WO2011135663A1 - 渦巻ポンプ - Google Patents

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suction
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tongue
suction port
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弘樹 細見
圭介 永岡
靖志 橋本
浩貴 柳田
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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
    • F04D29/426—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for liquid pumps
    • F04D29/4273—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for liquid pumps suction eyes
    • 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
    • F04D29/426—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for liquid pumps
    • F04D29/428—Discharge tongues
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2260/00—Function
    • F05D2260/14—Preswirling

Definitions

  • the present invention relates to a centrifugal pump, and particularly relates to a casing structure.
  • a double suction centrifugal pump which is a type 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 suction passage 11 and a discharge passage 12 formed around the rotational axis of the impeller 3, and the suction passage 11 sucks fluid into the pump suction port 11a and the nozzle portion 11b following the pump suction port 11a. It consists of a volute (spiral) flow passage portion 11c following the nozzle portion 11b, and the volute (spiral) flow passage portion 11c is located on the side of the impeller 3 in the direction of 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 inner surface of the casing 1 forming the suction flow path 11 turns around the suction port portion 14 and forms a tongue portion 16 at the end of the turning.
  • the tongue portion 16 has a curved surface that guides the swirling water flow that swirls the suction flow path 11 along the inner surface of the casing 1 to the suction port portion 14, and has a shape that protrudes toward the rotational axis of the impeller 3.
  • the suction flow path 11 is formed between an outer turning surface portion 1a and an inner turning surface portion 1b that turn around the rotation axis of the impeller 3 in the cross section of the casing 1 orthogonal to the rotation axis of the impeller 3.
  • the turning surface portion 1a continues to the turning surface portion 1b around the tongue 16 at the end of turning.
  • the tongue portion 16 has an acute opening angle formed between the inner wall surface of the outer turning surface portion 1 a and the inner wall surface of the inner turning surface portion 1 b, and the impeller 3 is rotated around the rotational axis of the impeller 3.
  • the shortest distance from the rotational axis of the impeller 3 to the top end of the tongue 16 is smaller than the minimum radius of the suction port 14, and the volute channel 11 c of the suction channel 11 performs an appropriate pre-turn.
  • the flow path cross-sectional area gradually decreases toward the downstream side in the swirl flow direction.
  • the water flow swirling in the volute channel portion 11c of the suction flow channel 11 is sucked from the entire circumferential direction of the suction port portion 14 of the impeller 3 while being guided to the terminal portion of the tongue portion 16 of the suction flow channel 11. It flows into the mouth part 14.
  • the mainstream water flow that flows along the inner turning surface portion 1b of the casing 1 flows from the pump suction port 11a of the suction flow path 11 through the nozzle portion 11b to the suction port portion 14 of the impeller 3 through the shortest distance.
  • the tongue portion 16 is positioned in front of the suction port portion 14 of the impeller 3, and its tip is positioned at an acute angle within the diameter of the suction port portion 14.
  • the suction channel 11 that directly reaches the suction port 14 of the impeller from the pump suction port 11a through the nozzle portion 11b cannot increase the flow channel cross-sectional area so much. For this reason, especially when the pump is operated in a large water volume region, the suction performance tends to be easily suppressed.
  • This invention solves the above-mentioned subject, and it aims at providing the spiral pump which aimed at the improvement of the casing shape used as the obstruction factor of 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 opening 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.
  • the suction flow path is formed between the outer turning surface portion and the inner turning surface portion that turn around the rotation axis of the impeller in the casing cross section orthogonal to the rotation axis of the impeller, and the outer turning surface portion is at the end of the turning.
  • a tongue is formed, and the inside of the tongue is connected to the swivel surface, and the tongue is an impeller.
  • the surface including the rotation axis, located on the opposite side of the pump suction port across the plane parallel to the main flow direction at the pump suction port, and the shortest from the rotation shaft center of the impeller to the top end of the tongue The ratio r / r 0 between the distance r and the minimum radius r 0 from the rotational axis of the impeller to the inner peripheral surface of the inlet of the impeller is in the range of 1.13 to 1.22. To do.
