WO2019220579A1 - 多段ポンプ - Google Patents

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WO2019220579A1
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impeller
pump
side wall
guide blade
diameter
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Inventor
銀春 曹
浩忠 長野
孝行 白澤
一馬 舩原
伸昭 内海
Original Assignee
三相電機株式会社
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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
    • F04D1/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
    • F04D1/06—Multi-stage pumps
    • F04D1/08—Multi-stage pumps the stages being situated concentrically

Definitions

  • the present invention relates to a multistage pump.
  • a multi-stage centrifugal pump provided with a plurality of impellers in the axial direction is used (for example, see Patent Document 1).
  • the multi-stage centrifugal pump rotates an impeller provided integrally with the main shaft by rotating the main shaft connected to the motor.
  • the multistage centrifugal pump pumps the fluid from a low place to a high place by applying centrifugal energy to the fluid flowing into the casing by rotating the impeller to give energy.
  • a general multistage centrifugal pump includes a guide vane portion for performing rectification in addition to the impeller.
  • the pump efficiency varies greatly depending on the form of the part between the fluid leaving the impeller and entering the guide vane.
  • the inventors of the present application have made extensive studies focusing on the portion of the fluid from the impeller until it enters the guide vane portion and the vicinity thereof. As a result, the fluid loss of fluid is suppressed and the pump efficiency is improved. Multi-stage pump that can do this has been developed.
  • an object of the present invention is to provide a multi-stage pump that can suppress fluid flow loss and improve pump efficiency.
  • the multi-stage pump includes a main shaft that rotates on a shaft, an impeller, a guide blade, and a casing.
  • the impeller is provided to rotate integrally with the main shaft, and sucks fluid from the center side by rotation and discharges the fluid to the centrifugal side.
  • the guide vane section rectifies the flow of fluid from the centrifugal side to the center side.
  • the casing rotatably accommodates the main shaft and the impeller, and has the guide blade portion fixed therein. In the casing, the impeller and the guide vane portions are alternately arranged along the axial direction of the main shaft, and a plurality of pump stages having a pair of the impeller and the guide vane portions are formed.
  • the impeller is formed at the center, and is in contact with a first through hole into which the main shaft is inserted, a plurality of impeller blades, and a side surface of the plurality of impeller blades, and is inserted into the first through hole.
  • a disk-shaped impeller side wall centered on the main shaft.
  • the guide blade portion is formed in the center and is in contact with a second through hole into which the main shaft is inserted, a plurality of guide blades, and a side surface of the plurality of guide blades, and is inserted into the second through hole.
  • a disc-shaped guide vane side wall centered on the main shaft. The diameter of the impeller side wall is smaller than the diameter of the guide blade side wall.
  • the swirling space includes the outside of the impeller side wall on the centrifugal side and the guide vane side wall centrifuge. It is formed on the outside of the side.
  • the cross-sectional area of the swirl space outside the centrifugal side of the impeller side wall obtained by cutting along a plane orthogonal to the axis of the main shaft is 230% or more compared to the cross-sectional area of the inlet of the impeller It is desirable that it is 275% or less.
  • the centrifugal edge of the guide blade may be formed on the centrifugal side from the side wall of the guide blade, and an inclined portion inclined with respect to the axial direction may be formed on the centrifugal edge of the guide blade.
  • the centrifugal edge of the guide vane is formed on the centrifugal side from the side wall of the guide vane, the fluid from the impeller is easily rectified into a liquid flow from the centrifugal side to the center side.
  • the inclined portion is formed on the guide vane, the flow of fluid flowing into the guide vane is less likely to be disturbed, and as a result, fluid loss of fluid is suppressed and pump efficiency is improved. Can do.
  • the diameter of the impeller side wall may be 82.5% or more and 88.0% or less as compared with the diameter of the guide blade side wall.
  • the casing may have a width dimension of 90 mm or less, and the impeller side wall may have a diameter of 161% or more and 171% or less compared to the inner diameter of the impeller inlet.
  • the specific speed per pump stage is 300 or more and 400 or less, and the specific speed is determined based on the rotational speed of the pump and the impeller. It may be set according to the diameter.
  • fluid loss of fluid can be suppressed and the pump efficiency can be improved.
  • FIG. 2 is a view of an impeller and a sleeve of a multistage pump according to the present embodiment as viewed from the direction of an axis 31. It is sectional drawing of the impeller and sleeve of the multistage pump concerning this Embodiment. It is a B arrow line view of FIG. It is sectional drawing of a part of guide blade part and casing of the multistage pump concerning this Embodiment.
  • pump 1 a multi-stage pump (hereinafter referred to as pump 1) according to the present embodiment will be described with reference to the drawings.
  • pump 1 a multi-stage pump
  • this Embodiment shown below the case where this invention is applied to the multistage centrifugal pump for deep wells as a multistage pump is shown.
  • the pump 1 includes at least a casing 2, a main shaft 3 that rotates on a shaft, a plurality of impellers 4, and a plurality of guide blade portions 5.
