WO2014049665A1 - 遠心ポンプ用羽根車及び遠心ポンプ - Google Patents

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impeller
winding angle
single blade
radius
blade
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寛正 清水
航大朗 佐藤
孝尚 橘木
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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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D7/00—Pumps adapted for handling specific fluids, e.g. by selection of specific materials for pumps or pump parts
    • F04D7/02—Pumps adapted for handling specific fluids, e.g. by selection of specific materials for pumps or pump parts of centrifugal type
    • F04D7/04—Pumps adapted for handling specific fluids, e.g. by selection of specific materials for pumps or pump parts of centrifugal type the fluids being viscous or non-homogenous

Definitions

  • an impeller having a single blade is known as an impeller for a centrifugal pump suitable for conveying sewage and the like.
  • An impeller having a single blade has an advantage that clogging hardly occurs even in sewage containing solids such as foreign matters.
  • the single-blade impeller has a non-rotationally symmetric shape with respect to the rotation center axis. For this reason, a single-blade impeller tends to have a large static imbalance and dynamic imbalance (in the following, static imbalance and dynamic imbalance are collectively referred to as mechanical unbalance). There is).
  • Patent Document 1 in a centrifugal pump impeller having a single blade set at a winding angle of 360 ° or more, the static unbalance of the impeller is reduced by appropriately adjusting the blade thickness of the single blade. It is described to do.
  • Patent Document 2 is not related to impeller balancing, but in a centrifugal pump impeller having a single blade, the blade angle of the pressure surface is in the range of 60 to 150 ° to 180 °. It is described that the angle between the tangent of the surface of the blade and the tangent of the impeller and the concentric circle on the surface is set to 0 °. This impeller reduces the backflow region generated on the pressure surface side and improves pump efficiency.
  • the impeller in order to increase the passing particle diameter (the maximum diameter of a sphere that can pass through the flow path), the impeller is configured such that the winding angle of a single blade is set to less than 360 °, thereby making the blade outlet as large as possible. Then, since a blade
  • the technology disclosed herein has been made in view of the above point, and the object of the technology is a mechanical imbalance in a centrifugal pump impeller having a single blade while suppressing a decrease in the performance of the impeller. Is to make it smaller.
  • the radius of the pressure surface of the single blade from the impeller center and the blade airfoil centerline ( Each of the radii from the impeller center of a line connecting the midpoints of the pressure surface and suction surface from the leading edge to the trailing edge of the blade is uniformly increased (at least not decreased) as the winding angle increases. It was technical common sense. That is, one blade of the impeller should uniformly extend from the inner side to the outer side in the radial direction of the impeller as the winding angle increases, and reaches from the front edge to the rear edge of the blade.
  • the blade shape in which the middle part is displaced from the outside in the radial direction to the inside is not a continuous shape, and it has been considered that the pump characteristics are greatly deteriorated.
  • the inventors of the present application have examined that one blade of the impeller does not extend uniformly from the inside in the radial direction of the impeller to the outside with respect to the increase in the winding angle. It has been found that the desired pump characteristics can be ensured even if the intermediate portion has a blade shape that is displaced from the outside in the radial direction to the inside. On the other hand, when the position of the blade is displaced from the outside in the radial direction to the inside in the middle from the front edge to the rear edge of the single blade, the center of gravity of the impeller is shifted to the center side. When the impeller rotates, the centrifugal force acting on the portion becomes small. This can be advantageously used to reduce each of static imbalance and dynamic imbalance of an impeller having a single blade set to a winding angle of less than 360 °.
  • the technology disclosed herein has a shape of a single blade having a portion in which the radius of the pressure surface decreases with an increase in the winding angle, and the airfoil centerline of the blade.
  • the technology disclosed herein relates to an impeller for a centrifugal pump including a single blade set to a winding angle of less than 360 °.
  • This impeller has a pressure surface of the single blade against an increase in the winding angle of the single blade when the winding angle of the leading edge of the single blade is 0 and the winding angle of the trailing edge is 1.
  • the radius increment from the impeller center becomes a negative value in a predetermined winding angle range, and the blade centerline of the single blade with respect to the increase in the winding angle of the single blade is from the impeller center.
  • the increment of the radius becomes a negative value in the predetermined winding angle range.
  • the increase in the radius of the pressure surface from the impeller center becomes a negative value in a predetermined winding angle range.
  • the radial position of the pressure surface does not increase uniformly from the leading edge to the trailing edge of the single blade, and is displaced from the outside in the radial direction to the inside in the predetermined winding angle range.
  • the radial position of the pressure surface in the predetermined winding angle range is positioned radially inward relative to the radial position of the pressure surface on the leading edge side of the winding angle range.
  • the increment of the radius of the airfoil center line from the impeller center becomes a negative value in a predetermined winding angle range. That is, the radial position of the airfoil center line also does not increase uniformly from the leading edge to the trailing edge of the single blade, and in the same predetermined winding angle range as described above, Displace from inward to inward. As a result, the radial position of the airfoil center line in a predetermined winding angle range is positioned radially inward relative to the radial position of the airfoil center line on the leading edge side of the winding angle range. .
  • the single blade of the above-described configuration is arranged on the leading edge side in the middle from the leading edge to the trailing edge. It has a portion (hereinafter referred to as an inwardly displaced portion) located radially inward relative to the radial position of the blade. That is, the airfoil center line can be referred to as a parameter representative of the mass position of a single blade, and can therefore represent the position of the blade with respect to the mechanical imbalance of the impeller.
  • the inwardly displaced portion can be used for adjusting the center of gravity of the impeller because the mass position of the portion is shifted to the center side of the impeller. That is, it can be advantageously used to reduce the static imbalance.
  • the inwardly displaced portion reduces the centrifugal force acting on the impeller when the impeller rotates, and the centrifugal force acts on the shroud of the impeller while being displaced in the axial direction. It can be advantageously used to reduce the size.
  • the radial position of the pressure surface is positioned inward in the radial direction, if the blade thickness of the blade at the inwardly displaced portion is relatively reduced, the mass of that portion is reduced.
  • the effect of reducing unbalance and dynamic unbalance can be more effectively exhibited. That is, the mechanical imbalance of the impeller can be further reduced.
  • the blade outlet is enlarged and the passing particle size is set to be large. Since there is no blade in the region (that is, the region corresponding to the blade outlet), static imbalance and dynamic unbalance are increased.
  • providing an inwardly displaced portion by defining the pressure surface and airfoil centerline of a single blade as described above reduces the mechanical imbalance of the impeller and, as a result, less than 360 ° winding. In an impeller having a single blade set at a corner, a predetermined level of mechanical balance can be achieved.
  • the above-described configuration is designed to reduce the mechanical imbalance by devising the shape of the single blade. Therefore, unlike the conventional balancing method of attaching a build-up or a weight to the shroud, for example, When the impeller rotates in the middle, it is avoided that an adverse fluid effect is given to the impeller. Furthermore, not using a shroud for balancing is suitable for a semi-open impeller having only a rear shroud. This technique can also be applied to closed impellers having front and rear shrouds. In addition, in the semi-open type impeller and the closed type impeller, in addition to the above-described configuration, the shroud may be provided with a build-up and a lightening, or may be attached with a weight.