  • the tongue portion has an opening angle ⁇ formed between the inner wall surface of the outer turning surface portion and the inner wall surface of the inner turning surface portion within a range of 120 to 155 degrees. It is characterized by.
  • the tongue opening angle ⁇ is in the range of 135 to 150 degrees.
  • centrifugal pump according to claim 1 or 2 wherein the centrifugal pump of the present invention 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 water flow swirling in the spiral suction channel of the casing is guided to the terminal end of the suction channel and flows into the suction port from the entire circumference of the suction port of the impeller.
  • the water flow along the inner turning surface directly flows as a main flow from the inlet of the suction passage to the suction opening of the impeller.
  • the tongue portion is a surface including the rotation axis of the impeller and is located on the opposite side of the pump suction port across a plane parallel to the main flow direction in the pump suction port, and the rotation axis of the impeller
  • the ratio r / r 0 between the shortest distance r from the tip of the tongue to the tip of the tongue and the minimum radius r 0 from the rotational axis of the impeller to the inner peripheral surface of the inlet of the impeller is 1.13 to 1.22. Therefore, the flow passage cross-sectional area of the suction flow path with respect to the main flow from the pump suction port 11a through the nozzle portion 11b directly to the suction port portion of the impeller is increased, and the flow velocity of the main flow is reduced.
  • the pump is operated in a large water volume region, there is no factor that suppresses the suction performance, and the suction performance in the large water region is improved.
  • Sectional drawing which shows the centrifugal pump in embodiment of this invention, and is orthogonal to the rotating shaft center of an impeller Sectional drawing which shows the centrifugal pump in the same embodiment, and includes a rotating shaft center Sectional drawing which shows the centrifugal pump in the embodiment, and is orthogonal to the rotational axis of the impeller
  • the graph which shows the correlation of the tongue part position angle and suction performance S value of the spiral pump in the embodiment Graph showing the correlation of r / r 0 and suction performance S value of the spiral pump according to the embodiment
  • the graph which shows the correlation of the tongue part opening angle and suction performance S value of the spiral pump in the embodiment
  • the graph which shows the actual value of the suction performance S value of the pump in the pump provided with the casing and impeller which become Ns140 Sectional view perpendicular to the rotational axis of the impeller showing a conventional centrifugal pump Sectional view showing the conventional centrifugal pump and including the rotation axis
  • both suction centrifugal pumps include an impeller 53 driven by a main shaft 52 inside a casing 51.
  • the casing 51 has a suction passage 54 and a discharge passage 55 formed around the rotation axis of the impeller 53.
  • the suction flow channel 54 includes a pump suction port 54 a that sucks fluid, a nozzle portion 54 b that follows the pump suction port 54 a, and a spiral flow channel portion 54 c that continues to the nozzle portion 54 b, and the spiral flow channel portion 54 c is the rotation shaft of the impeller 53. It is located on the side of the impeller 53 in the center direction.
  • the impeller 53 has an impeller channel 58 between the hub 56 and the shroud 57, and a plurality of blades 59 are formed at predetermined positions of the impeller channel 58.
  • 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 of the inner wall surface of the suction passage 54 that extends around the opening edge of the suction port portion 60 of the impeller inner passage 58.
  • This convex portion 62 serves to smoothly guide the flow suddenly turning to the suction port portion 60 of the impeller 53, as indicated by the arrows shown around the suction port portion 60 in FIG. Improve the suction performance at
  • the suction passage 54 has an outer turning surface portion 51 a that turns around the rotation axis of the impeller 53 and an inner turning surface portion.
  • the outer turning surface 51a is formed between the inner turning surfaces 51b at the end of the turning and is continuous with the inner turning surface 51b.
  • the tongue portion 63 has a tongue opening angle ⁇ formed between the inner wall surface of the outer turning surface portion 51a and the inner wall surface of the inner turning surface portion 51b within a range of 120 to 155 degrees.
