口３４の幅（回転軸方向の高さ）と同じに設定されている。
　なお、羽根車１１の上端面には、その中心にボス部３１が設けられ、このボス部３１に、駆動軸１８の先端を挿入するための取付穴３２が形成されている。
　前記遠心ポンプ１０は、以下のようにして汚水を吐出する。すなわち、水中モータ１３が羽根車１１を回転させ、羽根車１１は、その下側の入口３３から上方へ向かって汚水を吸い込む。吸い込まれた汚水は、羽根車１１内の内部流路３５を通過し、出口３４を通じて外部流路３６に至る。遠心羽根３７は、外部流路３６に至った汚水を外周側に吐出する。羽根車１１を覆うケーシング１２は、吐出された汚水を受け止める。汚水は渦形室２６内を流れた後に、吐出口２４を通じてポンプ外へと排出される。
　次に、具体的に実施した実施例について説明する。図６～８はそれぞれ、前記面積比を変化させた各羽根車１１を備える遠心ポンプ１０の性能曲線を示している。図６は、流量係数に対する揚程係数、図７は、流量係数に対する動力係数、図８は、流量係数に対するポンプ効率をそれぞれ示している。尚、図６～８における凡例は共通であり、図６にのみ、凡例を示す。ここで、各羽根車１１は、その外径、出口３４の幅、遠心羽根３７の後縁の位置、及び出口角（１０°）を互いに同じに設定している一方で、遠心羽根３７の前縁の位置を変更することによって、遠心羽根３７の横断面形状を変化させ、それによって、外部流路３６の横断面積、ひいては前記の面積比を変更するようにしている。つまり遠心羽根３７の前縁の位置を、径方向外方に位置させることによって、外部流路３６の横断面積が相対的に小さくなって、面積比が小さくなる一方、遠心羽根３７の前縁の位置を、径方向内方に位置させることによって、外部流路３６の横断面積が相対的に大きくなって、面積比が大きくなる。尚、面積比０．２５２，０．２３０はそれぞれ実施例に相当する。面積比０．３７５は、従来例に相当し、面積比０．２０３は、比較例に相当する。
　図６～８の結果によると、面積比を、０．３７５から、０．２５２，０．２３０及び０．２０３と小さくしていくことによって、揚程曲線の傾きが急峻となる方向に次第に変化すると共に、動力係数も次第に低下していることがわかる。但し、面積比を小さくしすぎると、締切揚程が低下してしまい、ポンプ効率が全体的に低下してしまう（バツ印参照）。このため、この実施例によると、揚程曲線の傾きを急峻にしかつ、動力係数を低下させる上で、面積比は０．３０未満０．２３以上に設定することが好ましいことがわかる。
　従って、ここに例示する羽根車１１及び遠心ポンプ１０は、面積比を０．３未満に設定することによって、揚程曲線の傾きが急峻になると共に、軸動力が低下している。このため、従来と同等の所要動力であっても、羽根車１１の外径を大きくすることが可能になり、その分、揚程が高まる。そうして、この遠心ポンプ１０では、小流量域での高揚程化を実現し得る。
　また、遠心羽根３７の出口角を比較的小さく設定することもまた、揚程曲線の傾きを急峻にすることに寄与する。このため、ここに例示する羽根車１１及び遠心ポンプ１０は、前述した面積比を比較的小さく設定することと、出口角を比較的小さくする（この例では約１０°）こととが相俟って、揚程曲線の傾きがさらに急峻になり、遠心ポンプ１０における小流量域での高揚程化を、さらに高いレベルで実現し得る。
　以上説明したように、ここに開示する技術は、流体を搬送する遠心ポンプについて有用であり、例えば、夾雑物等を含んだ汚水を搬送する汚水処理用ポンプ等について有用である。
１０　遠心ポンプ
１１　羽根車（羽根車本体）
１２　ケーシング
１３　水中モータ（モータ部）
１８　駆動軸（回転軸）
３４　出口
３５　内部流路 
３６　外部流路 
３７　遠心羽根 

Claims (4)

  1. 　一端面に開口する入口と周面に開口する出口とを繋ぐように回転軸回りに周回しながら当該回転軸方向に延びる螺旋状の内部流路が形成された羽根車本体、及び、前記出口の位置が前縁となりかつ、前記羽根車本体の外周縁における所定位置が後縁となるように前記羽根車本体に設けられた一枚の遠心羽根を備えかつ、通過粒径が所定値に設定された遠心ポンプ用の羽根車であって、
    　前記遠心羽根は、前記回転軸を中心とした周方向に２７０°以上の角度範囲に亘って延びて形成されており、当該遠心羽根によって前記羽根車本体の周面から凹陥して区画される外部流路は、前記出口に連続すると共に、前記羽根車本体の周面を周回しており、
    　前記遠心羽根は、前記外部流路の回転軸方向の中央高さ位置での横断面において、前記遠心羽根の後縁から周方向に２７０°の角度範囲における前記外部流路の面積と、前記羽根車本体の外周縁によって囲まれる前記羽根車本体の全体の面積との比が、０．３未満となるように設計されている遠心ポンプ用羽根車。
  2. 　請求項１に記載の遠心ポンプ用羽根車において、
    　前記通過粒径は、ポンプ口径比１００％である遠心ポンプ用羽根車。
  3. 　遠心ポンプ用羽根車と、
    　前記遠心ポンプ用羽根車を収容するケーシングと、
    　前記遠心ポンプ用羽根車を回転駆動するモータと、を備え、
    　前記遠心ポンプ用羽根車は、一端面に開口する入口と周面に開口する出口とを繋ぐように回転軸回りに周回しながら当該回転軸方向に延びる螺旋状の内部流路が形成された羽根車本体、及び、前記出口の位置が前縁となりかつ、前記羽根車本体の外周縁における所定位置が後縁となるように前記羽根車本体に設けられた一枚の遠心羽根を有しかつ、通過粒径が所定値に設定されており、
    　前記遠心羽根は、前記回転軸を中心とした周方向に２７０°以上の角度範囲に亘って延びて形成されており、当該遠心羽根によって前記羽根車本体の周面から凹陥して区画される外部流路は、前記出口に連続すると共に、前記羽根車本体の周面を周回しており、
    　前記遠心羽根は、前記外部流路の回転軸方向の中央高さ位置での横断面において、前記遠心羽根の後縁から周方向に２７０°の角度範囲における前記外部流路の面積と、前記羽根車本体の外周縁によって囲まれる前記羽根車本体の全体の面積との比が、０．３未満となるように設計されている遠心ポンプ。
  4. 　請求項３に記載の遠心ポンプにおいて、
    　前記通過粒径は、ポンプ口径比１００％である遠心ポンプ。
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