WO2011065039A1 - 渦巻ポンプ - Google Patents

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WO2011065039A1
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impeller
suction
distance
rotational axis
flow path
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PCT/JP2010/057399
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English (en)
French (fr)
Inventor
弘樹 細見
圭介 永岡
靖志 橋本
浩貴 柳田
Original Assignee
株式会社クボタ
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Publication date
Application filed by 株式会社クボタ filed Critical 株式会社クボタ
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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
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/44—Fluid-guiding means, e.g. diffusers
    • F04D29/445—Fluid-guiding means, e.g. diffusers especially adapted for liquid pumps

Definitions

  • the present invention relates to a centrifugal pump, and particularly relates to a casing structure of the centrifugal pump.
  • a double suction centrifugal pump which is a kind of this kind of centrifugal pump, includes a casing 1 and an impeller 3 provided on a main shaft 2 as shown in FIG.
  • the casing 1 has a spiral suction passage 11 located on the side of the impeller 3 in the direction of the rotational axis of the impeller 3 and a discharge passage 12 formed around the rotational axis of the impeller 3.
  • the impeller 3 has an impeller internal flow path 13 inside, and the impeller internal flow path 13 communicates with the suction flow path 11 of the casing 1 through a suction port portion 14 that opens toward the rotation axis, and rotates.
  • a discharge port portion 15 that opens in a radial direction orthogonal to the shaft center communicates with the discharge flow path 12 of the casing 1.
  • the suction port portion that allows the water flow to flow into the impeller has a shape similar to that of the bell mouth, the suction port portion protrudes from the casing inner surface, and between the suction port portion and the casing inner surface.
  • the water flow that flows in the direction orthogonal to the pump shaft enters the groove of the suction port, and the swirl component is increased by the water flow inducing action of the groove while reducing the flow velocity.
  • the water flow turns over the suction port while turning and changes direction parallel to the pump shaft.
  • the cross-sectional shape of the entire circumferential portion of the suction port portion to the impeller is directed from the upstream start point to the downstream end point of the water flow sucked into the suction port portion.
  • the radius of curvature of the curved surface and the distance between the impeller end surface and the curved vertex are gradually reduced, and the water flow at the upstream start point is the curved radius of curvature of the curved surface on the other downstream side. Since it is larger, the direction is changed following the curved surface.
  • An object of the present invention is to provide a centrifugal pump that improves the casing shape that causes noise generated from the pump and the casing shape that inhibits pump suction performance.
  • the impeller rotating around the rotation axis has the impeller inner passage and the impeller inner passage, and the impeller inner passage is the impeller.
  • a casing that has a suction port that opens in the direction of the rotational axis of the car and a discharge port that opens in the radial direction of the impeller, and a casing that surrounds the impeller is arranged in the direction of the rotational axis of the impeller.
  • a spiral suction channel that is located on the side and communicates with the suction port of the impeller, and a discharge channel that is formed around the rotation axis of the impeller and communicates with the discharge port of the impeller.
  • a portion of the inner wall surface of the suction flow passage that is connected to the periphery of the opening edge of the suction inlet portion of the impeller inner flow passage forms a convex portion that protrudes in the direction of the rotation axis of the impeller.
  • the straight line perpendicular to the rotational axis of the impeller passes through the apex passing with the radial velocity that is the velocity component of the direction.
  • a plane perpendicular to the rotation axis of the impeller at a predetermined distance h from the first baseline to the impeller side along the direction of the rotation axis of the impeller is defined as a reference plane, and the reference plane and the convex portion
  • the second base line is a line passing through the intersection line with the inner peripheral surface of the blade and parallel to the rotational axis of the impeller
  • the impeller is a distance Lx from the apex to the intersection of the first and second base lines.
  • the distance Lxa at the maximum radial flow velocity position at which the radial flow velocity of the water flow is maximum around the rotation axis of is greater than the distance Lxb at the minimum radial flow velocity position at which the radial flow velocity is minimum.
  • the impeller rotating around the rotation axis has blades disposed in the impeller inner flow path and the impeller inner flow path, and the impeller inner flow path is directed toward the rotation axis of the impeller.
  • a casing that surrounds the impeller is located on the side of the impeller in the direction of the axis of rotation of the impeller.
  • the part connected to the periphery of the opening edge of the suction port part of the in-car flow path forms a convex part that protrudes in the direction of the rotational axis of the impeller, and the convex part is located from the blade start end position in the flow path in the impeller to the convex part.
  • the distance in the rotational axis direction to the apex is B, and from the blade start end position in the flow path in the impeller in the rotational axis direction of the impeller
  • a shape that satisfies the condition that B / A is 0.23 to 0.31 is defined, where A is the distance to the farthest position on the inner wall surface of the suction flow path of the spiral casing facing the suction port of the root car. It is characterized by that.
  • the convex portion has a constant distance H from the first base line to the opening edge of the suction port along the rotational axis direction of the impeller around the rotational axis of the impeller. It is characterized by that.
  • the convex portion is characterized in that the distance Lxa in a predetermined distance range along the circumferential direction including the radial direction maximum flow velocity position is larger than the distance Lxb in the radial direction minimum flow velocity position.
  • the convex portion has a convex curved surface whose inner peripheral surface changes smoothly toward the rotational axis side of the impeller.
  • the convex portion is characterized in that its inner peripheral surface forms a curved surface that smoothly changes along the circumferential direction.
  • the convex portion has a convex curved surface whose inner surface smoothly changes in an arc shape toward the rotation axis side of the impeller, and extends from the radial maximum flow velocity position in the circumferential direction.
  • the distance Lx up to a position of 120 ° is greater than the distance Lxb at the minimum radial flow velocity position.
  • the centrifugal pump of the present invention is characterized in that it has a shape that satisfies the condition that B / A is 0.25 to 0.29.
  • the convex portion is characterized in that it can be exchanged formed separately from the casing.
  • the spiral pump of the present invention is characterized in that the convex portion is integrally formed with the casing.
  • the spiral pump of the present invention is characterized in that the convex portion is formed of a ring-shaped member and attached to the casing.
  • the centrifugal pump of the present invention is characterized in that it is a double suction centrifugal pump having suction passages of the casing on both sides in the direction of the rotational axis of the impeller.
  • the distance Lxa at the maximum radial flow velocity position where the radial flow velocity of the water flow is maximum around the rotation axis of the impeller is larger than the distance Lxb at the minimum radial flow velocity position where the radial flow velocity is minimum.
  • FIG. 1 The perspective view which shows the principal part of the centrifugal pump in Example 1 of this invention.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of part A in FIG. 1
  • (b) is a cross-sectional view of part B in FIG. Sectional drawing which shows the centrifugal pump in Example 1.
  • FIG. 1 The front view which shows the centrifugal pump in Example 1.
  • FIG. 1 The top view which shows the coupling of the centrifugal pump in Example 1
  • Graph showing noise improvement Sectional drawing which shows the centrifugal pump in Example 2 of this invention
  • both suction centrifugal pumps include an impeller 53 driven by a main shaft 52 inside a casing 51.