  • the tongue opening angle ⁇ is in the range of 135 to 150 degrees.
  • the tongue 63 is a surface including the rotational axis of the impeller 52, and is opposite to the pump suction port at a plane parallel to the main flow direction 70 in the pump suction port 54a, that is, the impeller in FIG. It is located above a horizontal plane that includes 52 rotational axes.
  • the spiral flow path portion 54 c of the suction flow path 54 is reduced as a whole so that the flow path cross-sectional area is on the downstream side in the swirl flow direction reaching the suction opening 60 of the impeller 53.
  • the tongue opening angle ⁇ of the tongue 63 is in the range of 120 to 155 degrees, and preferably the tongue opening angle ⁇ is in the range of 135 to 150 degrees.
  • the tongue portion 63 is located on the radially outer side of the suction port portion 60 of the impeller 52 and includes the rotation axis of the impeller 52 and is parallel to the main flow direction 70 in the pump suction port 54a.
  • the predetermined flow in the spiral flow path portion 54c of the suction flow path 54 is located on the opposite side of the pump suction port across a flat plane, that is, above the horizontal plane including the rotation axis of the impeller 52 in FIG.
  • the road cross-sectional area reduction ratio is maintained.
  • the outer turning surface portion 51a and the inner turning surface portion 51b are separated from each other, and the distance therebetween is increased, toward the rotational axis of the impeller 52.
  • the ratio r / r 0 is in the range of 1.13 to 1.22.
  • the water flow that flows along the inner turning surface portion 51b of the casing 51 is a main flow that directly flows from the pump suction port 54a of the suction flow channel 54 to the suction port portion 60 of the impeller 53 through the nozzle portion 54b.
  • the tongue portion 63 is positioned above the horizontal plane including the rotational axis of the impeller 53, so that the spiral flow passage portion 54 c of the suction flow passage 54 is not flowed.
  • the tip end of the tongue 63 and the impeller that decrease toward the rotational axis of the impeller 52 and decrease toward the downstream in the swirl flow direction reaching the suction port 60 of the impeller 53 as a whole.
  • the ratio r / r 0 between the shortest distance r from the rotational axis of 52 and the minimum radius r 0 from the rotational axis of the impeller 52 to the inner peripheral surface of the suction port 60 of the impeller 52 is 1.13 to 1.
  • the flow passage cross-sectional area of the nozzle portion 54b of the suction flow passage 54 along the inward turning surface portion 51b with respect to the main flow directly flowing into the suction port portion 60 of the impeller 53 as compared with the conventional case is the suction of the impeller 52.
  • the flow rate of the main stream can be reduced by increasing the downstream side closer to the mouth 60, there is no factor that suppresses the suction performance when the pump is operated in a large water volume region, and the suction performance in the large water region is reduced. improves.
  • FIG. 4 is a graph showing the correlation between the tongue position angle and the suction performance S value in a pump including a casing and an impeller having a specific speed Ns280.
  • the flow rate at the maximum efficiency is indicated by 100% Q
  • the flow rate at 125% of the flow rate at the maximum efficiency is indicated by 125% Q
  • the correlation between the tongue position and the suction performance S value in each experimental value and analysis value is shown. Yes.
  • the position of the tongue portion is indicated by an angular position around the rotation axis, and is a surface including the rotation axis of the impeller 53 and above the plane parallel to the main flow direction 70 in the pump suction port 54a. Positive and downward are shown as negative.
  • the suction performance S value is improved because the tongue 63 is positioned above the plane including the rotational axis of the impeller 53.
  • FIG. 5 is a graph showing the correlation between the r / r 0 value and the suction performance S value in a pump having a casing impeller with a specific speed Ns280.
  • r 0 is the minimum radius from the rotational axis of the impeller 53 to the inner peripheral surface of the suction port portion 60 of the impeller 53
  • r is from the rotational axis of the impeller 53 to the tip of the top of the tongue 63. Is the shortest distance.