  • the mechanical imbalance is reduced by devising the shape of the single blade, and an unbalanced mass is provided in the shroud to offset the fluid force acting on the impeller during rotation in liquid. It is also possible.
  • the radius increment of the pressure surface and the radius increment of the airfoil center line may each be a negative value at a winding angle position corresponding to 0.3.
  • This configuration relates to the optimum shape of a single blade obtained by the inventors of the present invention as a result of designing various impellers that can achieve both the balance of mechanical imbalance and the achievement of desired pump characteristics.
  • the radius of the pressure surface and the radius of the airfoil center line are set to the maximum value.
  • the radius of the pressure surface and the radius of the airfoil center line are minimized. .
  • the pressure surface radius increment and the airfoil centerline radius increment each have a negative value.
  • the radius of the pressure surface may be a minimum value within a winding angle range corresponding to 0.4 or more and 0.6 or less.
  • a winding angle range of 0.4 to 0.6 corresponds to approximately the center of the leading edge and trailing edge of a single blade, but an impeller having a single blade set at a winding angle of less than 360 °. Is substantially equivalent to a region on the opposite side of the blade outlet with respect to the impeller center. That is, in the circumferential direction of the impeller, the radius of the pressure surface is set to a minimum value in a region on the opposite side of the impeller center with respect to a region where the mass is relatively small without blades. As a result, the position of the single blade in the opposite region is located inward in the radial direction, and the blade thickness can be relatively thin to reduce the mass. As a result, it is advantageous in reducing the static imbalance and dynamic imbalance of the impeller.
  • the radius of the pressure surface may be increased uniformly with respect to the increase of the winding angle on the trailing edge side from the winding angle position where the radius of the pressure surface is minimized.
  • the radius of the pressure surface may be a local maximum within a winding angle range corresponding to 0 or more and 0.2 or less. Note that the winding angle position corresponding to 0 corresponds to the leading edge position of the single blade, and the pressure surface radius at the leading edge position becomes a maximum value unless the increment of the suction surface radius becomes negative. This means that the pressure surface and the suction surface are not connected to each other at the front edge position of the blade, but are separated from each other.
  • the blade thickness of the single blade may be maximum on the leading edge side from the winding angle position corresponding to 0.3.
  • centrifugal pump including an impeller and a drive source that drives the impeller.
  • the impeller has a single blade set to a winding angle of less than 360 °, the winding angle of the leading edge of the single blade is 0, and the winding angle of the trailing edge is 1.
  • the increase in the radius from the impeller center of the pressure surface of the single blade with respect to the increase in the winding angle of the single blade becomes a negative value in a predetermined winding angle range, and the single blade
  • the increase in radius from the impeller center of the airfoil centerline of the single blade with respect to the increase in the winding angle of the single blade becomes a negative value in the predetermined winding angle range.
  • centrifugal pump impeller As described above, according to the centrifugal pump impeller, as a centrifugal pump impeller having a single blade set at a winding angle of less than 360 °, mechanical unbalance is reduced while suppressing a decrease in performance. Get smaller. For this reason, according to the centrifugal pump provided with this impeller for centrifugal pumps, vibration and noise of the pump can be reduced while ensuring desired pump characteristics.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a centrifugal pump.
  • FIG. 2 is a perspective view of the centrifugal pump impeller viewed from the rear shroud side.
  • FIG. 3 is a perspective view of the centrifugal pump impeller as viewed from the blade side.
  • FIG. 4 is a side view of the centrifugal pump impeller.
  • 5 is a cross-sectional view taken along the line VV of FIG.
  • FIG. 6 is a diagram illustrating the relationship between the winding angle and the pressure surface radius of the impeller according to the embodiment.
  • FIG. 7 is a diagram illustrating a relationship between the winding angle and the radius of the airfoil center line of the impeller according to the embodiment.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a centrifugal pump.
  • FIG. 2 is a perspective view of the centrifugal pump impeller viewed from the rear shroud side.
  • FIG. 3 is a perspective view of the centrifugal pump imp
  • FIG. 8 is a diagram comparing the blade shape of the impeller of the embodiment and the blade shape of the impeller of the conventional example.
  • FIG. 9 is a diagram showing the relationship between the winding angle and the radius of the pressure surface for each of the impeller of the embodiment shown in FIG. 8 and the impeller of the comparative example.
  • FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the winding angle and the radius of the airfoil center line for each of the impeller of the embodiment shown in FIG. 8 and the impeller of the comparative example.
  • FIG. 11 is a diagram comparing the pump characteristics of the centrifugal pump to which the impeller of the example is attached and the centrifugal pump to which the impeller of the comparative example is attached.
  • FIG. 1 shows a centrifugal pump 1 having a centrifugal pump impeller 2.
  • This centrifugal pump 1 is a submersible pump for wastewater treatment.
  • the centrifugal pump 1 includes an impeller 2, a casing 11 that covers the impeller 2, and a sealed submersible motor 12 that rotates the impeller 2.
  • the underwater motor 12 includes a motor 15 including a stator 13 and a rotor 14, and a motor casing 16 that covers the motor 15.
  • a drive shaft 17 of the motor 15 is fixed to the center of the rotor 14.
  • the upper bearing 18 and the lower bearing 19 rotatably support the drive shaft 17 extending in the vertical direction.
  • An impeller 2 is attached to the lower end portion of the drive shaft 17.
  • the drive shaft 17 transmits the rotational driving force of the motor 15 to the impeller 2.
  • the casing 11 has a spiral chamber 110 covering the impeller 2 therein.
  • the vortex chamber 110 is partitioned by a side wall that is curved in a semicircular shape when viewed in cross section.
  • a suction port 111 is formed at the lower end of the casing 11.
  • the discharge part 112 is formed integrally with the casing 11 so as to protrude laterally from the side part of the casing 11.
  • the discharge unit 112 communicates with the spiral chamber 110 and has a discharge port 113 that opens toward the side.
  • the impeller 2 is a semi-open type impeller as shown in FIGS. That is, the impeller 2 has a rear shroud 21 formed in a substantially disk shape, and a single blade (hereinafter sometimes simply referred to as a blade) 22 standing on the rear shroud 21.
  • the shroud 21 has a hub 23 at its center position. The lower end portion of the drive shaft 17 is inserted into the hub 23 and fixed.
  • the impeller 2 is rotationally driven by the motor 15, thereby sucking water through the suction port 111 and discharging water through the discharge port 113 of the discharge unit 112.
  • the blade 22 is erected on the rear shroud 21 so as to be perpendicular to the shroud surface 210 of the rear shroud 21. As shown in FIGS. 3 and 5, the blades 22 are arranged so as to have a spiral shape from the inside in the radial direction to the outside in the radial direction. And the rear shroud 21) are located near the outer periphery.
  • the winding angle of the blades 22 is set to be less than 360 °, whereby the blade outlet 24 in which the blades 22 are not formed in the circumferential region of the impeller 2 is set to a relatively large width C. .
  • the height b of the blades 22 is set to be relatively high, as is the width C of the blade outlet 24 (see FIG. 4), whereby the impeller 2 ensures a relatively large passing particle size. is doing.
  • FIG. 6 is a diagram showing the shape characteristics of the pressure surface 221 of the single blade 22, and is a parameter in which the winding angle of the single blade 22 is made dimensionless with the entire angle from the leading edge to the trailing edge, in other words, one sheet.