  • the casing 51 has a spiral suction passage 54 located on the side of the impeller 53 in the direction of the rotational axis of the impeller 53, and a discharge passage 55 formed around the rotational axis of the impeller 53. is doing.
  • the suction flow path 54 is formed in the casing 51. From the winding angle 0 ° to 360 ° with the tongue portion 511, the width in the direction of the rotation axis and the radial direction becomes narrow.
  • the impeller 53 has an impeller flow path 58 between the hub 56 and the shroud 57, and a plurality of blades 59 are formed at predetermined positions of the hub 56 and the shroud 57.
  • the impeller inner flow path 58 communicates with the suction flow path 54 of the casing 51 at a suction port portion 60 that opens toward the rotation axis direction of the impeller 53, and is directed in a radial direction orthogonal to the rotation axis center of the impeller 53.
  • a discharge port portion 61 that opens to communicate with the discharge flow path 55 of the casing 51.
  • the blades 59 are joined to the hub 56 and the shroud 57 and extend from the start end position in the suction port portion 60 to the end position in the discharge port portion 61.
  • the casing 51 has a convex portion 62 along the periphery of the rotational axis of the impeller 53 at a portion connected to the periphery of the opening edge of the suction port portion 60 of the impeller inner passage 58 on the inner wall surface of the suction passage 54.
  • the convex portion 62 may be integrally formed when the casing 51 is cast, or may be formed separately from the casing 51 and exchangeable.
  • the convex portion 62 has a shape that satisfies the following conditions. That is, as shown in FIG. 1 and FIG. 2, the convex portion 62 rises in the direction of the rotational axis of the impeller 53, and the radial flow velocity at which the water flow 622 forms a velocity component in the radial direction of the impeller 53.
  • the inner peripheral surface 624 that faces the suction port portion 60 and reaches the opening edge 601 is a quadratic curve (circle, ellipse, parabola, It forms a convex curved surface that changes smoothly into a part of a hyperbola.
  • the convex part 62 makes the line extended in the direction orthogonal to the rotational axis X of the impeller 53 from the vertex 623 the 1st base line L1, and is predetermined distance to the rotational axis direction of the impeller 53 from the 1st base line L1.
  • a plane orthogonal to the rotational axis X of the impeller 53 at a position separated from h is defined as a reference plane ⁇ , and the rotational axis of the impeller 53 passes through an intersection line 625 between the reference plane ⁇ and the inner peripheral surface 624 of the convex portion 62.
  • the distance H from the first base line L1 to the opening edge 601 of the suction port 60 along the rotational axis direction of the impeller 53 is constant around the rotational axis of the impeller 53.
  • the distance Lx at a predetermined distance La along the circumferential direction from the maximum radial flow velocity position A is larger than the distance Lxb at the minimum radial flow velocity position B, but the length of the predetermined distance La is arbitrarily set. This will be described later.
  • the water flowing into the suction flow path 54 of the casing 51 is sucked while swirling along the spiral shape of the suction flow path 54 in a state where the impeller 53 rotates around the rotation axis by driving the main shaft 52. It flows into the impeller inner flow path 58 from the end portion of the flow path 54 through the suction port portion 60 of the impeller 53.
  • the water that has flowed into the impeller inner flow path 58 receives a centrifugal force due to the rotation of the impeller 53 and is ejected from the discharge port portion 61 to the discharge flow path 55 of the casing 51.
  • the water flow 622 swirling in the suction flow path 54 of the casing 51 turns in a direction along the rotational axis X of the impeller 53 when flowing from the suction flow path 54 to the suction port 60 of the impeller 53.
  • the water flow 622 accompanied by the radial flow velocity passes through the convex portion 62 formed around the rotation axis of the impeller 53, thereby rapidly turning in the rotation axis direction, particularly the flow along the casing 51.
  • FIG. 4 is a schematic diagram showing the flow of the water flow 622 in the centrifugal pump of the present invention
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the winding angle ⁇ of the suction flow path 54, the distance Lx, and the radial flow velocity V.
  • the distance Lx (dimensionless) is obtained by dividing the value of the distance Lx at each winding angle around the rotation axis of the impeller 53 by the standard value of the distance Lx when the distance Lx is constant over the entire length of the convex portion 62. This is a dimensionless value.
  • the radial flow velocity V (dimensionless) is obtained by dividing the value of the radial flow velocity V at each winding angle around the rotation axis of the impeller 53 by the average flow velocity obtained by dividing the pump suction amount by the area of the suction port portion 60. It is a dimensionless value.
  • a locus K1 shows a case of a reference example in which the distance Lx is constant over the entire length of the convex portion 62. Under this condition, the radial flow velocity V at each winding angle around the rotation axis of the impeller 53 is shown. This is indicated by a locus K2.
  • the trajectory K3 is according to the present embodiment, and the distance Lx is a radial flow velocity minimum position B within a predetermined distance La along the circumferential direction from the radial flow velocity maximum position A and a winding angle of 0 ° to 90 °.
  • the distance Lx is larger than the distance Lxb at the winding angle and gradually decreases in accordance with the radial flow velocity V at each winding angle.
  • the distance Lx is within the range from the winding angle 0 ° to 120 °. It is also possible to make the condition that the distance Lx is gradually decreased according to the radial flow velocity V at each winding angle, which is larger than the distance Lxb at the radial flow velocity minimum position B.
  • the radial flow velocity V at each winding angle around the rotation axis of the impeller 53 under the condition of the locus K3 is indicated by a locus K5.
  • the radial flow velocity V is substantially the same as the locus K5.
  • the radial flow velocity maximum position A is in the range of the winding angle from 0 ° to 30 °, and La is wound for a predetermined distance along the circumferential direction from the radial flow velocity maximum position A.
  • the water flow 622 in this embodiment is The radial flow velocity V (K5) is smaller than the radial flow velocity V (K2) in the case of the reference example.
  • the negative pressure state indicating the state of separation and cavitation is shown in the reference example. In this example, it decreases.
  • the range in which the distance Lx is larger than the distance Lxb at the radial flow velocity minimum position B can be arbitrarily set, and the distance Lx is gradually reduced in the range of the winding angle from 0 ° to 90 °.
  • the distance Lx is maintained constant in the range from the winding angle 0 ° to 90 ° and then gradually decreased in the range from the winding angle 90 ° to 210 ° (trajectory K7), the winding angle 0 ° to 90 °.
  • the distance Lx is kept constant in the range up to ° and then gradually decreased in the range from 90 ° to 300 ° (trajectory K8), the distance Lx is gradually reduced in the range from 0 ° to 300 ° ( Trajectory K9), a configuration in which the distance Lx is gradually reduced in a quadratic curve (trajectory K10) in the range of the winding angle from 0 ° to 300 ° is possible.
  • the decrease in the radial flow velocity V at 0 ° in FIG. 5 is due to a decrease in the radial component due to the shape of the tongue 511 and an increase in the frictional resistance of the casing. Furthermore, the winding angle is only described up to 300 ° in FIGS. 5 and 6. In this embodiment, when the angle exceeds 300 °, the top 621 of the convex portion contacts the casing 51 and is absorbed and becomes unclear. Because.