  • the flow rate at the maximum efficiency is indicated by 100% Q, and the flow rate of 125% at the maximum efficiency is indicated by 125% Q.
  • the suction performance S value is improved when the value of r / r 0 is in the range of 1.13 to 1.22.
  • the suction performance S is a good value in the range of 1.17 to 1.21.
  • the tongue opening angle ⁇ of the tongue 63 is an angle formed between the inner wall surface of the outer turning surface portion 51a and the inner wall surface of the inner turning surface portion 51b, as shown in FIG.
  • the outer turning surface portion 51a forms a tongue portion 63 at the end of turning, and continues to the inner turning surface portion 51b with the tongue portion 63 as a boundary.
  • the tongue 63 has no inflection point on the turning end of the outer turning surface 51a and the inner turning surface 51b except for the vicinity of the vicinity of the tip.
  • a convex or concave channel is formed, and the angle formed by the tangent lines of 51a and 51b at the connection point is defined as the tongue opening angle.
  • FIG. 6 is a graph showing the correlation between the tongue opening angle and the suction performance S value.
  • the flow rate at the maximum efficiency is indicated by 100% Q, and the flow rate of 125% of the flow rate at the maximum efficiency is indicated by 125% Q.
  • the correlation between the tongue opening angle and the suction performance S value in each experimental value and analysis value is shown.
  • the suction performance S value is improved when the tip opening angle of the tongue 63 is 125 to 155 degrees, preferably 135 to 150 degrees. In particular, when the tongue opening angle is around 140 °, the suction performance S value is the best value.
  • the suction performance S value is the suction specific speed when the lift is reduced by 3%. Further, in the above embodiment, the description has been given by taking the double suction centrifugal pump as an example. It is also possible to apply to a pump.