  • the impeller 4 sucks a fluid (see arrow L) from the center side (radially inner side) by rotation and discharges the fluid to the centrifugal side (radially outer side), thereby generating centrifugal force in the fluid L.
  • the guide wing part 5 rectifies the flow of the fluid L from the centrifugal side to the center side.
  • the casing 2 accommodates the main shaft 3 and the impeller 4 so as to be rotatable therein, and has a guide blade portion 5 fixed therein.
  • fixing means that the guide blade portion 5 is provided integrally with the casing 2.
  • the impellers 4 and the guide blade portions 5 are alternately arranged along the axial direction of the main shaft 3, and a plurality of pump stages 6 having the impeller 4 and the guide blade portions 5 as a pair are formed. Yes.
  • the number of stages of the pump stage 6 is five.
  • the diameter of the casing 2 is desirably 90 mm or less so that the pump 1 can be inserted into a deep well having an inner diameter of 101.6 mm (4 inches).
  • the casing 2 is composed of a plurality of casing members.
  • a plurality of casing members are connected in the axial direction of the main shaft 3, and are sandwiched in the axial direction by the casing retaining portion 27, thereby forming one elongated casing 2 in appearance.
  • a suction port 22 for sucking the fluid L is formed at one end 21 of the casing 2.
  • a discharge port 24 for discharging the fluid L along the axial direction of the main shaft 3 is formed at the other end 23 of the casing 2.
  • a motor (not shown) is attached to one end side of the casing 2.
  • the other end 23 of the casing 2 is provided with a check valve 25 that closes due to its own weight. Note that the check valve 25 indicated by a solid line in FIG. 1 is in an open state, and the check valve 25 indicated by a two-dot chain line is in a closed state.
  • One end 32 of the main shaft 3 is connected to an output shaft of a motor (not shown) and is driven to rotate by the motor.
  • the main shaft 3 extends along an axis 31 arranged so as to penetrate the casing 2.
  • Many portions of the main shaft 3 form a spline shaft, and a projection 71 provided on the inner peripheral surface of the sleeve 7 is fitted to the spline shaft.
  • the sleeve 7 is externally fitted to the main shaft 3 so as to rotate integrally.
  • the impeller 4 is fixed to the sleeve 7, the impeller 4 is also integrally rotated with the main shaft 3.
  • the guide blade portion 5 is externally fitted to the sleeve 7 via the annular seal member 8 or the sliding bearing 9, the guide blade portion 5 is rotatable with respect to the main shaft 3.
  • the impeller 4 is provided integrally with the main shaft 3 so as to rotate as shown in FIG.
  • the impeller 4 includes a first through hole 41, a plurality (seven) of impeller blades 42, an impeller side wall portion 43, an impeller mouth portion 44, and the like.
  • the first through hole 41 is formed in the center of the impeller 4.
  • the main shaft 3 is inserted into the first through hole 41.
  • the plurality of impeller blades 42 are arranged radially with the main shaft 3 and the first through hole 41 as the centers.
  • the width dimension W (see FIG. 3) of the impeller blades 42 in the direction of the axis 31 is the same value at any radial position.
  • the width dimension W is designed to decrease as it goes from the axial center side to the centrifugal side.
  • the exit area of the impeller (impeller) 4 (diameter ⁇ ⁇ ⁇ impeller 4 width) is increased to reduce the flow velocity of the fluid flowing out into the swirl space 61, which will be described later (and thus to reduce fluid loss).
  • seven impeller blades 42 are used.
  • the impeller side wall 43 is in the shape of a disc centering on the main shaft 3 inserted into the first through hole 41 in contact with the side surface (specifically, the entire side surface) of the plurality of impeller blades 42.
  • the impeller side wall 43 is fixed to the side surface of the impeller blade 42.
  • the impeller mouth portion 44 forms a fluid inlet 45 in the impeller 4.
  • the impeller mouth portion 44 includes a cylindrical portion 44 a formed parallel to the main shaft 3 and a wall portion 44 b formed perpendicular to the main shaft 3. ing.
  • the guide blade portion 5 is provided integrally with the casing 2. As shown in FIG. 1, each guide blade portion 5 is disposed on the downstream side of each impeller 4. As shown in FIGS. 6 and 7, the guide blade portion 5 includes a second through hole 51, a plurality of (eight) guide blades 52, a guide blade side wall portion 53, a partition wall portion 56, and the like.
  • the second through hole 51 is formed in the center of the guide blade portion 5.
  • the main shaft 3 is inserted into the second through hole 51.
  • the plurality of guide vanes 52 are arranged radially with the main shaft 3 and the second through hole 51 as the centers.
  • eight guide blades 52 that are larger than the number of impeller blades 42 are used. However, this is a preferred example, and the present invention is not limited to this, and an arbitrary number of guide blades 52 is used. May be used.
  • the guide blade side wall portion 53 is in contact with the side surface (specifically, the entire side surface) of the plurality of guide blades 52 and is formed in a disc shape centering on the main shaft 3 inserted into the second through hole 51.