  • FIG. 9 shows the noise in the case of the reference example in which the distance Lx is constant over the entire length of the convex portion 62, and a predetermined distance La and winding along the circumferential direction including the radial direction maximum velocity A as in this embodiment. Differences from noise when the distance Lx is larger than the distance Lxb at the radial flow velocity minimum position B in the angle range of 0 ° to 90 ° are shown at four measurement positions D1 to D4. As shown in FIG. 9, even when the discharge amount of the pump is changed, the noise in the present invention at the four measurement positions D1 to D4 is in a range lower than the noise in the reference example.
  • the shape of the convex portion becomes simple, and it becomes easy to manufacture and the cost can be reduced.
  • the convex portion is formed so that the distance Lx in the predetermined distance range along the circumferential direction including the radial flow velocity maximum position is larger than the distance Lxb in the radial flow velocity minimum position, the radial flow velocity is high. Separation can be suppressed in a predetermined distance range where separation is likely to occur, and generation of noise can be more effectively suppressed.
  • the radial flow velocity is faster than the average flow velocity, and it is desirable that this range be a predetermined distance range. More desirably, the predetermined distance range is 0 ° to 90 ° at which the radial flow velocity is 1.4 times or more of the average flow velocity.
  • the predetermined distance range can be set over a winding angle of 0 ° to 360 °, but in this embodiment, when the winding angle is 0 ° to 90 °, the casing weight is increased by 1%. On the other hand, when the winding angle is 0 ° to 360 °, the casing weight is increased by 4%, and the weight is increased four times as compared with the case where the winding angle is 0 ° to 90 °. Considering the cost, it is more effective to carry out in a range of a winding angle of 0 ° to 90 ° which is highly effective.
  • the inner peripheral surface of the convex portion a smooth curved surface, the flow hardly changes suddenly on the inner peripheral surface, and separation can be further suppressed.
  • the convex portion 62 is integrally formed when the casing 51 is cast.
  • a portion where the distance Lx is larger than the distance Lxb at the radial direction flow velocity minimum position B is formed separately from the casing 51. It is also possible to replace them. By making it replaceable, the pump can be easily restored by replacing the convex portion 62 without replacing the casing 51 when the convex portion 62 is damaged, and the noise, vibration, and suction performance are in the operating state. Improvement can also be achieved by exchanging the convex part 62 when it deteriorates due to the change.
  • both suction centrifugal pumps include an impeller 53 driven by a main shaft 52 inside a casing 51.
  • the casing 51 has a spiral suction passage 54 located on the side of the impeller 53 in the direction of the rotational axis of the impeller 53, and a discharge passage 55 formed around the rotational axis of the impeller 53. is doing.
  • the impeller 53 has an impeller flow path 58 between the hub 56 and the shroud 57, and a plurality of blades 59 are formed at predetermined positions of the hub 56 and the shroud 57.
  • the impeller inner flow path 58 communicates with the suction flow path 54 of the casing 51 at a suction port portion 60 that opens toward the rotation axis direction of the impeller 53, and is directed in a radial direction orthogonal to the rotation axis center of the impeller 53.
  • a discharge port portion 61 that opens to communicate with the discharge flow path 55 of the casing 51.
  • the blades 59 are joined to the hub 56 and the shroud 57 and extend from the start end position in the suction port portion 60 to the end position in the discharge port portion 61.
  • the casing 51 has a convex portion 62 that protrudes in the direction of the rotational axis of the impeller 53 at a portion connected to the periphery of the opening edge of the suction port portion 60 of the impeller inner passage 58 on the inner wall surface of the suction passage 54.
  • the convex part 62 forms a terminal part of the suction channel 54 toward the impeller 53.
  • the convex portion 62 can be efficiently provided by being integrally formed when the casing 51 is cast.
  • the convex portion 62 has a shape that satisfies the following conditions. That is, as shown in FIG. 10, the distance in the rotational axis direction of the impeller 53 from the blade start end position in the flow path in the impeller to the apex of the convex portion 62 is B, and in the rotational axis direction of the impeller 53 When the distance from the blade start end position in the impeller inner flow path to the farthest position on the inner wall surface of the suction flow path 54 of the spiral casing 51 facing the suction port portion 60 of the impeller 53 is A, the convex portion 62.
  • Has a shape that satisfies the condition that B / A is 0.23 to 0.31.
  • the shape satisfies the condition that B / A is 0.25 to 0.29, more preferably B / A is 0.27 to 0.28.
  • the water flowing into the suction flow path 54 of the casing 51 is sucked while swirling along the spiral shape of the suction flow path 54 in a state where the impeller 53 rotates around the rotation axis by driving the main shaft 52. It flows into the impeller inner flow path 58 from the end portion of the flow path 54 through the suction port 54 of the impeller 53.
  • the water that has flowed into the impeller inner flow path 58 receives a centrifugal force due to the rotation of the impeller 53 and is ejected from the discharge port portion 61 to the discharge flow path 55 of the casing 51.
  • the water flow swirling in the suction flow path 54 of the casing 51 turns in a direction along the rotational axis of the impeller 53 when flowing from the terminal end of the suction flow path 54 to the suction opening 60 of the impeller 53.
  • the end portion of the suction channel 54 rises in the direction of the rotational axis of the impeller 53 to form the convex portion 62 within the above numerical range, so that it suddenly turns as shown by an arrow in FIG.
  • the flow can be relaxed and the generation of cavitation can be suppressed to increase the pump suction performance, and the deterioration of pump performance due to the generation of cavitation, the generation of vibration and noise, erosion, and damage can be suppressed.
  • FIG. 11 shows B / A and pump suction performance when the flow rate is 54%, 75%, 100%, and 118% of the maximum efficiency point discharge amount Q in a pump having a casing and an impeller with a specific speed Ns280. It is a graph which shows the relationship with the suction specific speed S3% in 3% head fall which is a value which shows.
  • FIG. 12 is a graph showing the relationship between B / A and the maximum efficiency ⁇ max of the pump in a pump including a casing and an impeller having a specific speed Ns280.
  • B / A 0.17 is experimental data of the conventional pump shown in FIG. 13, and B / A is based on the S3 value at the highest efficiency point ( ⁇ max, 100% Q) of this pump.
  • the value S3 and the S3 value when the flow rate is changed are plotted as S3 / S3 ⁇ max. It can be seen that, regardless of the flow rate, the S3 value is superior to that of the conventional pump when B / A is in the range of 0.23 to 0.31. Further, the S3 value is even better when the B / A value is in the range of 0.25 to 0.29, more preferably in the range of 0.27 to 0.28.
  • B / A has such an appropriate range is that when B / A is small, the suction performance is lowered by changing the flow direction toward the impeller at a steep angle, and B / A is large. This is because the suction flow path width is reduced, the flow passage cross-sectional area of the suction vortex chamber is reduced, and the flow velocity flowing into the impeller is increased, thereby reducing the suction performance.