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Abstract

　吸込流路部５４は、羽根車５３の回転軸心と直交するケーシング５１の断面形状において羽根車５３の回転軸心廻りに旋回する外廻り旋回面部５１ａと内廻り旋回面部５１ｂの間に形成し、外廻り旋回面部５１ａが旋回終端において舌部６３を形成するとともに、舌部６３を境として内廻り旋回面部５１ｂに連続し、舌部６３は羽根車５３の回転軸心を含む面であってポンプ吸込口５４ａにおける主流の流れ方向と平行な平面を隔てたポンプ吸込口５４ａと反対側に位置し、羽根車５３の回転軸心から舌部６３の頂部先端までの最短距離ｒと羽根車５３の回転軸心から羽根車５３の吸込口部６０の内周面までの最小半径ｒ０との比ｒ／ｒ０が１.１３乃至１.２２の範囲内である。

Description

渦巻ポンプ
　本発明は渦巻ポンプに関し、特にケーシング構造に係るものである。
　従来、渦巻ポンプの一種である両吸込渦巻ポンプは、図９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、吸込流路１１が流体を吸込むポンプ吸込口１１ａとポンプ吸込口１１ａに続くノズル部１１ｂとノズル部１１ｂに続くボリュート形（渦巻形）流路部１１ｃからなり、ボリュート形（渦巻形）流路部１１ｃが羽根車３の回転軸心方向で羽根車３の側方に位置している。
　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。
　図８に示すように、吸込流路１１を形成するケーシング１の内面は、吸込口部１４の周りで旋回し、旋回終端において舌部１６を形成する。舌部１６は吸込流路１１をケーシング１の内面に沿って旋回する旋回水流を吸込口部１４へ導く曲面をなし、羽根車３の回転軸心に向けて突出する形状をなす。
　吸込流路１１は、羽根車３の回転軸心と直交するケーシング１の断面において羽根車３の回転軸心廻りに旋回する外廻り旋回面部１ａと内廻り旋回面部１ｂの間に形成し、外廻り旋回面部１ａが旋回終端において舌部１６を境として内廻り旋回面部１ｂに連続する。　　　
　舌部１６は外廻り旋回面部１ａの内壁面と内廻り旋回面部１ｂの内壁面との間に形成する舌部開き角度が鋭角をなすとともに、羽根車３の回転軸心廻りにおいて羽根車３の回転軸心を含む面であってポンプ吸込口１１ａにおける主流の流れ方向と平行な平面よりもポンプ吸込口１１ａの側、すなわち図８においては羽根車３の回転軸心を含む水平面よりも下方に位置する。
　また、羽根車３の回転軸心から舌部１６の頂部先端までの最短距離は、吸込口部１４の最小半径よりも小さく、吸込流路１１のボリュート形流路部１１ｃは適度な予旋回を与えるように旋回流れ方向に向かって下流側であるほどに流路断面積が漸次に減少している。
　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のボリュート形に沿って旋回しながら羽根車３の吸込口部１４を通して羽根車内流路１３へ流入し、ケーシング１の内面に沿う旋回流れを舌部１６が吸込口部１４へ導く。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３－２９００９７号）がある。
　上記した構成において、吸込流路１１のボリュート形流路部１１ｃで旋回する水流は吸込流路１１の舌部１６の終端部へ導かれながら羽根車３の吸込口部１４の全周方向から吸込口部１４へ流入する。
　また、ケーシング１の内廻り旋回面部１ｂに沿って流れる主流の水流は、吸込流路１１のポンプ吸込口１１ａからノズル部１１ｂを経て羽根車３の吸込口部１４へ最短距離を通って流れ込む。この主流に対して、舌部１６は羽根車３の吸込口部１４の前方に位置し、その先端が鋭角なして吸込口部１４の径内に位置する。また、ポンプ吸込口１１ａからノズル部１１ｂを経て直接羽根車の吸込口部１４に至る吸込流路１１はその流路断面積をそれほど拡大することができない。このため、特にポンプを大水量域で運転する際に吸込性能が抑制され易い傾向にある。