  • the “winding angle parameter” relating to the winding angle position of the blade as the horizontal axis
  • the radius rp (see also FIG. 5) of the pressure surface 221 of the single blade 22 from the center of the impeller is the maximum radius of the pressure surface 221.
  • the dimensionalized parameter, in other words, the “pressure surface parameter” related to the shape of the pressure surface 221 is the vertical axis.
  • the maximum pressure surface parameter is 1.0.
  • the winding angle parameter has a minimum of 0.0 (that is, a leading edge) and a maximum of 1.0 (that is, a trailing edge) (see also FIG. 5). Each numerical value of 1 indicates a winding angle parameter).
  • FIG. 7 shows the shape characteristics of the airfoil center line of the single blade 22, that is, the line connecting the midpoints of the pressure surface 221 and the suction surface 222 from the leading edge to the trailing edge, as indicated by the broken line in FIG. 5.
  • the winding angle parameter is the horizontal axis as in FIG. 6, and the radius rm (see also FIG. 5) of the airfoil center line of the single blade 22 from the impeller center is the maximum of the airfoil center line.
  • the center line parameter made dimensionless by the radius is the vertical axis.
  • the maximum centerline parameter is 1.0.
  • Example A the shape of the impeller 2 is constant while the passage particle diameter is made constant by making both the height b of the blade 22 and the width C of the blade outlet 24 constant.
  • the ratio b / D between the blade height b and the shroud diameter D is different (see FIG. 4).
  • b / D is the maximum, and b / D becomes smaller in the order of Example B, Example C, and Example D.
  • the shroud diameter D is small with respect to the blade height b and the shape of the impeller 2 is relatively long, whereas in Example D, the shroud diameter D is compared with the blade height b.
  • the shape of the impeller 2 is relatively horizontally long (flat).
  • Example D since the width C of the blade outlet 24 is the same, the winding angle of the blade 22 (that is, the winding angle from the leading edge to the trailing edge) is an embodiment in which the shroud diameter D is small.
  • the radius rp of the pressure surface 221 does not increase uniformly as the winding angle of the single blade 22 of any of the impellers 2 of Examples A to D increases.
  • There is a winding angle region in which the increment of the radius rp becomes a negative value in other words, in the graph of FIG.
  • the increment of the radius rp of the pressure surface 221 becomes a negative value (in other words, about A portion in which the increment of the radius rp of the pressure surface 221 is a negative value is included in the winding angle range of 0.1 to 0.6).
  • the radius rp of the pressure surface 221 is common at the winding angle position around 0.5, in other words, 0.4-0.
  • the minimum value is within the winding angle range corresponding to .6.
  • the radius rp of the pressure surface 221 is the maximum value in the winding angle position around 0.1, in other words, in the winding angle range corresponding to 0 to 0.2, common to the examples A to D. become.
  • the increment of the radius rp of the pressure surface 221 becomes a negative value at the winding angle position corresponding to 0.3 in any of Examples A to D. .
  • the radius rp of the pressure surface 221 increases uniformly with an increase in the winding angle.
  • the characteristics of the airfoil center line are substantially the same as the characteristics of the pressure surface 221 shown in FIG. That is, in each blade 22 of each of the impellers 2 of Examples A to D, the radius rm of the airfoil center line does not increase uniformly as the winding angle increases, and the increment of the radius rm increases. A winding angle region having a negative value exists. Specifically, in common with Example A to Example D, in the winding angle range of about 0.2 to 0.4, the increment of the radius rm of the airfoil center line becomes a negative value.
  • the radius rm of the airfoil center line becomes a minimum value at a winding angle position of around 0.5. That is, the radius rm of the airfoil center line is also a minimum value within a winding angle range corresponding to 0.4 to 0.6.
  • the radius rm of the airfoil center line becomes a maximum value at a winding angle position of around 0.1. That is, the radius rm of the airfoil center line also has a maximum value within a winding angle range corresponding to 0 to 0.2.
  • the increment of the radius rm of the airfoil center line becomes a negative value at the winding angle position corresponding to 0.3 in any of Examples A to D.
  • the radius rm of the airfoil center line increases uniformly as the winding angle increases.
  • the shape of the suction surface 222 of the single blade 22 has a winding angle range of about 0 to 0.6, in order to ensure a passing particle size.
  • the negative pressure surface 222 is constituted by an arc corresponding to the diameter b with the central axis of the impeller 2 as the center. Further, on the trailing edge side of the winding angle position near 0.6, the radius of the suction surface 222 increases uniformly with an increase in the winding angle, like the radius rp of the pressure surface 221.
  • the single blade 22 having the characteristics of the pressure surface 221 and the airfoil center line as shown in FIGS. 6 and 7 is illustrated in FIG. 5 in combination with the constant diameter of the suction surface 222.
  • the portion corresponding to the winding angle position of about 0.5 is positioned radially inward from the front edge side of the portion, and the blade thickness is also locally reduced.
  • the portion (referred to as an inwardly displaced portion) corresponds to the opposite side of the impeller 2 with respect to the relatively large blade outlet 24. That is, on the opposite side of the impeller 2 from the region where the blades 22 do not exist, the blades 22 are positioned radially inward, and the blade thickness is reduced to reduce the mass.
  • the impeller 2 of the embodiment A to the embodiment D has a small static imbalance and dynamic unbalance.
  • the diameter of the suction surface 222 is constant, so that the blade thickness of the single blade 22 is the front thereof as shown in FIG. In the vicinity of the edge, specifically, the maximum is set on the front edge side of the winding angle position corresponding to 0.3. This corresponds to arranging a relatively large mass in the vicinity of the blade outlet 24 where the blade 22 does not exist, and is advantageous in reducing the static unbalance and dynamic unbalance of the impeller 2. . Further, in the vicinity of the leading edge, the blade outlet 24 is not narrowed because the blade thickness can be increased radially outward. In the impeller 2 having a single blade 22 set to a winding angle of less than 360 °, this means that the passing particle size is set large and the mechanical imbalance of the impeller 2 is reduced. Make them compatible.
  • reducing the mechanical imbalance of the impeller 2 by devising the shape of the single blade 22 is different from, for example, a conventional balancing method of attaching a build-up or a weight to the rear shroud 21, It is difficult to give a fluid adverse effect to the impeller 2. That is, the suppression of the pump performance is reduced and the mechanical imbalance of the impeller 2 is reduced.
  • the weight reduction of the impeller 2 is advantageous for reducing power in the centrifugal pump 1 to which the impeller 2 is attached, and for reducing vibration and noise when the pump is driven.
  • the semi-open impeller 2 that does not include such a front shroud can make the center of gravity of the impeller 2 relatively high in FIG. 1, in other words, close to the lower bearing 19. Become. This is also advantageous in reducing vibration and noise when the pump is driven.
  • the technique for reducing the mechanical imbalance without using the shroud is particularly effective in the semi-open impeller 2.
  • a lightening portion 25 may be provided on the back surface of the rear shroud 21. Further, although not shown, a built-up portion or a weight may be attached to the rear shroud 21. By doing so, it is possible to further reduce the mechanical imbalance of the impeller 2.
  • FIG. 8 compares the shapes of the single blade 22 (solid line) of the impeller according to Example E and the single blade (broken line) of the impeller according to the conventional example.