  • the present invention can also be realized by combining the configuration of the first embodiment and the configuration of the second embodiment, and the configuration of the first embodiment and the configuration of the second embodiment in the above description are simultaneously provided in one spiral pump. Therefore, the occurrence of cavitation can be further suppressed, and the excellent effect of further improving the suction performance is exhibited.
  • the convex portion 62 is integrally formed when the casing 51 is cast.
  • the convex portion 62 may be formed as a ring-shaped member that is separate from the casing 51 and attached to the casing 51 with a bolt or the like.
  • the suction performance S3 and the maximum pump efficiency ⁇ max can be adjusted to appropriate values by exchanging the ring-shaped member.
  • the suction port is disposed at a right angle or an angle with the rotating body, and the flow to the impeller is rapidly turned. It can be applied to a type of pump, for example, a multi-stage single suction centrifugal pump.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
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  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

　ケーシング５１の凸状部６２は、水流が羽根車の半径方向の速度成分である半径方向流速を伴って通過する頂点６２３を通って羽根車５３の回転軸心Ｘと直交する直線を第１基線Ｌ１とし、第１基線Ｌ１から羽根車５３の回転軸心方向に沿って羽根車側へ所定距離ｈを隔てた位置において羽根車５３の回転軸心と直交する平面を基準面αとし、基準面αと凸状部６２の内周面６２４との交線を通り羽根車５３の回転軸心Ｘと平行な線を第２基線Ｌ２とする場合に、前記頂点６２３から第１基線Ｌ１と第２基線Ｌ２の交点までの距離Ｌｘであって羽根車５３の回転軸心周りで水流の半径方向流速Ｖが最大となる半径方向流速最大位置Ａにおける前記距離Ｌｘａが、半径方向流速が最小となる半径方向流速最小位置Ｂにおける前記距離Ｌｘｂより大きくなる。

Description

渦巻ポンプ
　本発明は渦巻ポンプに関し、特に渦巻ポンプのケーシング構造に係るものである。
　従来、この種の渦巻ポンプの一種である両吸込渦巻ポンプは、図１３に示すように、ケーシング１と、主軸２に設けた羽根車３を備えている。ケーシング１は羽根車３の回転軸心方向で羽根車３の側方に位置する渦巻形の吸込流路１１と、羽根車３の回転軸心廻りに形成する吐出流路１２を有している。羽根車３は内部に羽根車内流路１３を有しており、羽根車内流路１３は回転軸心方向に向けて開口する吸込口部１４でケーシング１の吸込流路１１に連通し、かつ回転軸心と直交する径方向に向けて開口する吐出口部１５でケーシング１の吐出流路１２に連通している。
　羽根車３が主軸２の駆動により回転軸心廻りに回転する状態で、ケーシング１の吸込流路１１に流入する水は吸込流路１１の渦巻形に沿って旋回しながら吸込流路１１の羽根車へ向かう終端部から羽根車３の吸込口部１４を通して羽根車内流路１３へ流入する。羽根車内流路１３へ流入した水は羽根車３の回転による遠心力を受けて吐出口部１５からケーシング１の吐出流路１２に噴出する。先行技術文献としては日本国特許公開公報（特開平３－２９００９６号および特開昭６１－４９１９５号）がある。
　上記した構成において、ケーシング１の吸込流路１１で旋回する水流が吸込流路１１の羽根車へ向かう終端部から羽根車３の吸込口部１４へ流入する際に、図１３中で矢印で示すように、羽根車３の回転軸心に沿った方向に転向する。
　この水流の急転向は流れの剥離を発生させ、水頭損失を増大させる。水頭損失の増大は圧力降下を大きくするため、キャビテーションの発生による吸込性能の低下につながる。キャビテーションが発生するとポンプ性能の低下、振動および騒音の発生、壊食、損傷等の有害な事象を引き起す。
　このため、第１の先行技術文献では、水流を羽根車へ流れ込ませる吸込口部がベルマウスに類似する形状をなし、吸込口部がケーシング内面から突出し、吸込口部とケーシング内面との間に環状または弧状の溝部を備えており、ポンプ軸と直交する方向に流れてきた水流が吸込口部の溝部に入り、その流速を低下させつつ溝部の水流誘導作用により旋回成分が大きくなることで、水流が旋回しながら吸込口部を乗り越えてポンプ軸と平行な方向に方向転換する。
　第２の先行技術文献では、両吸込渦巻ポンプにおいて羽根車への吸込口部の全円周部断面形状が、吸込口部へ旋回状態で吸込まれる水流の上流側始点から下流側終点に向かって、曲面の曲率半径、および羽根車端面と曲面頂点間の間隔が次第に小さくなるように形成しており、上流側始点での水流は、曲面の曲率半径が他の下流側の曲面の曲率半径より大きいので、曲面に倣って方向転換を行う。
　本願発明は、ポンプから生じる騒音の要因となるケーシング形状やポンプ吸込性能の阻害要因となるケーシング形状の改善を図った渦巻ポンプを提供することを目的とする。