  • the guide blade side wall 53 is fixed to the side surface of the guide blade 52.
  • the partition wall 56 is made of a member extending from the casing 2 toward the radial main shaft 3 side.
  • the partition wall 56 is fixed to the side surfaces of the plurality of guide blades 52.
  • the guide blade 52 is formed by bending a plate-like body in the surface direction.
  • the centrifugal edge 54 of the guide vane 52 is formed on the centrifugal side from the guide vane side wall 53.
  • An inclined portion 55 that is inclined with respect to the axial direction of the main shaft 3 is formed on the guide blade side wall 53 side of the centrifugal edge 54 of the guide blade 52.
  • the casing 2 has a centrifugal end on one side of the guide vane 52 arranged on the impeller 4 side of the same pump stage 6 rather than a centrifugal end on the other side of the guide vane 52 arranged on the side away from the impeller 4.
  • the inclination angle ⁇ (inclination angle shown in FIG. 7) of the inclined portion 55 is approximately 27 °.
  • the inclined portion 55 is formed along the side surface of the truncated cone having the guide blade side wall portion 53 as an upper surface.
  • the pump stage 6 having the impeller 4 and the guide blade part 5 as a pair is provided in five stages in the central part 26 in the longitudinal direction of the casing 2.
  • a gap 62 is formed between the impeller 4 and the guide blade portion 5 (strictly, between the impeller side wall portion 43 and the guide blade side wall portion 53).
  • the number of pump stages 6 is 5. However, this is a preferable example, and the present invention is not limited to this, and any number of stages of three or more may be used.
  • the swirling space 61 is a space in which the fluid L flows while swirling.
  • the swirl space 61 is also formed on the outer side of the impeller side wall 43 on the distal side and on the outer side of the guide blade side wall 53 on the distal side.
  • the capacity of the swirl space 61 and the capacity of the gap 62 described above it is possible to prevent foreign matter flowing together with the fluid L from being clogged in the swirl space 61, the gap 62, and the vicinity thereof.
  • the pump 1 connected to the main shaft 3 in the one end 21 of the casing 2 with a motor (not shown) is installed in the deep well. It is desirable to use a DC motor as the motor.
  • a DC motor As the motor.
  • the main shaft 3 and the impeller 4 are rotated by driving the motor.
  • the impeller 4 rotates, the fluid L (water) in the deep well is sucked from the suction port 22, and the fluid L sequentially passes through the five pump stages 6.
  • the fluid L that has passed through the five pump stages 6 pushes open the check valve 25 provided at the other end 23 of the casing 2, and is connected to the other end 23 of the casing 2 (not shown). And sent out upward.
  • the cross-sectional area of the centrifugal space outward swirl space 61 of the impeller side wall 43 of the impeller 4, that is, the cross-sectional area in the range indicated by the arrow A ⁇ b> 2 in FIG. 3 (hereinafter also referred to as “impeller swirl space cross-sectional area”).
  • the cross-sectional area of the inlet (inlet end) (hereinafter also referred to as the “impeller inlet cross-sectional area”), that is, the size of the cross-sectional area in the range indicated by the arrow A1 in FIG. Is desirable.
  • the above two cross-sectional areas are cross-sectional areas obtained by cutting a space along a plane orthogonal to the axis 31 of the main shaft 3. The same applies to the cross-sectional area described later.
  • the diameter D1 (diameter D1) of the impeller side wall 43 shown in FIG. 5 is smaller than the diameter D2 (diameter D2) of the guide blade side wall 53 shown in FIG.
  • the diameter D1 of the impeller side wall portion 43 is set to be 78% or more and less than 100% compared to the diameter D2 of the guide blade side wall portion 53. More preferably, the diameter D1 of the impeller side wall 43 is more than 82.5% and less than or equal to 88.0% compared to the diameter D2 of the guide vane side wall 53.
  • the diameter D1 of the impeller side wall 43 is set to be 161% or more and 171% or less compared to the inner diameter D3 of the inlet (inlet end) of the impeller 4.
  • the outer diameter D4 (see FIG. 3) of the swirling space 61 on the outer side of the centrifugal side of the impeller 4 (impeller side wall 43) is 129% or more 137 compared with the outer diameter D1 of the impeller side wall 43. % Or less.
  • the specific speed per stage of the pump stage 6 is 300 or more and 400 or less at a high speed rotation of the pump 1 of 4000 min ⁇ 1 or more.
  • This specific speed is set by adjusting the rotational speed of the pump and the outer diameter of the impeller 4 (impeller side wall 43).
  • the specific speed here is the value of the rotational speed min ⁇ 1 when a pumping amount of 1 m 3 / min is obtained at a head of 1 m.
  • the specific speed indicates the value of the highest efficiency point.
  • the pump 1 is a multistage centrifugal pump corresponding to a high speed rotation whose rotation speed is 4000 min ⁇ 1 or more.