  • the impeller 2 according to the embodiment E and the impeller according to the conventional example have slightly different blade winding angles, the outer diameter of the blade, the leading edge radius, and the trailing edge radius are made to coincide with each other.
  • the solid line in FIGS. As shown by the solid line in FIGS.
  • the single blade 22 of the impeller 2 according to Example E is an increase in the radius of the pressure surface 221 and the radius of the airfoil center line in a predetermined winding angle region. However, it takes a negative value with respect to the increase in the winding angle.
  • the radius of the pressure surface 221 and the radius of the airfoil center line each take a local maximum value in the winding angle range of 0 to 0.2 and take a local minimum value in the winding angle range of 0.4 to 0.6.
  • the blade thickness is the maximum near the leading edge (see also FIG. 8).
  • the increment of the radius of the pressure surface and the radius of the airfoil center line does not take a negative value. That is, as indicated by a broken line in FIG. 9, the radius of the pressure surface increases uniformly from the leading edge to the trailing edge, although the increasing rate changes in the vicinity of the leading edge, as the winding angle increases. The radius of the airfoil center line also increases uniformly as the winding angle increases from the leading edge to the trailing edge, as shown by the broken line in FIG.
  • the impeller 2 according to the embodiment E effectively suppresses the mechanical imbalance caused by the single blade 22 set to a winding angle of less than 360 °, and the impeller 2 The mechanical imbalance is smaller than that of the impeller according to the conventional example.
  • FIG. 11 shows pump characteristics of the centrifugal pump 1 with the impeller 2 according to the embodiment E shown in FIGS. 8 to 10 and the centrifugal pump with the impeller according to the conventional example, that is, the flow coefficient ⁇ .
  • FIG. 6 is a diagram for comparing a head coefficient ⁇ , a pump efficiency ⁇ , and a power coefficient ⁇ . According to FIG. 11, although the centrifugal pump 1 according to Example E has higher power than the centrifugal pump according to the conventional example, when compared at the same flow rate, the lift and the pump efficiency are higher than those of the conventional example. Is also high.
  • an inward displacement portion is provided on the front edge side of the single blade 22, but there is a decrease in lift and a decrease in pump efficiency due to the provision of the inward displacement portion.
  • the trailing edge side of the single blade 22 extends uniformly from the inside in the radial direction to the outside as the winding angle increases in the same manner as in the conventional impeller. It is thought that the pump efficiency is improved.
  • the centrifugal pump 1 to which the impeller 2 according to the embodiment is attached makes it possible to secure desired pump characteristics while suppressing the generation of vibration and noise due to the small mechanical imbalance of the impeller 2. To do. Further, if an unbalanced mass that cancels the fluid force is provided for the impeller 2 of the embodiment having a small mechanical unbalance, further improvement in pump characteristics can be expected.