　上記課題を解決するために、本発明の渦巻ポンプは、回転軸心廻りに回転する羽根車が、羽根車内流路と羽根車内流路内に配置した羽根を有し、羽根車内流路が羽根車の回転軸心方向に向けて開口する吸込口部と羽根車の径方向に向けて開口する吐出口部を有し、羽根車を囲むケーシングが、羽根車の回転軸心方向で羽根車の側方に位置して羽根車の吸込口部に連通する渦巻形の吸込流路と、羽根車の回転軸心廻りに形成されて羽根車の吐出口部に連通する吐出流路を有し、吸込流路の内壁面において羽根車内流路の吸込口部の開口縁周囲に連なる部位が羽根車の回転軸心方向に隆起する凸状部をなし、凸状部は、水流が羽根車の半径方向の速度成分である半径方向流速を伴って通過する頂点を通って羽根車の回転軸心と直交する直線を第１基線とし、第１基線から羽根車の回転軸心方向に沿って羽根車側へ所定距離ｈを隔てた位置において羽根車の回転軸心と直交する平面を基準面とし、基準面と凸状部の内周面との交線を通り羽根車の回転軸心と平行な線を第２基線とする場合に、前記頂点から第１基線と第２基線の交点までの距離Ｌｘであって羽根車の回転軸心周りで水流の半径方向流速が最大となる半径方向流速最大位置における前記距離Ｌｘａが、半径方向流速が最小となる半径方向流速最小位置における前記距離Ｌｘｂより大きいことを特徴とする。
　本発明の渦巻ポンプは、回転軸心廻りに回転する羽根車が、羽根車内流路と羽根車内流路内に配置した羽根を有し、羽根車内流路が羽根車の回転軸心方向に向けて開口する吸込口部と羽根車の径方向に向けて開口する吐出口部を有し、羽根車を囲むケーシングが、羽根車の回転軸心方向で羽根車の側方に位置して羽根車の吸込口部に連通する渦巻形の吸込流路と、羽根車の回転軸心廻りに形成されて羽根車の吐出口部に連通する吐出流路を有し、吸込流路の内壁面において羽根車内流路の吸込口部の開口縁周囲に連なる部位が羽根車の回転軸心方向に隆起する凸状部をなし、凸状部は、羽根車内流路内の羽根始端位置から凸状部の頂点までの回転軸心方向の距離をＢとし、羽根車の回転軸心方向において羽根車内流路内の羽根始端位置から羽根車の吸込口部に対向する渦巻形のケーシングの吸込流路の内壁面における最遠方位置までの距離をＡとして、Ｂ／Ａが０．２３乃至０．３１である条件を満たす形状をなすことを特徴とする。
　また、本発明の渦巻ポンプにおいて、凸状部は、第１基線から羽根車の回転軸心方向に沿った吸込口部の開口縁までの距離Ｈが羽根車の回転軸心周りにおいて一定であることを特徴とする。
　また、本発明の渦巻ポンプにおいて、凸状部は、半径方向流速最大位置を含む周方向に沿った所定距離範囲における前記距離Ｌｘａが半径方向流速最小位置における前記距離Ｌｘｂより大きいことを特徴とする。
　また、本発明の渦巻ポンプにおいて、凸状部は、その内周面が羽根車の回転軸心側に向けて滑らかに変化する凸状の曲面をなすことを特徴とする。
　また、本発明の渦巻ポンプにおいて、凸状部は、その内周面が周方向に沿って滑らかに変化する曲面をなすことを特徴とする。
　また、本発明の渦巻ポンプにおいて、凸状部は、その内面が羽根車の回転軸心側に向けて円弧状に滑らかに変化する凸状の曲面をなし、半径方向流速最大位置から周方向に１２０°の位置まで前記距離Ｌｘが半径方向流速最小位置における前記距離Ｌｘｂより大きいことを特徴とする。
　また、本発明の渦巻ポンプにおいて、Ｂ／Ａが０．２５乃至０．２９である条件を満たす形状をなすことを特徴とする。
　また、本発明の渦巻ポンプにおいて、凸状部は、ケーシングと別体に形成した交換可能なものであることを特徴とする。
　また、本発明の渦巻ポンプにおいて、凸状部がケーシングと一体成形されていることを特徴とする。
　また、本発明の渦巻ポンプにおいて、凸状部がリング状部材で形成されてケーシングに取付けられていることを特徴とする。
　また、本発明の渦巻ポンプにおいて、ケーシングの吸込流路を羽根車の回転軸心方向の両側に有する両吸込渦巻ポンプであることを特徴とする。
　本発明によれば、羽根車の回転軸心周りで水流の半径方向流速が最大となる半径方向流速最大位置における距離Ｌｘａが、半径方向流速が最小となる半径方向流速最小位置における距離Ｌｘｂより大きいことにより、水流が旋回しながら凸状部を乗り越えて羽根車の回転軸心と平行な方向に方向転換する際に生じる水流の剥離が抑制でき、キャビテーションの発生による騒音の発生を抑制できる。また、ケーシングの吸込流路の内壁面において羽根車内流路の吸込口部の開口縁周囲に連なる部位に羽根車の回転軸心方向に隆起する凸状部を有することで、急転向する流れを緩和させ、ポンプ吸込性能を高めることができる。
本発明の実施例１における渦巻ポンプの要部を示す斜視図 （ａ）は図１のＡ部における断面図、（ｂ）は図１のＢ部における断面図 実施例１における渦巻ポンプを示す断面図 解析上の半径方向流速分布を示す模式図 半径方向流速の円周方向分布を示すグラフ図 半径方向流速の円周方向分布を示すグラフ図 実施例１における渦巻ポンプを示す正面図 実施例１における渦巻ポンプのカップリングを示す平面図 騒音の改善を示すグラフ図 本発明の実施例２における渦巻ポンプを示す断面図 実施例２における渦巻ポンプのＢ／Ａと吸込性能を示す３％揚程低下における吸込比速度Ｓ３％との関係を示すグラフ図 実施例２における渦巻ポンプのＢ／Ａと最高効率ηｍａｘとの関係を示すグラフ図 従来の渦巻ポンプを示す断面図
  実施例１
　以下、本発明の実施例１を図面に基づいて説明する。図３において、両吸込渦巻ポンプは、ケーシング５１の内部に主軸５２によって駆動する羽根車５３を備えている。ケーシング５１は羽根車５３の回転軸心方向で羽根車５３の側方に位置する渦巻形の吸込流路５４を有し、かつ羽根車５３の回転軸心廻りに形成する吐出流路５５を有している。
　なお、図４に示すように、巻き角度θが回転軸中心と舌部５１１を結ぶ直線を０°として水流６２２の流れ方向の回転角度を示すものであるとき、吸込流路５４は、ケーシング５１の舌部５１１のある巻き角度０°から３６０°にかけて、回転軸心方向および半径方向の幅が狭くなる形状をなしている。
　羽根車５３はハブ５６とシュラウド５７の間に羽根車内流路５８を有し、ハブ５６とシュラウド５７の所定位置に複数の羽根５９を形成している。羽根車内流路５８は羽根車５３の回転軸心方向に向けて開口する吸込口部６０でケーシング５１の吸込流路５４に連通し、かつ羽根車５３の回転軸心と直交する径方向に向けて開口する吐出口部６１でケーシング５１の吐出流路５５に連通している。羽根５９はハブ５６とシュラウド５７とに接合し、吸込口部６０における始端位置から吐出口部６１における終端位置まで延在している。
　ケーシング５１は吸込流路５４の内壁面において羽根車内流路５８の吸込口部６０の開口縁周囲に連なる部位に羽根車５３の回転軸心周りに沿って凸状部６２を有しており、凸状部６２はケーシング５１を鋳造する際に一体成形しても良く、ケーシング５１と別体に形成して交換可能な構成とすることもできる。
　凸状部６２は以下の条件を満たす形状をなす。つまり、図１および図２に示すように、凸状部６２は羽根車５３の回転軸心方向に隆起してその頂部６２１を水流６２２が羽根車５３の半径方向の速度成分をなす半径方向流速を伴って通過するものであり、吸込口部６０に臨み、頂点６２３から開口縁６０１に至る内周面６２４が羽根車５３の回転軸心側に向けて２次曲線（円、楕円、放物線、双曲線等の一部）状に滑らかに変化する凸状の曲面をなす。