  • the horizontal axis is the ratio of the diameter D1 of the impeller side wall 43 to the diameter D2 of the guide vane side wall 53 (hereinafter also referred to as “diameter ratio between the guide vane side wall and the impeller side wall”).
  • the shaft is the pump efficiency.
  • the horizontal axis represents the ratio of the impeller swirl space cross-sectional area (cross-sectional area indicated by arrow A2 in FIG. 3) to the impeller inlet cross-sectional area (cross-sectional area indicated by arrow A1 in FIG.
  • the horizontal axis represents the ratio of the outer diameter D4 of the swirling space 61 on the distal side of the impeller side wall 43 to the diameter D1 of the impeller side wall 43 (hereinafter referred to as the “diameter ratio of the impeller side wall and the impeller swirl space”). And the vertical axis is the pump efficiency. However, D1 ⁇ D4.
  • the pump efficiency in FIGS. 8 to 11 was derived as follows. First, the pumping amount (Q) and the total head (H) were measured at the outlet pipe of the pump 1. The pumping amount (Q) was measured using a flow meter, and the total head (H) was measured using a pressure gauge. A pressure gauge manufactured by Kyowa Denki Co., Ltd. (model number WGC-140A, PG-20KU) was used. As a flow meter, an electromagnetic flow meter (model number AE205SG-AJ1-LSJ-A1DH) manufactured by Yokogawa Electric Corporation was used.
  • the pumped water power Pw is obtained by substituting the measured yield (Q), total head (H), gravity acceleration (g), and water density ( ⁇ ) into the following equation (1). It was.
  • the obtained pump water power Pw was regarded as the theoretical power of the pump 1, and a value obtained by dividing the theoretical power of the pump 1 by the motor output was defined as the pump efficiency.
  • the motor output was derived by a measurement method known to those skilled in the art.
  • the “diameter ratio between the guide vane side wall portion and the impeller side wall portion” is high in pump efficiency when it is 78% or more and less than 100% as shown in FIG.
  • the pump efficiency is remarkably increased.
  • the diameter of the impeller side wall and the diameter of the guide vane side wall are set to be the same, and the “diameter ratio of the guide vane side wall to the impeller side wall” is 100%. It is clear that the pump efficiency of the pump 1 according to this embodiment is improved as compared with the multistage centrifugal pump.
  • the pump efficiency is improved by at least 3.2% or more with respect to a pump having the same ratio of 100%. Can be improved.
  • the pump efficiency may reach a peak (maximum output value) by setting it to 255% as shown in FIG. I understand. Further, by setting the “cross-sectional area ratio between the impeller inlet and the impeller swirling space” to be 230% or more and 275% or less, the pump efficiency can be 69% or more, and the pump efficiency can be improved. On the other hand, in the conventional multistage centrifugal pump, the “cross-sectional area ratio between the impeller inlet and the impeller swirl space” is set to near 100% or 350% or more, and the pump efficiency is poor.
  • the pump efficiency reaches a peak (maximum output value) by setting it to 166%.
  • the pump efficiency is improved by setting the “diameter ratio between the impeller inlet and the impeller side wall” to 161% or more and 171% or less. Can be made 69% or more, and the pump efficiency can be improved.
  • the pump efficiency can be improved by setting “the cross-sectional area ratio between the impeller inlet and the impeller swirl space” shown in FIG. 9 to 230% or more and 275% or less. Further, in the pump 1, only the swirl space 61 where the fluid flows while swirling exists between the impeller 4 and the guide blade portion 5, and there is no separate member such as a diffuser. 4 and the guide blade portion 5 are not easily clogged.
  • the inclined portion 55 is formed in the guide vane 52, so that it is difficult for the fluid L flowing into the guide vane 52 to collide. As a result, the fluid loss of the fluid L can be suppressed and the pump efficiency can be increased.
  • the “cross-sectional area ratio between the impeller inlet and the impeller swirl space” shown in FIG. 9 is set to 230% or more and 275% or less, and “guide vanes” shown in FIG. And the impeller diameter ratio ”to more than 82.5% and not more than 88.0% may further improve the pump efficiency.
  • the “cross-sectional area ratio between the impeller inlet and the impeller swirl space” shown in FIG. 9 is set to 230% or more and 275% or less, and the “impeller flow” shown in FIG.
  • the pump efficiency can be further improved by setting the “diameter ratio between the inlet and the impeller side wall” to 161% or more and 171% or less.
  • the present invention can be suitably used for, for example, a multistage centrifugal pump for deep wells.