　本願発明は上記した課題を解決するものであり、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、吸込流路は羽根車の回転軸心と直交するケーシングの断面において羽根車の回転軸心廻りに旋回する外廻り旋回面部と内廻り旋回面部の間に形成し、外廻り旋回面部が旋回終端において舌部を形成するとともに、舌部を境として内廻り旋回面部に連続し、舌部は羽根車の回転軸心を含む面であって前記ポンプ吸込口における主流の流れ方向と平行な平面を隔てたポンプ吸込口と反対側に位置し、羽根車の回転軸心から舌部の頂部先端までの最短距離ｒと羽根車の回転軸心から羽根車の吸込口部の内周面までの最小半径ｒ０との比ｒ／ｒ０が１．１３乃至１．２２の範囲内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、前記舌部は外廻り旋回面部の内壁面と内廻り旋回面部の内壁面との間に形成する舌部開き角度αが１２０乃至１５５度の範囲内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、前記舌部開き角度αが１３５乃至１５０度の範囲内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、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。
　本発明によれば、ケーシングの渦巻形の吸込流路で旋回する水流は吸込流路の終端部へ導かれて羽根車の吸込口部の全周方向から吸込口部へ流入するとともに、ケーシングの内廻り旋回面部に沿う水流は、直接吸込流路の入口から羽根車の吸込口部に至る主流として流れ込む。
　このとき、舌部は羽根車の回転軸心を含む面であって前記ポンプ吸込口における主流の流れ方向と平行な平面を隔てたポンプ吸込口と反対側に位置し、羽根車の回転軸心から舌部の頂部先端までの最短距離ｒと羽根車の回転軸心から羽根車の吸込口部の内周面までの最小半径ｒ０との比ｒ／ｒ０が１．１３乃至１．２２の範囲内であるので、従来よりもポンプ吸込口１１ａからノズル部１１ｂを経て直接羽根車の吸込口部に至る主流に対する吸込流路の流路断面積が拡大し、主流の流速を低減することができ、特にポンプを大水量域で運転する際に吸込性能が抑制される要因がなくなり、大水量域での吸込性能が向上する。
本発明の実施の形態における渦巻ポンプを示し、羽根車の回転軸心と直交する断面図 同実施の形態における渦巻ポンプを示し、回転軸心を含む断面図 同実施の形態における渦巻ポンプを示し、羽根車の回転軸心と直交する断面図 同実施の形態における渦巻ポンプの舌部位置角度と吸込性能Ｓ値の相関を示すグラフ図 同実施の形態における渦巻ポンプのｒ／ｒ０と吸込性能Ｓ値の相関を示すグラフ図 同実施の形態における渦巻ポンプの舌部開き角度と吸込性能Ｓ値の相関を示グラフ図 Ｎｓ１４０となるケーシングと羽根車を備えたポンプにおけるポンプの吸込性能Ｓ値の実測値を示すグラフ図 従来の渦巻ポンプを示し、羽根車の回転軸心と直交する断面図 従来の渦巻ポンプを示し、回転軸心を含む断面図
　以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。図１から図２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は吸込流路５４と羽根車５３の回転軸心廻りに形成する吐出流路５５を有している。吸込流路５４は流体を吸込むポンプ吸込口５４ａとポンプ吸込口５４ａに続くノズル部５４ｂとノズル部５４ｂに続く渦巻形流路部５４ｃからなり、渦巻形流路部５４ｃが羽根車５３の回転軸心方向で羽根車５３の側方に位置している。
　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、羽根車内流路５８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を有している。この凸状部６２は、図１中で吸込口部６０の周囲に示す矢印のように、羽根車５３の吸込口部６０へ急転向する流れをスムーズに案内する役目を果たし、特に小流量域での吸込性能を向上させる。
　図１に示すように、羽根車５３の回転軸心と直交するケーシング５１の断面形状において、吸込流路５４は羽根車５３の回転軸心廻りに旋回する外廻り旋回面部５１ａと内廻り旋回面部５１ｂの間に形成され、外廻り旋回面部５１ａは旋回終端において舌部６３を形成するとともに、舌部６３を境として内廻り旋回面部５１ｂに連続している。