　そして、凸状部６２は、その頂点６２３から羽根車５３の回転軸心Ｘと直交する方向に延びる線を第１基線Ｌ１とし、第１基線Ｌ１から羽根車５３の回転軸心方向に所定距離ｈを隔てた位置において羽根車５３の回転軸心Ｘと直交する平面を基準面αとし、基準面αと凸状部６２の内周面６２４との交線６２５を通り羽根車５３の回転軸心Ｘと平行をなす線を第２基線Ｌ２とし、頂点６２３から第１基線Ｌ１に沿った第１基線Ｌ１と第２基線Ｌ２の交点までの距離をＬｘとする場合に、羽根車５３の回転軸心周りで水流６２２の半径方向流速が最大となる半径方向流速最大位置Ａにおける距離Ｌｘａが、半径方向流速が最小となる半径方向流速最小位置Ｂにおける距離Ｌｘｂより大きくなるように、凸状部６２の内周面が周方向に沿って滑らかに変化する曲面をなす。
　また、凸状部６２は、第１基線Ｌ１から羽根車５３の回転軸心方向に沿って吸込口部６０の開口縁６０１までの距離Ｈが羽根車５３の回転軸心周りにおいて一定である。本実施例では、半径方向流速最大位置Ａから周方向に沿った所定距離間Ｌａにおける距離Ｌｘが半径方向流速最小位置Ｂにおける距離Ｌｘｂより大きいが、所定距離間Ｌａの長さは任意に設定することが可能であり、これについては後述する。
　上記した構成において、羽根車５３が主軸５２の駆動により回転軸心廻りに回転する状態で、ケーシング５１の吸込流路５４に流入する水は吸込流路５４の渦巻形に沿って旋回しながら吸込流路５４の終端部から羽根車５３の吸込口部６０を通して羽根車内流路５８へ流入する。羽根車内流路５８へ流入した水は羽根車５３の回転による遠心力を受けて吐出口部６１からケーシング５１の吐出流路５５に噴出する。
　ケーシング５１の吸込流路５４で旋回する水流６２２は、吸込流路５４から羽根車５３の吸込口部６０へ流入する際に、羽根車５３の回転軸心Ｘに沿った方向に転向する。このとき、半径方向流速を伴う水流６２２は羽根車５３の回転軸心周りに沿って形成した凸状部６２を越えることで、回転軸心方向へ急転向する流れ、特にケーシング５１に沿った流れを緩和させ、流れがケーシング５１から剥離することを抑制することで、キャビテーションの発生を抑制して騒音の発生を抑制することができる。さらに、キャビテーションの発生によるポンプ吸込性能の低下、ポンプ性能の低下、振動の発生、壊食、損傷を抑制することができる。
　以下に詳述する。図４は本発明の渦巻ポンプにおける水流６２２の流れを示す模式図であり、図５は吸込流路５４の巻き角度θと、距離Ｌｘおよび半径方向流速Ｖの関係を示すグラフ図である。距離Ｌｘ（無次元）は、距離Ｌｘを凸状部６２の全長にわたって一定とする場合の距離Ｌｘの標準値で羽根車５３の回転軸心周りにおける各巻き角度での距離Ｌｘの値を除算して無次元化した値である。半径方向流速Ｖ（無次元）は、ポンプ吸込量を吸込口部６０の面積で割った平均流速で羽根車５３の回転軸心周りにおける各巻き角度での半径方向流速Ｖの値を除算して無次元化した値である。
　図５において、軌跡Ｋ１は距離Ｌｘを凸状部６２の全長にわたって一定とする参考例の場合を示し、この条件下において羽根車５３の回転軸心周りにおける各巻き角度での半径方向流速Ｖを軌跡Ｋ２で示している。
　軌跡Ｋ３は、本実施例にかかるものであり、半径方向流速最大位置Ａから周方向に沿った所定距離間Ｌａ、巻き角度０°から９０°までの範囲において距離Ｌｘが半径方向流速最小位置Ｂにおける距離Ｌｘｂより大きく、かつ各巻き角度における半径方向流速Ｖに応じて距離Ｌｘを漸減させる場合を示しており、軌跡Ｋ４に示すように、巻き角度０°から１２０°までの範囲において距離Ｌｘが半径方向流速最小位置Ｂにおける距離Ｌｘｂより大きく、かつ各巻き角度における半径方向流速Ｖに応じて距離Ｌｘを漸減させる条件とすることも可能である。軌跡Ｋ３の条件下において羽根車５３の回転軸心周りにおける各巻き角度での半径方向流速Ｖを軌跡Ｋ５で示している。また、軌跡Ｋ４においては、半径方向流速Ｖは軌跡Ｋ５とほぼ同じとなる。
　図５から明らかなように、本実施例において、半径方向流速最大位置Ａは巻き角度０°から３０°の範囲にあり、半径方向流速最大位置Ａから周方向に沿った所定距離間Ｌａ、巻き角度０°から９０°までの範囲で、あるいは巻き角度０°から１２０°までの範囲（領域）で距離Ｌｘが半径方向流速最小位置Ｂにおける距離Ｌｘｂより大きいことにより、本実施例における水流６２２の半径方向流速Ｖ（Ｋ５）が参考例の場合の半径方向流速Ｖ（Ｋ２）に比べて小さくなっており、表１に示すように、剥離、キャビテーションの状況を表す負圧の状況は、参考例と比較して本実施例において減少している。
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　この結果、水流６２２が旋回しながら凸状部６２を乗り越えて羽根車５３の回転軸心Ｘと平行な方向に方向転換する際に、不均一な流れ込みで流速が速くなる領域において生じる水流６２２の剥離が抑制でき、キャビテーションの発生を抑制して騒音の発生を抑制することができる。さらに、剥離が抑制できることにより、吸込性能の低下、ポンプ性能の低下、振動の発生、壊食、損傷を抑制することができる。
　図６に示すように、距離Ｌｘが半径方向流速最小位置Ｂにおける距離Ｌｘｂより大きくなる範囲は任意に設定することが可能であり、巻き角度０°から９０°までの範囲において距離Ｌｘを漸減させる場合（軌跡Ｋ６）、巻き角度０°から９０°までの範囲において距離Ｌｘを一定に維持した後に巻き角度９０°から２１０°までの範囲において漸減させる場合（軌跡Ｋ７）、巻き角度０°から９０°までの範囲において距離Ｌｘを一定に維持した後に巻き角度９０°から３００°までの範囲において漸減させる場合（軌跡Ｋ８）、巻き角度０°から３００°までの範囲において距離Ｌｘを漸減させる場合（軌跡Ｋ９）、巻き角度０°から３００°までの範囲において距離Ｌｘを二次曲線的に漸減させる場合（軌跡Ｋ１０）等の構成が可能である。
　なお、図５で０°における半径方向流速Ｖが下がるのは、舌部５１１の形状による半径方向成分の減少や、ケーシングの摩擦抵抗の増加による。さらに、図５、図６で巻き角度を３００°までしか記載していないのは、本実施例において３００°を超えると凸状部の頂部６２１がケーシング５１に接触し吸収されて不明確となるためである。
　図７および図８に示すように、渦巻ポンプ８００をカップリング８０１でモータ８０２に連結して使用する条件下で、渦巻ポンプ８００の周囲の４箇所Ｄ１～Ｄ４において測定した騒音の変化を図９に示す。
　図９は距離Ｌｘを凸状部６２の全長にわたって一定とする参考例の場合における騒音と、本実施例のように、半径方向流速最大位置Ａを含む周方向に沿った所定距離間Ｌａ、巻き角度０°から９０°までの範囲において距離Ｌｘが半径方向流速最小位置Ｂにおける距離Ｌｘｂより大きくなる場合における騒音との差を、４箇所の測定位置Ｄ１～Ｄ４において示すものである。図９に示すように、ポンプの吐出量を変化させても、４箇所の測定位置Ｄ１～Ｄ４での本発明における騒音は参考例における騒音よりも下がった範囲にある。
　本実施例において、距離Ｈを一定とすることで凸状部の形状が単純となり、製作容易となってコストダウンをはかることができる。