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Abstract

インペラと案内羽根部を備える多段ポンプにおいて、流体の流力損失を抑制し、ポンプ効率を向上させる。 主軸（３）、インペラ（４）、案内羽根部（５）及びケーシング（２）を備える。ケーシング（２）内では、インペラ（４）と案内羽根部（５）を対とするポンプ段（６）が、複数段形成されている。インペラ（４）は、複数枚のインペラ羽根（４２）と、複数枚のインペラ羽根（４２）の側面に接する円板状のインペラ側壁部（４３）とを有する。案内羽根部（５）は、複数枚の案内羽根（５２）と、複数枚の案内羽根（５２）の側面に接する円板状の案内羽根側壁部（５３）とを有する。インペラ側壁部（４３）の径は、案内羽根側壁部（５３）の径より小さい。インペラ（４）と案内羽根部（５）との間には、旋回空間（６１）のみが存在する。インペラ側壁部（４３）の遠心側外方の旋回空間（６１）の断面積は、インペラ（４）の流入口（４５）の断面積に比べて、２３０％以上２７５％以下である。

Description

多段ポンプ
　本発明は、多段ポンプに関する。
　深井戸の揚水用ポンプとして、インペラを軸方向に複数段設けた多段遠心ポンプが用いられている（例えば、特許文献１参照）。
　多段遠心ポンプは、モータに連結された主軸を回転させることで、主軸に回転一体に設けられたインペラを回転させる。多段遠心ポンプは、インペラを回転させることによりケーシング内に流入する流体に遠心力を生じさせてエネルギーを与えることで、流体を低所から高所に揚水する。
特開平０３－２２９９９０号公報
　多段遠心ポンプ内では、インペラの回転により中心側から遠心側へ移動した流体が、ケーシングに当たって反転して、遠心側から中心側に向かって流れる。このとき、遠心側から中心側への流体の流れを整流することが望まれることから、一般的な多段遠心ポンプは、インペラのほか、整流を行うための案内羽根部を備えている。
　この多段遠心ポンプでは、流体がインペラを出てから案内羽根部に入るまでの間の部分をどのような形態にするかによってポンプ効率が大きく変わる。本願の発明者らは、特に流体がインペラを出てから案内羽根部に入るまでの部分およびその近傍に着目して、鋭意検討したところ、流体の流力損失を抑制し、ポンプ効率を向上させることのできる多段ポンプを開発するに至った。
　そこで、本発明の目的は、流体の流力損失を抑制し、ポンプ効率を向上させることができる多段ポンプを提供することにある。
　本発明の一態様にかかる多段ポンプは、軸回転する主軸と、インペラと、案内羽部と、ケーシングとを備える。前記インペラは、前記主軸に回転一体に設けられ、回転により中心側から流体を吸い込んで遠心側に吐出する。前記案内羽根部は、遠心側から中心側への流体の流れを整流する。前記ケーシングは、前記主軸および前記インペラを内部に回転自在に収容するとともに、前記案内羽根部を内部に固設している。前記ケーシング内では、前記主軸の軸方向に沿って、前記インペラと前記案内羽根部とが交互に配され、前記インペラと前記案内羽根部を対とするポンプ段が、複数段形成されている。前記インペラは、中央に形成された、前記主軸が挿入される第１貫通孔と、複数枚のインペラ羽根と、前記複数枚のインペラ羽根の側面に接し、前記第１貫通孔に挿入された前記主軸を中心とした円板状のインペラ側壁部と、を有する。前記案内羽根部は、中央に形成された、前記主軸が挿入される第２貫通孔と、複数枚の案内羽根と、前記複数枚の案内羽根の側面に接し、前記第２貫通孔に挿入された前記主軸を中心とした円板状の案内羽根側壁部と、を有する。前記インペラ側壁部の径は、前記案内羽根側壁部の径より小さい。前記インペラと前記案内羽根部との間には、流体が旋回しながら流れる旋回空間のみが存在し、前記旋回空間は、前記インペラ側壁部の遠心側の外方と、前記案内羽根側壁部の遠心側の外方に形成されている。前記主軸の軸線に対して直交する平面で切断して得られる、前記インペラ側壁部の遠心側外方の前記旋回空間の断面積は、前記インペラの流入口の断面積に比べて、２３０％以上２７５％以下であることが望ましい。
　前記構成を備える多段ポンプによれば、流体の流力損失を抑制し、ポンプ効率を向上させることができる。
　前記構成を備える多段ポンプにおいて、前記案内羽根の遠心縁は、前記案内羽根側壁部より遠心側に形成され、前記案内羽根の遠心縁に軸方向に対して傾斜した傾斜部が形成されてもよい。
　この場合、前記案内羽根の遠心縁が前記案内羽根側壁部より遠心側に形成されるため、前記インペラからの流体を遠心側から中心側への液体の流れに整流しやすくなる。また、前記案内羽根に前記傾斜部が形成されているので、前記案内羽根に流入する流体の流れに乱れが生じにくくなり、その結果、流体の流力損失を抑制してポンプ効率を向上させることができる。