  • the technique disclosed herein has been described by taking the semi-open type impeller 2 having only the rear shroud 21 as an example, but this technique includes both the front shroud and the rear shroud. It is also possible to apply to a closed type impeller.
  • closed-type impellers in addition to devising the shape of a single blade as described above, a hollow portion or a built-up portion is provided or a weight is attached to at least one of the front and rear shrouds. Or you may.

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Abstract

　遠心ポンプ用羽根車は、３６０°未満の巻角に設定された一枚羽根を備える。一枚羽根の前縁の巻角を０としかつ後縁の巻角を１としたときの、当該一枚羽根の巻角の増大に対する、一枚羽根の圧力面の、羽根車中心からの半径の増分が、所定の巻角範囲において負の値となると共に、一枚羽根の巻角の増大に対する、一枚羽根の翼型中心線の、羽根車中心からの半径の増分が、前記所定の巻角範囲において負の値となる。

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、遠心ポンプ用羽根車及び遠心ポンプに関する。
　従来より、汚水等の搬送に好適な遠心ポンプ用の羽根車として、一枚羽根を有する羽根車が知られている。一枚羽根を有する羽根車は、夾雑物等の固形物を含んだ汚水等においても詰まりが生じ難いという利点がある。しかしながら、一枚羽根の羽根車は、回転中心軸に対して非回転対称な形状になる。このため、一枚羽根の羽根車は、静的アンバランス及び動的アンバランスが大きくなりやすい（尚、以下においては、静的アンバランス及び動的アンバランスを総称して機械的アンバランスという場合がある）。
　特許文献１には、３６０°以上の巻角に設定された一枚羽根を有する遠心ポンプ用羽根車において、一枚羽根の翼厚を適宜調整することによって、羽根車の静的アンバランスを小さくすることが記載されている。
　一方、特許文献２には、羽根車のバランシングに係る技術ではないが、一枚羽根を有する遠心ポンプ用羽根車において、６０～１５０°から１８０°の巻角範囲においては、圧力面の翼角（翼の表面の接線とその表面における羽根車と同心円の接線との間の角度）を０°に設定することが記載されている。この羽根車は、圧力面側に生じる逆流領域を小さくして、ポンプ効率を向上させる。
特開昭５０－４０３号公報 特開平１１－６４９６号公報
　ところで、特許文献１に記載しているように、羽根車の静的アンバランスを小さくしたとしても、偶アンバランスによって動的アンバランスが現れる場合がある。特に通過粒径（流路を通過することができる球の最大直径）を拡大するために、一枚羽根の巻角を３６０°未満に設定し、それによって羽根出口をできるだけ大きくしたような羽根車では、周方向の一部領域には羽根が形成されないため、静的アンバランスが大きくなると共に、動的アンバランスも大きくなり、それらを小さくすることは一般的に困難である。
　また、例えば特許文献１、２に記載されているような前面シュラウド及び後面シュラウドの双方を設けたクローズド型の羽根車では、一枚羽根の巻角が３６０°未満であっても、前面及び後面シュラウドの少なくとも一方に肉盛りや肉抜きをしたり、錘を取り付けたりすることによって、静的及び動的アンバランスを小さくすることが可能である。しかしながら、錘等を取り付けることは、羽根車の重量を増加させるという別の不都合を招く。また、シュラウドに肉盛りや肉抜きを設けることは、その表面を極端な凹凸形状にしてしまい、羽根車が液中で回転するときに余分な仕事をするという流体的な悪影響を羽根車に与え、羽根車の性能を低下させる場合がある。このことは、ポンプの動力を増加させるといった問題も招く。さらに、後面シュラウドのみを設けたセミオープン型の羽根車においては、前面シュラウドが存在しないから、前述したクローズド型の羽根車についてのバランシング手法を、そのまま適用することはできない。
　ここに開示する技術は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、一枚羽根を有する遠心ポンプ用羽根車において、羽根車の性能低下を抑えつつ、機械的アンバランスを小さくすることにある。
　従来、こうした遠心ポンプ用羽根車の一枚羽根の設計において、所望のポンプ特性を実現するには、一枚羽根の圧力面の、羽根車中心からの半径、及び、羽根の翼型中心線（圧力面と負圧面との中点を羽根の前縁から後縁まで結んだ線）の、羽根車中心からの半径のそれぞれを、巻角が増大するに従って一様に増大させる（少なくとも減少させない）ことが技術常識であった。つまり、羽根車の一枚羽根は、巻角が増大するに従って、羽根車の径方向の内方から外方に向かって一様に延びていくべきであり、羽根の前縁から後縁に至る途中の部分が径方向の外方から内方に変位するような羽根形状は、連続的な形状ではないから、ポンプ特性を大幅に悪化させると考えられていた。
　これに対し、本願発明者等が検討したところ、羽根車の一枚羽根は、巻角の増大に対して、羽根車の径方向の内方から外方に向かって一様に延びずに、途中の部分が径方向の外方から内方に変位するような羽根形状であっても、所望のポンプ特性を確保し得ることが判明した。その一方で、一枚羽根の前縁から後縁に至るまでの途中において、羽根の位置を径方向の外方から内方に変位するようにしたときには、羽根車の重心が中心側にずれると共に、羽根車の回転時には、当該部分に働く遠心力が小さくなる。このことは、３６０°未満の巻角に設定される一枚羽根を備えた羽根車の静的アンバランス及び動的アンバランスのそれぞれを小さくする上で有利に活用することができる。
　ここに開示する技術は、従来の技術常識に反して、一枚羽根の形状を、その巻角の増大に対して、圧力面の半径が減少する部分を有すると共に、羽根の翼形中心線の半径も減少する部分を有する形状とすることによって、所望のポンプ特性を達成しつつ、３６０°未満の巻角に設定された一枚羽根を備える羽根車の機械的アンバランスを小さくするようにしたものである。
　具体的にここに開示する技術は、３６０°未満の巻角に設定された一枚羽根を備える遠心ポンプ用羽根車に係る。
　この羽根車は、前記一枚羽根の前縁の巻角を０としかつ後縁の巻角を１としたときの、当該一枚羽根の巻角の増大に対する、前記一枚羽根の圧力面の、羽根車中心からの半径の増分が、所定の巻角範囲において負の値となると共に、前記一枚羽根の巻角の増大に対する、前記一枚羽根の翼型中心線の、羽根車中心からの半径の増分が、前記所定の巻角範囲において負の値となる。
　この構成の一枚羽根は、巻角の増大に対して、圧力面の、羽根車中心からの半径の増分が、所定の巻角範囲において負の値になる。これによって、圧力面の径方向位置は、一枚羽根の前縁から後縁に至るまでの間で一様に増大せず、所定の巻角範囲において径方向の外方から内方へと変位する。つまり、所定の巻角範囲における圧力面の径方向位置は、その巻角範囲よりも前縁側における圧力面の径方向位置よりも相対的に、径方向の内方に位置する。
　また、前記構成の一枚羽根は、巻角の増大に対して、翼型中心線の、羽根車中心からの半径の増分が、所定の巻角範囲において負の値になる。つまり、翼型中心線の径方向位置もまた、一枚羽根の前縁から後縁に至るまでの間で一様に増大せず、前記と同じ所定の巻角範囲において、径方向の外方から内方へと変位する。これによって、所定の巻角範囲における翼型中心線の径方向位置は、その巻角範囲よりも前縁側における翼型中心線の径方向位置よりも相対的に、径方向の内方に位置する。