　さらに、凸状部を、半径方向流速最大位置を含む周方向に沿った所定距離範囲における距離Ｌｘが半径方向流速最小位置における距離Ｌｘｂより大きくなるように形成することで、半径方向流速が速くて剥離が生じる可能性の高い所定距離範囲において剥離を抑制でき、より効果的に騒音の発生を抑制することができる。
　特に、巻き角度０°から１２０°の範囲は半径方向流速が平均流速より速く、この範囲を所定距離範囲とすることが望ましい。より望ましくは半径方向流速が平均流速の１．４倍以上となる０°から９０°を所定距離範囲とすることである。
　また、所定距離範囲を巻き角度０°から３６０°にわたって設定することもできるが、本実施例において巻き角度０°から９０°の場合はケーシング重量で１％の増加である。一方、巻き角度０°から３６０°とするとケーシング重量で４％の増加となり、巻き角度０°から９０°にした場合と比較して４倍の重量増加となる。コストを考慮すると効果の高い巻き角度０°から９０°の範囲で行なうことがより効果的である。
　さらに、本実施例において、凸状部の内周面を滑らかな曲面とすることで、流れが内周面で急激な変化を生じ難くなり、剥離をより抑制することができる。
　本実施例において、凸状部６２はケーシング５１を鋳造する際に一体成形しているが、距離Ｌｘが半径方向流速最小位置Ｂにおける距離Ｌｘｂより大きくなる部位は、ケーシング５１と別体に形成して交換可能とすることも可能である。交換可能とすることで、凸状部６２が損傷した場合にケーシング５１を交換することなく凸状部６２を交換することで容易にポンプを復旧できるとともに、騒音や振動、吸込性能が運転状態の変化により悪化した場合に凸状部６２を交換することで、改善を図ることもできる。
  実施例２
　以下、本発明の実施例２を図面に基づいて説明する。図１０において、両吸込渦巻ポンプは、ケーシング５１の内部に主軸５２によって駆動する羽根車５３を備えている。ケーシング５１は羽根車５３の回転軸心方向で羽根車５３の側方に位置する渦巻形の吸込流路５４を有し、かつ羽根車５３の回転軸心廻りに形成する吐出流路５５を有している。
　羽根車５３はハブ５６とシュラウド５７の間に羽根車内流路５８を有し、ハブ５６とシュラウド５７の所定位置に複数の羽根５９を形成している。羽根車内流路５８は羽根車５３の回転軸心方向に向けて開口する吸込口部６０でケーシング５１の吸込流路５４に連通し、かつ羽根車５３の回転軸心と直交する径方向に向けて開口する吐出口部６１でケーシング５１の吐出流路５５に連通している。羽根５９はハブ５６とシュラウド５７とに接合し、吸込口部６０における始端位置から吐出口部６１における終端位置まで延在している。
　ケーシング５１は吸込流路５４の内壁面において羽根車内流路５８の吸込口部６０の開口縁周囲に連なる部位に羽根車５３の回転軸心方向に隆起する凸状部６２を有しており、凸状部６２は吸込流路５４の羽根車５３へ向かう終端部をなす。凸状部６２はケーシング５１を鋳造する際に一体成形することで効率的に設けることができる。
　凸状部６２は以下の条件を満たす形状をなす。つまり、図１０に示すように、羽根車内流路内の羽根始端位置から凸状部６２の頂点までの羽根車５３の回転軸心方向の距離をＢとし、羽根車５３の回転軸心方向において羽根車内流路内の羽根始端位置から羽根車５３の吸込口部６０に対向する渦巻形のケーシング５１の吸込流路５４の内壁面における最遠方位置までの距離をＡとすると、凸状部６２はＢ／Ａが０．２３乃至０．３１である条件を満たす形状をなす。好ましくは、Ｂ／Ａが０．２５乃至０．２９、さらに望ましくはＢ／Ａが０．２７乃至０．２８である条件を満たす形状をなす。
　上記した構成において、羽根車５３が主軸５２の駆動により回転軸心廻りに回転する状態で、ケーシング５１の吸込流路５４に流入する水は吸込流路５４の渦巻形に沿って旋回しながら吸込流路５４の終端部から羽根車５３の吸込口部５４を通して羽根車内流路５８へ流入する。羽根車内流路５８へ流入した水は羽根車５３の回転による遠心力を受けて吐出口部６１からケーシング５１の吐出流路５５に噴出する。
　ケーシング５１の吸込流路５４で旋回する水流は吸込流路５４の終端部から羽根車５３の吸込口部６０へ流入する際に、羽根車５３の回転軸心に沿った方向に転向する。このとき、吸込流路５４の終端部が羽根車５３の回転軸心方向に隆起して上記数値範囲内の凸状部６２をなすことで、図１０中で矢印で示すように、急転向する流れを緩和させ、キャビテーションの発生を抑制してポンプ吸込性能を高めることができ、キャビテーションの発生によるポンプ性能の低下、振動および騒音の発生、壊食、損傷を抑制することができる。
　図１１は比速度Ｎｓ２８０となるケーシングと羽根車を備えたポンプにおいて流量を最高効率点吐出し量Ｑの５４％、７５％、１００％、１１８％とする場合におけるＢ／Ａとポンプの吸込性能を示す値である３％揚程低下における吸込比速度Ｓ３％との関係を示すグラフ図である。
　図１２は比速度Ｎｓ２８０となるケーシングと羽根車を備えたポンプにおいて、Ｂ／Ａとポンプの最高効率ηｍａｘの関係を示すグラフ図である。
　また、図１１において、Ｂ／Ａ＝０．１７は図１３に示す従来のポンプでの実験データであり、このポンプの最高効率点（ηｍａｘ、１００％Ｑ）におけるＳ３値を基準としてＢ／Ａの値と流量を変化させた場合のＳ３値をＳ３／Ｓ３ηｍａｘとしてプロットしてある。流量が何れの場合であっても、Ｂ／Ａが０．２３乃至０．３１の範囲において従来のポンプより優れたＳ３値を示していることがわかる。さらに、Ｂ／Ａの値が０．２５乃至０．２９の範囲、より望ましくは０．２７乃至０．２８の範囲においてさらに優れたＳ３値を示している。
　Ｂ／Ａがこのように適切な範囲を持つのは、Ｂ／Ａが小さい場合には、羽根車へ向かって急角度で流れ方向が変化することにより吸込性能が低下し、Ｂ／Ａが大きくなると吸込流路幅が縮小することにより吸込渦室の流路断面積が縮小し、羽根車へ流入する流速が上がることで吸込性能が低下するためである。
　一方、図１２からＢ／Ａの増加にともなって、効率は低下していることがわかるが、上記数値範囲内において効率の低下を最低限に抑え、吸込性能を向上させ得ることがわかる。また、Ｎｓ１４０、Ｎｓ４００のポンプにおいても同様の範囲が適していることを確認している。
　なお、１００％Ｑよりも低流量の領域（５４％Ｑ、７５％Ｑ、８６％Ｑ）において特にその効果が大きいことが図１１からわかる。
　本発明は実施例１の構成および実施例２の構成を合わせて実現することも可能であり、上述した説明における実施例１の構成および実施例２の構成を、一つの渦巻ポンプに同時に備えることで、キャビテーションの発生を一層抑制でき、吸込性能がさらに向上するという優れた効果を発揮する。
　実施例１および２では、凸状部６２をケーシング５１の鋳造時に一体成形するものを示した。しかしながら、凸状部６２はケーシング５１と別体のリング状部材に形成し、ケーシング５１にボルト等で装着することも可能である。この場合には、リング状部材を交換することで、吸込性能Ｓ３とポンプ最高効率ηｍａｘを適切な値に調整することが可能となる。