　前記構成を備える多段ポンプにおいて、前記インペラ側壁部の径が、前記案内羽根側壁部の径に比べて８２．５％以上８８．０％以下となってもよい。
　前記構成を備える多段ポンプにおいて、前記ケーシングの幅寸法の直径が、９０ｍｍ以下であり、インペラ側壁部の径が、インペラ流入口の内径に比べて１６１％以上１７１％以下であってもよい。
　前記構成を備える多段ポンプにおいて、ポンプの回転数が４０００ｍｉｎ－１以上において、前記ポンプ段１段あたりの比速度が３００以上４００以下であり、前記比速度は、ポンプの回転数と前記インペラの外径により設定されてもよい。
　本発明にかかる多段ポンプによれば、流体の流力損失を抑制し、ポンプ効率を向上させることができる。
本実施の形態にかかる多段ポンプの構成を示した概略断面図である。 図３のＡ矢視図である。 本実施の形態にかかる多段ポンプの要部を示す断面図である。 本実施の形態にかかる多段ポンプのインペラおよびスリーブを軸線３１の方向から視た図である。 本実施の形態にかかる多段ポンプのインペラおよびスリーブの断面図である。 図７のＢ矢視図である。 本実施の形態にかかる多段ポンプの案内羽根部及びケーシングの一部の断面図である。 本実施の形態にかかる多段ポンプの案内羽根とインペラの径比率に対するポンプ効率を示したグラフ図である。 本実施の形態にかかる多段ポンプのインペラ流入口とインペラ旋回空間の断面積比率に対するポンプ効率を示したグラフ図である。 本実施の形態にかかる多段ポンプのインペラ流入口とインペラ側壁部の径比率に対するポンプ効率を示したグラフ図である。 本実施の形態にかかる多段ポンプのインペラ側壁部とインペラ旋回空間の径比率に対するポンプ効率を示したグラフ図である。
　以下、本実施の形態に係る多段ポンプ（以下、ポンプ１とする）について、図面を参照しつつ説明する。なお、以下に示す本実施の形態では、多段ポンプとして、深井戸用の多段遠心ポンプに本発明を適用した場合を示す。
　本実施の形態に係るポンプ１の構成について、図１～図７を用いて説明する。
　本実施の形態に係るポンプ１は、図１に示すように、少なくとも、ケーシング２と、軸回転する主軸３と、複数のインペラ４と、複数の案内羽部５とを備える。インペラ４は、回転により中心側（径方向内側）から流体（矢印Ｌ参照）を吸い込んで遠心側（径方向外側）に吐出することにより、流体Ｌに遠心力を生じさせる。案内羽部５は、遠心側から中心側への流体Ｌの流れを整流する。
　ケーシング２は、図１，図３および図７に示すように、主軸３およびインペラ４を内部に回転自在に収容するとともに、案内羽根部５を内部に固設する。ここで固設は、案内羽根部５をケーシング２に一体的に設ける意味である。ケーシング２内では、主軸３の軸方向に沿ってインペラ４と案内羽根部５とが交互に配されており、インペラ４と案内羽根部５を対とするポンプ段６が、複数段形成されている。本実施形態では、図１に示すように、ポンプ段６の段数は５段である。また、ポンプ１を内径が１０１．６ｍｍ（４インチ）の深井戸に挿入することができるように、ケーシング２の直径は例えば９０ｍｍ以下とすることが望ましい。なお、ケーシング２は、複数のケーシング部材で構成されている。複数のケーシング部材が主軸３の軸方向に連結され、ケーシング留部２７によって軸方向に挟持されることによって外観上１つの細長いケーシング２が形成されている。
　ケーシング２の一端部２１には、流体Ｌを吸い込む吸込口２２が形成されている。ケーシング２の他端部２３には、主軸３の軸方向に沿って流体Ｌを吐き出す吐出口２４が形成されている。ケーシング２の一端側には、図示しないモータが取り付けられる。ケーシング２の他端部２３には、自重による閉弁する逆止弁２５が設けられている。なお、図１に実線で示す逆止弁２５は、開状態であり、２点鎖線で示す逆止弁２５は、閉状態である。
　主軸３は、その一端部３２が図示しないモータの出力軸と連結され、当該モータによって回転駆動される。この主軸３は、図１および図３に示すように、ケーシング２を貫通するように配置した軸線３１に沿って延在している。主軸３の多くの部分はスプライン軸を形成しており、そのスプライン軸にスリーブ７の内周面に設けた突起７１が嵌合される。これにより、スリーブ７は主軸３に対して回転一体に外嵌される。スリーブ７には、インペラ４が固設されているため、インペラ４も主軸３に対して回転一体となっている。また、案内羽根部５は、環状のシール部材８又は滑り軸受９を介してスリーブ７に外嵌されているため、主軸３に対して回転自在となっている。