　このような圧力面の径方向位置に関する規定、及び、翼型中心線の径方向位置に関する規定によって、前記構成の一枚羽根は、その前縁から後縁に至るまでの途中において、前縁側における羽根の径方向位置よりも相対的に、径方向の内方に位置する部分（以下、内方変位部分）を有することになる。つまり、翼型中心線は、一枚羽根の質量位置を代表するパラメータということができるため、羽根車の機械的アンバランスに関しては、羽根の位置を表すことになり得る。
　内方変位部分は、その部分の質量位置が羽根車の中心側にずれるから、羽根車の重心の調整に用いることができる。つまり、静的アンバランスを小さくする上で有利に活用することができる。また、内方変位部分は、羽根車が回転したときに当該部分に働く遠心力を小さくし、その遠心力は、羽根車のシュラウドに対して軸方向にずれて作用するため、動的アンバランスを小さくする上でも有利に活用することができる。
　さらに、圧力面の径方向位置が径方向の内方に位置することに伴い、内方変位部分における羽根の翼厚を相対的に薄くすれば、その部分の質量が減るから、前述した静的アンバランス及び動的アンバランスを小さくする効果を、より一層有効に発揮することができる。つまり、羽根車の機械的アンバランスがさらに小さくなり得る。
　前記構成の羽根車は、一枚羽根の巻角が３６０°未満に設定されているため、羽根出口が大きくなって通過粒径が大に設定される一方で、羽根車における周方向の一部領域（つまり、羽根出口に対応する領域）には羽根が存在しないため、静的アンバランス及び動的アンバランスが大きくなる。しかしながら、前述したように一枚羽根の圧力面及び翼型中心線を規定することによって内方変位部分を設けることは、羽根車の機械的アンバランスを小さくし、その結果、３６０°未満の巻角に設定された一枚羽根を有する羽根車において、所定レベルの機械的バランスを達成し得る。
　一方で、一枚羽根の前縁から後縁までの間の途中に内方変位部分を設けたとしても、前述したように、ポンプ特性の悪化は抑制されるから、所望のポンプ特性が確保される。
　また、前記の構成は、一枚羽根の形状を工夫することによって、機械的アンバランスを小さくするようにしているから、例えばシュラウドに肉盛りや錘を取り付けるという従来のバランシング手法とは異なり、液中で羽根車が回転したときに、流体的な悪影響が羽根車に与えられることが回避される。さらに、バランシングにシュラウドを利用しないことは、後面シュラウドのみを有するセミオープン型の羽根車に適している。この技術はまた、前面及び後面シュラウドを有するクローズド型の羽根車に適用することも可能である。尚、セミオープン型の羽根車及びクローズド型の羽根車において、前記の構成に加えて、シュラウドに肉盛り及び肉抜きを設けたり、錘を取り付けたりすることも可能である。こうすることでさらに高いレベルの機械的バランスが達成し得る。また、前述の通り、一枚羽根の形状の工夫により機械的アンバランスを小さくした上で、液中での回転時に羽根車に作用する流体力を相殺するためのアンバランス質量を、シュラウドに設けることも可能である。
　前記圧力面の半径の増分、及び、翼型中心線の半径の増分はそれぞれ、０．３に相当する巻角位置において負の値になる、としてもよい。
　この構成は、本願発明者らが、機械的アンバランスの釣り合いと所望のポンプ特性の実現とを両立し得る様々な羽根車を設計した結果として得られた、一枚羽根の最適形状に係る。つまり、一枚羽根において０．３よりも巻角が小さい領域、言い換えると一枚羽根の前縁付近においては、圧力面の半径及び翼型中心線の半径が極大値になるようにするのに対し、一枚羽根において０．３よりも巻角が大きい領域、言い換えると一枚羽根の中間部分においては、圧力面の半径及び翼型中心線の半径が極小値になるようにすることが好ましい。こうすることで、０．３に相当する巻角位置においては、圧力面の半径の増分、及び、翼型中心線の半径の増分はそれぞれ負の値になる、
　前記圧力面の半径は、０．４以上０．６以下に相当する巻角範囲内で極小値になる、としてもよい。
　０．４～０．６の巻角範囲は、一枚羽根の前縁と後縁とのおおよそ中央部に相当するが、３６０°未満の巻角に設定された一枚羽根を備えた羽根車においては、羽根車中心を挟んで、羽根出口とは逆側の領域に概ね相当する。つまり、羽根車の周方向において、羽根が存在せずに質量が相対的に小さくなる領域に対し、羽根車中心を挟んだ逆側の領域では、圧力面の半径を極小値にする。このことによって、当該逆側の領域における一枚羽根の位置は径方向の内方に位置すると共に、翼厚が比較的薄くなって質量を小さくし得る。その結果、羽根車の静的アンバランス及び動的アンバランスを小さくする上で有利になる。
　また、圧力面の半径を極小値とした巻角位置よりも後縁側では、圧力面の半径を、巻角の増大に対して一様に増大させればよい。こうすることで、一枚羽根の後縁側は、揚程及びポンプ効率の向上に有利になり、前述した内方変位部分を設けたとしても、所望のポンプ特性を達成することが可能になる。
　前記圧力面の半径は、０以上０．２以下に相当する巻角範囲内で極大値になる、としてもよい。尚、０に相当する巻角位置は、一枚羽根の前縁位置に対応し、その前縁位置における圧力面の半径が極大値になることは、負圧面の半径の増分がマイナスにならない限り、圧力面と負圧面とが羽根の前縁位置において互いにつながらずに、離れているような羽根形状であることを意味する。
　圧力面の半径を、一枚羽根の前縁又は前縁付近において極大とすることは、当該部分における翼厚を分厚くして、その質量を大きくする。３６０°未満の巻角に設定された一枚羽根を有する羽根車において、羽根の前縁付近は、羽根が存在しない羽根出口に隣接した領域となる。従って、前縁付近の質量を増やすことは、羽根車の機械的アンバランスを小さくする上で有利になる。
　尚、羽根車の羽根出口に隣接する領域の質量を増大する上では、一枚羽根の後縁付近の翼厚を分厚くすることも考えられるが、そうしてしまうと、羽根出口を狭くすることになり得る。すなわち、圧力面の半径を、一枚羽根の前縁付近において極大にすることは、通過粒径を大に設定しつつも、羽根車の機械的アンバランスを小さくし得る。
　前記一枚羽根の翼厚は、０．３に相当する巻角位置よりも前縁側で最大になる、としてもよい。
　前述の通り、前縁付近の翼厚を分厚くすることは、通過粒径を大に設定しつつ、羽根車の機械的アンバランスを小さくする上で有利になる。
　ここに開示する別の技術は、羽根車と、前記羽根車を駆動する駆動源とを備えた遠心ポンプに係る。
　この遠心ポンプにおいて、前記羽根車は、３６０°未満の巻角に設定された一枚羽根を有し、前記一枚羽根の前縁の巻角を０としかつ後縁の巻角を１としたときの、当該一枚羽根の巻角の増大に対する、前記一枚羽根の圧力面の、羽根車中心からの半径の増分が、所定の巻角範囲において負の値となると共に、前記一枚羽根の巻角の増大に対する、前記一枚羽根の翼型中心線の、羽根車中心からの半径の増分が、前記所定の巻角範囲において負の値となる
　前述したように、この構成の羽根車は、機械的アンバランスが小さいため、遠心ポンプに取り付けた際には、所望のポンプ特性を確保しながら、ポンプの振動及び騒音の低減が図られる。
　以上説明したように、前記の遠心ポンプ用羽根車によると、３６０°未満の巻角に設定された一枚羽根を備える遠心ポンプ用羽根車として、性能低下を抑えつつも、機械的アンバランスが小さくなる。このため、この遠心ポンプ用羽根車を備えた遠心ポンプによると、所望のポンプ特性を確保しながら、ポンプの振動及び騒音が低減し得る。
図１は、遠心ポンプの縦断面図である。 図２は、遠心ポンプ用羽根車を後面シュラウド側から視た斜視図である。 図３は、遠心ポンプ用羽根車を羽根側から視た斜視図である。 図４は、遠心ポンプ用羽根車の側面図である。 図５は、図４のＶ－Ｖ断面図である。 図６は、実施例に係る羽根車の、巻角と圧力面の半径との関係を示す図である。 図７は、実施例に係る羽根車の、巻角と翼型中心線の半径との関係を示す図である。 図８は、実施例の羽根車の羽根形状と、従来例の羽根車の羽根形状とを比較する図である。 図９は、図８に示す実施例の羽根車と比較例の羽根車とのそれぞれについて、巻角と圧力面の半径との関係を示す図である。 図１０は、図８に示す実施例の羽根車と比較例の羽根車とのそれぞれについて巻角と翼型中心線の半径との関係を示す図である。 図１１は、実施例の羽根車を取り付けた遠心ポンプと、比較例の羽根車を取り付けた遠心ポンプとのポンプ特性を比較する図である。