　図３（ａ）に示すように、舌部６３は外廻り旋回面部５１ａの内壁面と内廻り旋回面部５１ｂの内壁面との間に形成する舌部開き角度αが１２０乃至１５５度の範囲内であり、望ましくは舌部開き角度αが１３５乃至１５０度の範囲内である。また、舌部６３は羽根車５２の回転軸心を含む面であってポンプ吸込口５４ａにおける主流の流れ方向７０と平行な平面を隔てたポンプ吸込口と反対側、すなわち図１中で羽根車５２の回転軸心を含む水平面よりも上方に位置している。
　吸込流路５４の渦巻形流路部５４ｃは、その流路断面積が羽根車５３の吸込口部６０に至る旋回流れ方向の下流側であるほどに全体として減少している。そして、図８に示す従来の構成との比較においては、舌部６３の舌部開き角度αが１２０乃至１５５度の範囲内であり、望ましくは舌部開き角度αが１３５乃至１５０度の範囲内であって、舌部６３が羽根車５２の吸込口部６０の径方向外側に位置し、かつ羽根車５２の回転軸心を含む面であってポンプ吸込口５４ａにおける主流の流れ方向７０と平行な平面を隔てたポンプ吸込口と反対側、すなわち図１中で羽根車５２の回転軸心を含む水平面よりも上方に位置しつつ、吸込流路５４の渦巻形流路部５４ｃにおける所定の流路断面積縮小率を維持している。
　また、吸込流路５４のノズル部５４ｂの下流端に近いほどに外廻り旋回面部５１ａと内廻り旋回面部５１ｂとが離間して両者間の距離が増加し、羽根車５２の回転軸心に向けて突出する舌部６３の頂部先端と羽根車５２の回転軸心との最短距離ｒと羽根車５２の回転軸心から羽根車５２の吸込口部６０の内周面までの最小半径ｒ０との比ｒ／ｒ０が１．１３乃至１．２２の範囲内である。
　以下、上記した構成における作用を説明する。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に流入する水は渦巻形流路部５４ｃの渦巻形に沿って旋回しながら吸込流路５４の終端部へ導かれながら羽根車５３の吸込口部６０の全周方向から吸込口部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の内廻り旋回面部５１ｂに沿って流れる水流は、吸込流路５４のポンプ吸込口５４ａからノズル部５４ｂを経て羽根車５３の吸込口部６０に直接的に流れ込む主流である。
　本実施の形態では、図１に示すように、舌部６３が羽根車５３の回転軸心を含む水平面よりも上方に位置することで、吸込流路５４の渦巻形流路部５４ｃはその流路断面積が羽根車５３の吸込口部６０に至る旋回流れ方向の下流側であるほど全体として減少し、かつ羽根車５２の回転軸心に向けて突出する舌部６３の頂部先端と羽根車５２の回転軸心との最短距離ｒと羽根車５２の回転軸心から羽根車５２の吸込口部６０の内周面までの最小半径ｒ０との比ｒ／ｒ０が１．１３乃至１．２２の範囲内となり、吸込流路５４のノズル部５４ｂは渦巻形流路部５４ｃに近い下流端側ほど外廻り旋回面部５１ａと内廻り旋回面部５１ｂとが離間して両者の距離が増加する形状となる。
　このため、従来よりも羽根車５３の吸込口部６０に直接的に流れ込む主流に対して内廻り旋回面部５１ｂに沿った吸込流路５４のノズル部５４ｂの流路断面積が羽根車５２の吸込口部６０に近づく下流側ほど増加することで主流の流速を低減することができ、ポンプを大水量域で運転する際に吸込性能が抑制される要因がなくなり、大水量域での吸込性能が向上する。
　また、吸込流路５４において舌部６３が吸込口部６０の径方向外側に位置し、つまり舌部６３が吸込口部６０の径方向内側へ張り出す距離を軽減し、シンプルな形状をなすことで、ケーシング５１の製作容易性が向上する。
実施例１
　図４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ける舌部位置角度と吸込性能Ｓ値の相関を示すグラフ図である。最高効率における流量を１００％Ｑで示し、最高効率における流量の１２５％の流量を１２５％Ｑで示しており、それぞれの実験値と解析値における舌部位置と吸込性能Ｓ値の相関を示している。ここで舌部位置は、回転軸心廻りの角度位置で示しており、羽根車５３の回転軸心を含む面であってポンプ吸込口５４ａにおける主流の流れ方向７０と平行な平面より上方側を正とし、下方を負として示している。
　何れの流量においても、舌部６３が羽根車５３の回転軸心を含む平面より上方に位置することで、吸込性能Ｓ値が向上している。
　図５は比速度Ｎｓ２８０となるケーシング羽根車を備えたポンプにおけるｒ／ｒ０の値と吸込性能Ｓ値の相関を示すグラフ図である。ここでｒ０は、羽根車５３の回転軸心から羽根車５３の吸込口部６０の内周面までの最小半径であり、ｒは羽根車５３の回転軸心から舌部６３の頂部先端までの最短距離である。そして、最高効率における流量を１００％Ｑで示し、最高効率における１２５％の流量を１２５％Ｑで示している。