　また、実施例１および２では、両吸込渦巻ポンプを示して説明したが、本発明は、吸込口が回転体と直角あるいは角度を持って配置されて、羽根車への流れが急転向される形式のポンプ、例えば多段の片吸込渦巻ポンプに適用することができる。

Claims (12)

  1. 　回転軸心廻りに回転する羽根車が、羽根車内流路と羽根車内流路内に配置した羽根を有し、羽根車内流路が羽根車の回転軸心方向に向けて開口する吸込口部と羽根車の径方向に向けて開口する吐出口部を有し、
    　羽根車を囲むケーシングが、羽根車の回転軸心方向で羽根車の側方に位置して羽根車の吸込口部に連通する渦巻形の吸込流路と、羽根車の回転軸心廻りに形成されて羽根車の吐出口部に連通する吐出流路を有し、
    　吸込流路の内壁面において羽根車内流路の吸込口部の開口縁周囲に連なる部位が羽根車の回転軸心方向に隆起する凸状部をなし、
    　凸状部は、水流が羽根車の半径方向の速度成分である半径方向流速を伴って通過する頂点を通って羽根車の回転軸心と直交する直線を第１基線とし、第１基線から羽根車の回転軸心方向に沿って羽根車側へ所定距離ｈを隔てた位置において羽根車の回転軸心と直交する平面を基準面とし、基準面と凸状部の内周面との交線を通り羽根車の回転軸心と平行な線を第２基線とする場合に、前記頂点から第１基線と第２基線の交点までの距離Ｌｘであって羽根車の回転軸心周りで水流の半径方向流速が最大となる半径方向流速最大位置における前記距離Ｌｘａが、半径方向流速が最小となる半径方向流速最小位置における前記距離Ｌｘｂより大きいことを特徴とする渦巻ポンプ。
  2. 　回転軸心廻りに回転する羽根車が、羽根車内流路と羽根車内流路内に配置した羽根を有し、羽根車内流路が羽根車の回転軸心方向に向けて開口する吸込口部と羽根車の径方向に向けて開口する吐出口部を有し、
    　羽根車を囲むケーシングが、羽根車の回転軸心方向で羽根車の側方に位置して羽根車の吸込口部に連通する渦巻形の吸込流路と、羽根車の回転軸心廻りに形成されて羽根車の吐出口部に連通する吐出流路を有し、
    　吸込流路の内壁面において羽根車内流路の吸込口部の開口縁周囲に連なる部位が羽根車の回転軸心方向に隆起する凸状部をなし、
    　凸状部は、羽根車内流路内の羽根始端位置から凸状部の頂点までの回転軸心方向の距離をＢとし、羽根車の回転軸心方向において羽根車内流路内の羽根始端位置から羽根車の吸込口部に対向する渦巻形のケーシングの吸込流路の内壁面における最遠方位置までの距離をＡとして、Ｂ／Ａが０．２３乃至０．３１である条件を満たす形状をなすことを特徴とする渦巻ポンプ。
  3. 　凸状部は、第１基線から羽根車の回転軸心方向に沿った吸込口部の開口縁までの距離Ｈが羽根車の回転軸心周りにおいて一定であることを特徴とする請求項１に記載の渦巻ポンプ。
  4. 　凸状部は、半径方向流速最大位置を含む周方向に沿った所定距離範囲における前記距離Ｌｘａが半径方向流速最小位置における前記距離Ｌｘｂより大きいことを特徴とする請求項１または３に記載の渦巻ポンプ。
  5. 　凸状部は、その内周面が羽根車の回転軸心側に向けて滑らかに変化する凸状の曲面をなすことを特徴とする請求項１または３に記載の渦巻ポンプ。
  6. 　凸状部は、その内周面が周方向に沿って滑らかに変化する曲面をなすことを特徴とする請求項１または３に記載の渦巻ポンプ。
  7. 　凸状部は、その内面が羽根車の回転軸心側に向けて円弧状に滑らかに変化する凸状の曲面をなし、半径方向流速最大位置から周方向に１２０°の位置まで前記距離Ｌｘが半径方向流速最小位置における前記距離Ｌｘｂより大きいことを特徴とする請求項１または３に記載の渦巻ポンプ。
  8. 　Ｂ／Ａが０．２５乃至０．２９である条件を満たす形状をなすことを特徴とする請求項２に記載の渦巻ポンプ。
  9. 　凸状部は、ケーシングと別体に形成した交換可能なものであることを特徴とする請求項１または２に記載の渦巻ポンプ。
  10. 　凸状部がケーシングと一体成形されていることを特徴とする請求項１または２に記載の渦巻ポンプ。
  11. 　凸状部がリング状部材で形成されてケーシングに取付けられていることを特徴とする請求項１または２に記載の渦巻ポンプ。
  12. 　ケーシングの吸込流路を羽根車の回転軸心方向の両側に有する両吸込渦巻ポンプであることを特徴とする請求項１または２に記載の渦巻ポンプ。
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Families Citing this family (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2484305C1 (ru) * 2011-12-09 2013-06-10 Общество с ограниченной ответственностью "Нефтекамский машиностроительный завод" (ООО "НКМЗ") Магистральный нефтяной электронасосный агрегат и способ улучшения характеристик агрегата
KR101567534B1 (ko) 2014-10-21 2015-11-10 주식회사 조은펌프 유체가이드가 형성된 흡입하우징을 가지는 펌프

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6149195A (ja) * 1984-08-17 1986-03-11 Kubota Ltd 両吸込渦巻ポンプ
WO2004113732A1 (ja) * 2003-06-18 2004-12-29 Mitsubishi Denki Kabushiki Kaisha 送風機

Family Cites Families (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH03290096A (ja) * 1990-04-05 1991-12-19 Kubota Corp プリローテーション形渦巻ポンプ
CN2556405Y (zh) * 2002-07-01 2003-06-18 长沙通大集团汩罗制泵有限公司 单级双吸离心污水泵
CN201246345Y (zh) * 2008-09-12 2009-05-27 常州东申泵业有限公司 双吸中开泵

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS6149195A (ja) * 1984-08-17 1986-03-11 Kubota Ltd 両吸込渦巻ポンプ
WO2004113732A1 (ja) * 2003-06-18 2004-12-29 Mitsubishi Denki Kabushiki Kaisha 送風機

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