　以下、遠心ポンプ用羽根車及び遠心ポンプを図面に基づいて説明する。尚、以下の実施形態の説明は、例示である。図１は、遠心ポンプ用羽根車２を備えた遠心ポンプ１を示している。この遠心ポンプ１は、汚水処理用の水中ポンプである。遠心ポンプ１は、羽根車２と、羽根車２を覆うケーシング１１と、羽根車２を回転させる密閉型の水中モータ１２とを備えている。
　水中モータ１２は、ステータ１３及びロータ１４からなるモータ１５と、モータ１５を覆うモータケーシング１６とを備えている。モータ１５の駆動軸１７は、ロータ１４の中心に固定されている。上部軸受１８及び下部軸受１９は、上下方向に延びる駆動軸１７を回転自在に支持する。駆動軸１７の下端部には、羽根車２が取り付けられている。駆動軸１７は、モータ１５の回転駆動力を羽根車２に伝達する。
　ケーシング１１は、その内部に、羽根車２を覆う渦形室１１０を有している。渦形室１１０は、横断面視で半円状に湾曲した側壁によって区画されている。吸込口１１１が、ケーシング１１の下端に形成されている。一方、吐出部１１２は、ケーシング１１の側部から側方に突出するように、ケーシング１１と一体に形成されている。吐出部１１２は、渦形室１１０に連通していると共に、側方に向かって開口する吐出口１１３を有している。
　羽根車２は、図２～５に示すように、セミオープンタイプの羽根車である。つまり、この羽根車２は、略円盤形状に形成された後面シュラウド２１と、この後面シュラウド２１に立設する一枚羽根（以下、単に羽根という場合がある）２２とを有している。シュラウド２１は、その中心位置にハブ２３を有している。駆動軸１７の下端部は、このハブ２３に内挿されて固定される。羽根車２は、モータ１５によって回転駆動されることにより、吸込口１１１を通じて水を吸い込むと共に、吐出部１１２の吐出口１１３を通じて、水を吐き出す。
　羽根２２は、後面シュラウド２１のシュラウド面２１０に対して鉛直となるように、後面シュラウド２１に立設している。羽根２２は、図３、５に示すように、羽根車２の径方向内方から外方に向かって、おおよそ渦巻状となるように配設されており、その後縁は、羽根車２（言い換えると後面シュラウド２１）の外周縁付近に位置している。羽根２２の巻角は、３６０°未満に設定されており、これによって、羽根車２の周方向領域において、羽根２２が形成されていない羽根出口２４は、比較的大きい幅Ｃに設定されている。また、羽根２２の高さｂも、羽根出口２４の幅Ｃと同様に、比較的高く設定されており（図４参照）、これによって、この羽根車２は、比較的大きい通過粒径を確保している。
　次に、図５と、図６、７とを参照しながら、羽根車２が備える一枚羽根２２の形状について詳細に説明する。図６は、一枚羽根２２の圧力面２２１の形状特性を示す図であり、一枚羽根２２の巻角を、前縁から後縁までの全体角度で無次元化したパラメータ、言い換えると一枚羽根の巻角位置に係る「巻角パラメータ」を横軸とし、一枚羽根２２の圧力面２２１の、羽根車中心からの半径ｒｐ（図５も参照）を、圧力面２２１の最大半径で無次元化したパラメータ、言い換えると圧力面２２１の形状に係る「圧力面パラメータ」を縦軸としている。圧力面パラメータは、最大が１．０となる。巻角パラメータは最小が０．０（つまり前縁）で、最大が１．０（つまり後縁）となる（図５も参照。尚、図５に示す０、０．２～０．６、１の各数値は巻角パラメータを示している）。
　図７は、一枚羽根２２の翼型中心線、つまり、図５に破線で示すように、圧力面２２１と負圧面２２２との中点を前縁から後縁まで結んだ線の形状特性を示す図である。図７は、図６と同様に巻角パラメータを横軸とし、一枚羽根２２の翼型中心線の、羽根車中心からの半径ｒｍ（図５も参照）を、当該翼型中心線の最大半径で無次元化した中心線パラメータを縦軸としている。中心線パラメータは、最大が１．０となる。
　図６、７における実施例Ａ～実施例Ｄは、羽根２２の高さｂ及び羽根出口２４の幅Ｃを共に一定にすることによって通過粒径を一定にしつつも、その羽根車２の形状が異なり、具体的には羽根高さｂとシュラウド径Ｄの比ｂ／Ｄが異なる（図４を参照）。実施例Ａはｂ／Ｄが最大で、以下、実施例Ｂ、実施例Ｃ、実施例Ｄの順で、ｂ／Ｄは小さくなる。言い換えると実施例Ａは、羽根高さｂに対してシュラウド径Ｄが小さく、羽根車２の形状が比較的縦長であるのに対し、実施例Ｄは、羽根高さｂに対してシュラウド径Ｄが大きく、羽根車２の形状が比較的横長（扁平）である。また、実施例Ａ～実施例Ｄにおいて、羽根出口２４の幅Ｃが同じであるため、羽根２２の巻角（つまり、前縁から後縁までの巻き角度）は、シュラウド径Ｄが小さい実施例Ａが最小で、シュラウド径Ｄが大きい実施例Ｄが最大となる。
　先ず図６に示すように、実施例Ａ～実施例Ｄのいずれの羽根車２の一枚羽根２２も、巻角の増大に対して、圧力面２２１の半径ｒｐは一様に増加せず、半径ｒｐの増分が負の値となる、言い換えると、図６のグラフにおいて右下がりになる巻角領域が存在している。具体的には、実施例Ａ～実施例Ｄに共通して、約０．２～０．４の巻角範囲では、圧力面２２１の半径ｒｐの増分が負の値になる（言い換えると、約０．１～０．６の巻角範囲内に、圧力面２２１の半径ｒｐの増分が負の値になる部分が含まれる）。
　圧力面２２１の形状を、より詳細に検討すると、実施例Ａ～実施例Ｄに共通して、圧力面２２１の半径ｒｐは、０．５前後の巻角位置において、言い換えると０．４～０．６に相当する巻角範囲内で極小値となる。一方で、圧力面２２１の半径ｒｐは、実施例Ａ～実施例Ｄに共通して、０．１前後の巻角位置において、言い換えると０～０．２に相当する巻角範囲内で極大値になる。このように極小値及び極大値をとる結果として、圧力面２２１の半径ｒｐの増分は、実施例Ａ～実施例Ｄのいずれについても、０．３に相当する巻角位置で負の値となる。
　そうして０．４～０．６の巻角範囲内において極小値となった後、圧力面２２１の半径ｒｐは、巻角の増大に対して、一様に増大している。
　次に、図７を参照すると、翼型中心線の特性も、図６に示す圧力面２２１の特性とほぼ同じである。つまり、実施例Ａ～実施例Ｄのいずれの羽根車２の一枚羽根２２も、巻角の増大に対して、翼型中心線の半径ｒｍは一様に増加せず、半径ｒｍの増分が負の値となる巻角領域が存在している。具体的には、実施例Ａ～実施例Ｄに共通して、約０．２～０．４の巻角範囲では、翼型中心線の半径ｒｍの増分が負の値になる。
　また、実施例Ａ～実施例Ｄに共通して、翼型中心線の半径ｒｍは、０．５前後の巻角位置において極小値となる。つまり、翼型中心線の半径ｒｍも、０．４～０．６に相当する巻角範囲内で極小値となる。また、実施例Ａ～実施例Ｄに共通して、０．１前後の巻角位置において、翼型中心線の半径ｒｍは極大値となる。つまり、翼型中心線の半径ｒｍも、０～０．２に相当する巻角範囲内で極大値となる。こうして、翼型中心線の半径ｒｍの増分は、実施例Ａ～実施例Ｄのいずれについても、０．３に相当する巻角位置で負の値となる。
　また、０．４～０．６の巻角範囲内において極小値となった後、翼型中心線の半径ｒｍは、巻角の増大に対して、一様に増大している。
　尚、一枚羽根２２の負圧面２２２の形状は、図５に示すように、通過粒径を確保するために、その前縁側、より具体的には、０～０．６程度の巻角範囲においては、羽根車２の中心軸を中心とした直径ｂ相当の円弧によって負圧面２２２が構成されている。また、０．６付近の巻角位置よりも後縁側においては、負圧面２２２の半径は、圧力面２２１の半径ｒｐと同様に、巻角の増大に対して一様に増大する。