　インペラ４は、図１に示すように、主軸３に回転一体に設けられている。インペラ４は、図４および図５に示すように、第１貫通孔４１、複数枚（７枚）のインペラ羽根４２、インペラ側壁部４３、インペラマウス部４４等を備えている。第１貫通孔４１は、インペラ４の中央に形成されている。この第１貫通孔４１には、主軸３が挿入される。複数枚のインペラ羽根４２は、主軸３および第１貫通孔４１を中心とする放射状に配設されている。なお、インペラ羽根４２の軸線３１方向の幅寸法Ｗ（図３参照）は半径方向の何れの位置でも同じ値となっている。一般に、上記幅寸法Ｗは、軸心側から遠心側に行くにつれて小さくなるように設計されるが、本実施の形態では、上記幅寸法Ｗを一定値とすることにより、インペラの出口面積（インペラ４の直径×π×インペラ４の幅）を増加させ、後述する旋回空間６１へ流出する流体の流速の低減（ひいては流力損失の低減）を図っている。なお、本実施の形態では７枚のインペラ羽根４２を用いているが、これは好適な例であり、これに限定されるものではなく、任意枚数のインペラ羽根４２を用いてもよい。
　インペラ側壁部４３は、複数枚のインペラ羽根４２の側面（具体的には側面全体）に接し、第１貫通孔４１に挿設された主軸３を中心とした円板状に形成されている。なお、本実施形態では、インペラ側壁部４３は、インペラ羽根４２の側面に対して固定されている。
　インペラマウス部４４は、インペラ４における流体の流入口４５を形成している。本実施形態では、インペラマウス部４４は、図５に示すように、主軸３に対して平行に形成された円筒部４４ａと、主軸３に対して直角に形成された壁部４４ｂとで構成されている。
　案内羽根部５は、ケーシング２に一体に設けられている。各案内羽根部５は、図１に示すように、各インペラ４の下流側に配されている。案内羽根部５は、図６および図７に示すように、第２貫通孔５１、複数枚（８枚）の案内羽根５２、案内羽根側壁部５３、隔壁部５６等を備えている。第２貫通孔５１は、案内羽根部５の中央に形成されている。この第２貫通孔５１には、主軸３が挿入される。複数枚の案内羽根５２は、主軸３および第２貫通孔５１を中心とする放射状に配設されている。なお、本実施の形態では、インペラ羽根４２の数よりも多い８枚の案内羽根５２を用いているが、これは好適な例であり、これに限定されるものではなく任意枚数の案内羽根５２を用いてもよい。
　案内羽根側壁部５３は、複数枚の案内羽根５２の側面（具体的には側面全体）に接し、第２貫通孔５１に挿入された主軸３を中心とした円板状に形成されている。なお、本実施形態では、案内羽根側壁部５３は、案内羽根５２の側面に対して固定されている。
　隔壁部５６は、ケーシング２から半径方向主軸３側に延出した部材からなる。この隔壁部５６は、複数枚の案内羽根５２の側面に対して固定されている。
　案内羽根５２は、板状体を面方向に湾曲して形成されている。案内羽根５２の遠心縁５４は、案内羽根側壁部５３より遠心側に形成されている。案内羽根５２の遠心縁５４の案内羽根側壁部５３側には、主軸３の軸方向に対して傾斜した傾斜部５５が形成されている。換言すると、同じポンプ段６のインペラ４側に配される案内羽根５２の一側面の遠心端が、当該インペラ４から離れた側に配される案内羽根５２の他側面の遠心端よりもケーシング２の中心側に位置する。本実施の形態では、傾斜部５５の傾斜角θ（図７において示す傾斜角）は、略２７°である。なお、傾斜部５５は、案内羽根側壁部５３を上面とする円錐台の側面に沿うように形成されている。
　上記のインペラ４と案内羽根部５とを対とするポンプ段６は、図１に示すように、ケーシング２の長手方向の中央部２６に５段設けられている。各ポンプ段６では、図１および図３に示すように、インペラ４と案内羽根部５との間（厳密には、インペラ側壁部４３と案内羽根側壁部５３との間）に間隙６２が形成されている。なお、本実施の形態では、ポンプ段６を５段としているが、これは好適な例であり、これに限定されるものではなく３段以上の任意の段数であればよい。
　また、インペラ４と案内羽根部５との間の流路１１に、ディフューザを設ける形態が従来技術として存在するが、ディフューザを設けることで、異物の流路つまりが生じ易くなる。特に井戸にポンプ１を使用する際には、異物が流路１１につまり易くなる。このため、本実施の形態にかかるポンプ１では、流路１１にディフューザを設けていない。
　また、各ポンプ段６では、インペラ４と案内羽根部５との間の流路１１として構成される旋回空間６１のみが存在し、ディフューザもその他の部材も存在しない。なお、旋回空間６１は、流体Ｌが旋回しながら流れる空間である。旋回空間６１は、当然にインペラ側壁部４３の遠心側の外方と、案内羽根側壁部５３の遠心側の外方にも形成されている。なお、旋回空間６１の容量と、前述した間隙６２の容量をある程度大きくすることにより、流体Ｌとともに流れる異物が、旋回空間６１、間隙６２およびこれらの近傍に詰まることを抑制することができる。