　ｒ／ｒ０の値が１．１３乃至１．２２の範囲内で吸込性能Ｓ値が向上している。特に１．１７乃至１．２１の範囲で吸込性能Ｓが良い値となっている。ｒ／ｒ０の値が大きくなる、すなわち舌部６３の先端位置が回転軸心よりも吸込口部６０の径方向外側に位置すると、従来よりも羽根車５３の吸込口部６０に直接的に流れ込む主流に対して、内廻り旋回面部５１ｂに沿った吸込流路５４のノズル部５４ｂの流路断面積が羽根車５２の吸込口部６０に近づく下流側ほど増加することで主流の流速を低減することができ、ポンプを大水量域で運転する際に吸込性能が抑制される要因がなくなり、大水量域での吸込性能が向上する。ただし、ｒ／ｒ０の値が１．２２を超えて舌部位置が径方向外側に変位しすぎると、渦巻形流路部５４ｃの終端部において羽根車５３へ流れ込ませる効果が弱まり、吸込性能が悪化する。
　一方、舌部６３の舌部開き角度αは、図３（ａ）に示すように、外廻り旋回面部５１ａの内壁面と内廻り旋回面部５１ｂの内壁面との間に形成する角度である。外廻り旋回面部５１ａは旋回終端において舌部６３を形成するとともに、舌部６３を境として内廻り旋回面部５１ｂに連続している。
　図３（ａ）、（ｂ）に示す断面において舌部６３はその先端の近傍周辺の部分を除いて外廻り旋回面部５１ａの旋回終端と内廻り旋回面部５１ｂの側は変曲点を持たない凸状または凹状流路を形成し、その接続点において５１ａと５１ｂの接線がなす角を舌部開き角度としている。
　図６は、舌部開き角度と吸込性能Ｓ値の相関を示すグラフ図であり、最高効率における流量を１００％Ｑで示し、最高効率における流量の１２５％の流量を１２５％Ｑで示しており、それぞれの実験値と解析値における舌部開き角度と吸込性能Ｓ値の相関を示している。
　何れの流量においても、舌部６３の先端開き角度が１２５乃至１５５度、望ましくは１３５乃至１５０度の範囲において吸込性能Ｓ値が向上している。特に舌部開き角度が１４０°付近において吸込性能Ｓ値が最も良い値となる。
　舌部６３の舌部開き角度αは大きいほど羽根車５３の吸込口部６０へ直接に流れ込む主流の流速が低下するが、１５５度を超えると旋回流れの影響が強くなり、主流との衝突による乱れが助長されて吸込性能が悪くなる。
実施例２
　図７はＮｓ１４０となるケーシングと羽根車を備えたポンプにおいて、舌部６３の舌部開き角度α＝１４８度で、θ＝１０度、ｒ／ｒ０＝１．２０のポンプと、α＝６０度、θ＝－３０度、ｒ／ｒ０＝１．００のポンプの吸込性能Ｓ値の実測値を示すグラフ図である。Ｎｓ１４０のポンプでも、実施例１と同様の効果があり、特にＱ／１００％Ｑが１．０以上の大流量域では、α＝１４８度で、θ＝１０度、ｒ／ｒ０＝１．２０のポンプの吸込性能Ｓ値が優れていることがわかる。
　尚、吸込性能Ｓ値は、３％揚程低下における吸込比速度である。また、上記実施例では両吸込渦巻ポンプを例に説明したが、吸込口が主軸と直角あるいは角度を持って配置されて羽根車の流入が急転向せれる形式のポンプ、例えば多段の片吸込渦巻ポンプに適用することも可能である。

Claims (4)

  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、
    　吸込流路は羽根車の回転軸心と直交するケーシングの断面において羽根車の回転軸心廻りに旋回する外廻り旋回面部と内廻り旋回面部の間に形成し、外廻り旋回面部が旋回終端において舌部を形成するとともに、舌部を境として内廻り旋回面部に連続し、舌部は羽根車の回転軸心を含む面であって前記ポンプ吸込口における主流の流れ方向と平行な平面を隔てたポンプ吸込口と反対側に位置し、羽根車の回転軸心から舌部の頂部先端までの最短距離ｒと羽根車の回転軸心から羽根車の吸込口部の内周面までの最小半径ｒ０との比ｒ／ｒ０が１．１３乃至１．２２の範囲内であることを特徴とする渦巻ポンプ。
  2. 　前記舌部は外廻り旋回面部の内壁面と内廻り旋回面部の内壁面との間に形成する舌部開き角度αが１２０乃至１５５度の範囲内であることを特徴とする請求項１に記載の渦巻ポンプ。
  3. 　前記舌部開き角度αが１３５乃至１５０度の範囲内であることを特徴とする請求項２に記載の渦巻ポンプ。
  4. 　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から３の何れか１項に記載の渦巻ポンプ。
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