　図６、７に示すような、圧力面２２１及び翼型中心線の特性を有する一枚羽根２２は、負圧面２２２の径が一定であることと相俟って、図５に例示するように、０．５前後の巻角位置に相当する部分が、その部分の前縁側よりも径方向の内方に位置するようになりかつ、その翼厚も局所的に薄くなる。当該部分（内方変位部分という）は、羽根車２においては、比較的大きい羽根出口２４に対して、羽根車２の中心軸を挟んだ逆側に相当する。つまり、羽根車２における羽根２２が存在しない領域とは逆側において、羽根２２を径方向の内方に位置付けると共に、その翼厚を薄くして質量を小さくすることになるから、羽根車２の重心を、羽根車２の中心に近付けることが可能になる。また、羽根車２が回転したときには、その内方変位部分に働く遠心力は小さくなる。こうして、実施例Ａ～実施例Ｄの羽根車２は、静的アンバランス及び動的アンバランスが小さくなる。
　また、圧力面２２１の径の極大値が前縁付近に設定されている一方で、負圧面２２２の径は一定であるから、図５に示すように、一枚羽根２２の翼厚はその前縁付近で、具体的には０．３に相当する巻角位置よりも前縁側で最大に設定されている。このことは、羽根２２が存在しない羽根出口２４の近傍に、比較的大きな質量を配置することに相当するから、羽根車２の静的アンバランス及び動的アンバランスを小さくする上で有利になる。また、前縁付近では、径方向の外方に翼厚を分厚くすることが可能であるから羽根出口２４は狭くならない。このことは、３６０°未満の巻角に設定された一枚羽根２２を有する羽根車２において、通過粒径を大に設定することと、羽根車２の機械的アンバランスを小さくすることとを両立させる。
　このように、一枚羽根２２の形状を工夫することによって、羽根車２の機械的アンバランスを小さくすることは、例えば後面シュラウド２１に肉盛りや錘を取り付けるという従来のバランシング手法とは異なり、羽根車２に流体的な悪影響を与え難い。つまり、ポンプ性能の低下抑制と羽根車２の機械的アンバランスを小さくすることとが両立する。羽根車２の軽量化は、それを取り付けた遠心ポンプ１における動力低減に有利になると共に、ポンプ駆動時の振動や騒音の低減に有利になる。また、このような前面シュラウドを備えていないセミオープン型の羽根車２は、羽根車２の重心位置を、図１において比較的高い位置、言い換えると下部軸受１９に近い位置にすることが可能になる。このこともまた、ポンプ駆動時の振動や騒音の低減に有利になる。シュラウドを利用せずに機械的アンバランスを小さくする手法は、セミオープン型の羽根車２において特に、有効である。
　尚、羽根車２において、図２に示すように、後面シュラウド２１の裏面に肉抜部２５を設けてもよい。また、図示は省略するが、後面シュラウド２１に肉盛部や錘を取り付けてもよい。こうすることで、羽根車２の機械的アンバランスをさらに小さくすることが実現し得る。
　次に、図８～１１を参照しながら、実施例Ｅに係る羽根車２を取り付けた遠心ポンプ１と、従来例に係る羽根車を取り付けた遠心ポンプとのポンプ特性を比較する。図８は、実施例Ｅに係る羽根車の一枚羽根２２（実線）と従来例に係る羽根車の一枚羽根（破線）との形状を比較している。実施例Ｅに係る羽根車２と従来例に係る羽根車は、羽根の巻き角度が若干異なるものの、羽根外径、前縁部半径、及び、後縁部半径を互いに一致させている。一方で、実施例Ｅに係る羽根車２の一枚羽根２２は、図９、１０に実線で示すように、所定の巻角領域において、圧力面２２１の半径及び翼型中心線の半径の増分が、巻角の増大に対して負の値をとる。つまり、圧力面２２１の半径及び翼型中心線の半径はそれぞれ、０～０．２の巻角範囲において極大値をとり、０．４～０．６の巻角範囲において極小値をとる。また、その翼厚は、前縁付近において最大である（図８も参照）。
　これに対し、従来例に係る羽根車の一枚羽根は、圧力面の半径及び翼型中心線の半径の増分は負の値をとらない。つまり、図９に破線で示すように、圧力面の半径は、前縁から後縁に至るまで、前縁付近において増大率は変化するものの、巻角の増大に従って一様に増大している。翼型中心線の半径もまた、図１０に破線で示すように、前縁から後縁に至るまで、その途中で増大率は変化するものの、巻角の増大に従って一様に増大している。
　従って、実施例Ｅに係る羽根車２は、前述したように、３６０°未満の巻角に設定される一枚羽根２２に起因する機械的アンバランスを効果的に抑制して、羽根車２の機械的アンバランスは、従来例に係る羽根車と比較して小さくなる。
　図１１は、図８～１０に示した、実施例Ｅに係る羽根車２を取り付けた遠心ポンプ１と、従来例に係る羽根車を取り付けた遠心ポンプとのポンプ特性、つまり、流量係数φに対する、揚程係数ψ、ポンプ効率η及び動力係数τをそれぞれ比較する図である。図１１によれば、実施例Ｅに係る遠心ポンプ１は、従来例に係る遠心ポンプと比較して、動力が高くなるものの、同一流量で比較したときに、揚程及びポンプ効率は、従来例よりも高くなっている。
　前述した各実施例の羽根車２では、一枚羽根２２の前縁側において内方変位部分を設けるものの、その内方変位部分を設けることに伴う揚程の低下やポンプ効率の低下は、あったとしても僅かであり、一枚羽根２２の後縁側が、従来の羽根車と同様に巻角が増大するに従って、径方向の内方から外方に向かって一様に延びていることによって、揚程及びポンプ効率を高めていると考えられる。
　従って、実施例に係る羽根車２を取り付けた遠心ポンプ１は、羽根車２の機械的アンバランスが小さいことで振動や騒音の発生を抑制しながら、所望のポンプ特性を確保することを可能にする。また、機械的アンバランスが小さい、実施例の羽根車２に対して、流体力を相殺するアンバランス質量を設ければ、ポンプ特性のさらなる向上が期待できる。
　尚、前記の説明では、後面シュラウド２１のみを備えたセミオープン型の羽根車２を例に、ここに開示する技術について説明をしたが、この技術は、前面シュラウド及び後面シュラウドの双方を備えたクローズド型の羽根車に適用することも可能である。クローズド型の羽根車においては、前述したように一枚羽根の形状を工夫する他にも、前面及び後面の少なくとも一方のシュラウドに対して、肉抜部や肉盛部を設けたり、錘を取り付けたりしてもよい。
１　遠心ポンプ
１５　モータ（駆動源）
２　羽根車
２２　一枚羽根

Claims (6)

  1. 　３６０°未満の巻角に設定された一枚羽根を備え、
    　前記一枚羽根の前縁の巻角を０としかつ後縁の巻角を１としたときの、当該一枚羽根の巻角の増大に対する、前記一枚羽根の圧力面の、羽根車中心からの半径の増分が、所定の巻角範囲において負の値となると共に、
    　前記一枚羽根の巻角の増大に対する、前記一枚羽根の翼型中心線の、羽根車中心からの半径の増分が、前記所定の巻角範囲において負の値とな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、
    　前記圧力面の半径の増分、及び、翼型中心線の半径の増分はそれぞれ、０．３に相当する巻角位置において負の値になる遠心ポンプ用羽根車。
  3. 　請求項１又は２に記載の遠心ポンプ用羽根車において、
    　前記圧力面の半径は、０．４以上０．６以下に相当する巻角範囲内で極小値になる遠心ポンプ用羽根車。
  4. 　請求項１～３のいずれか１項に記載の遠心ポンプ用羽根車において、
    　前記圧力面の半径は、０以上０．２以下に相当する巻角範囲内で極大値になる遠心ポンプ用羽根車。
  5. 　請求項１～４のいずれか１項に記載の遠心ポンプ用羽根車において、
    　前記一枚羽根の翼厚は、０．３に相当する巻角位置よりも前縁側で最大になる遠心ポンプ用羽根車。
  6. 　羽根車と、当該羽根車を駆動する駆動源と、を備え、
    　前記羽根車は、３６０°未満の巻角に設定された一枚羽根を有し、
    　前記一枚羽根の前縁の巻角を０としかつ後縁の巻角を１としたときの、当該一枚羽根の巻角の増大に対する、前記一枚羽根の圧力面の、羽根車中心からの半径の増分が、所定の巻角範囲において負の値となると共に、
    　前記一枚羽根の巻角の増大に対する、前記一枚羽根の翼型中心線の、羽根車中心からの半径の増分が、前記所定の巻角範囲において負の値となる遠心ポンプ。
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