　次に、上記の構成からなるポンプ１内での流体Ｌの流れについて、図１を用いて説明する。
　ケーシング２の一端部２１内の主軸３にモータ（図示省略）に連結したポンプ１を、深井戸内に設置する。なお、モータにはＤＣモータを用いることが望ましい。ポンプ１を深井戸内に設置する際、ケーシング２の一端部２１を下方に向け、ケーシング２の他端部２３を上方に向ける。深井戸内にポンプ１を設置した後、モータを駆動させることで主軸３およびインペラ４を回転させる。インペラ４が回転すると、吸込口２２から深井戸内の流体Ｌ（水）が吸い込まれ、当該流体Ｌは５つのポンプ段６を順次通過する。そして、５つのポンプ段６を通過した流体Ｌは、ケーシング２の他端部２３に設けられた逆止弁２５を押し開けて、ケーシング２の他端部２３に接続された配管（不図示）を通って上方に送り出される。
　次に、旋回空間６１およびその周辺部の各部の寸法および比速度に関して好ましい形態を述べる。
　インペラ４のインペラ側壁部４３の遠心側外方の旋回空間６１の断面積、すなわち図３の矢印Ａ２が示す範囲の断面積（以下「インペラ旋回空間断面積」ともいう。）は、インペラ４の流入口（流入端）の断面積（以下「インペラ流入口断面積」ともいう。）、すなわち図３の矢印Ａ１が示す範囲の断面積に比べて、２３０％以上２７５％以下の大きさとすることが望ましい。なお、上記２つの断面積は、主軸３の軸線３１に対して直交する平面で空間を切断して得られる断面の面積である。後述する断面積も同じ。
　図５に示すインペラ側壁部４３の径Ｄ１（直径Ｄ１）は、図７に示す案内羽根側壁部５３の径Ｄ２（直径Ｄ２）より小さい。好ましくは、インペラ側壁部４３の径Ｄ１は、案内羽根側壁部５３の径Ｄ２に比べて７８％以上１００％未満の大きさとする。さらに好ましくは、インペラ側壁部４３の径Ｄ１は、案内羽根側壁部５３の径Ｄ２に比べて８２．５％超８８．０％以下とする。
　また、好ましくは、インペラ側壁部４３の径Ｄ１は、インペラ４の流入口（流入端）の内径Ｄ３に比べて１６１％以上１７１％以下の大きさとする。
　また、好ましくは、インペラ４（インペラ側壁部４３）の遠心側の外方にある旋回空間６１の外径Ｄ４（図３参照）は、インペラ側壁部４３の外径Ｄ１に比べて１２９％以上１３７％以下の大きさとする。
　また、ポンプ１の回転数が４０００ｍｉｎ－１以上の高速回転において、ポンプ段６の１段あたりの比速度は、３００以上４００以下である。この比速度は、ポンプの回転数とインペラ４（インペラ側壁部４３）の外径を調整して設定される。ここでいう比速度とは、１ｍの揚程において１ｍ３／ｍｉｎの揚水量を得るようにした時の回転数ｍｉｎ－１の値である。なお、比速度Ｎｓ＝ｎＱ１／２／Ｈ３／４に、回転数（ｎ）、揚水量（Ｑ）、全揚程（Ｈ）を代入して、ポンプの比速度（Ｎｓ）を算出している。ここでの、比速度は最高効率点の値を指す。ポンプ段が１段あたりの比速度の計算例を次に示す。例えば、最高効率点における揚水量が０．１５ｍ３／ｍｉｎ、全揚程が５０ｍの多段ポンプ（５段）において、ポンプ回転数を５０００ｍｉｎ－１と設定すると、１段あたりの全揚程が１０ｍとなり、前記計算式に代入して計算すると、ポンプ段６の１段あたりの比速度は５０００×０．１５１／２／１０３／４＝３４４ｍｉｎ－１となる。
　実際に図１に示すポンプ１を用いてポンプ性能及びモータ性能を測定し、ポンプ効率を導出した。その結果を図８～図１１に示す。なお、ポンプ１は、その回転数が４０００ｍｉｎ－１以上である高速回転に対応した多段遠心ポンプである。
　図８のグラフでは、横軸を、案内羽根側壁部５３の径Ｄ２に対するインペラ側壁部４３の径Ｄ１の比率（以下「案内羽根側壁部とインペラ側壁部の径比率」ともいう。）とし、縦軸をポンプ効率とする。但し、Ｄ１＜Ｄ２。図９のグラフでは、横軸を、インペラ流入口断面積（図３において矢印Ａ１が示す範囲の断面積）に対するインペラ旋回空間断面積（図３において矢印Ａ２が示す範囲の断面積）の比率（以下「インペラ流入口とインペラ旋回空間の断面積比率」ともいう。）とし、縦軸をポンプ効率とする。但し、インペラ流入口断面積＜インペラ旋回空間断面積。図１０のグラフでは、横軸を、インペラ流入口の径Ｄ３に対するインペラ側壁部４３の径Ｄ１の比率（以下「インペラ流入口とインペラ側壁部の径比率」ともいう。）とし、縦軸をポンプ効率とする。図１１のグラフでは、横軸を、インペラ側壁部４３の直径Ｄ１に対するインペラ側壁部４３の遠心側外方の旋回空間６１の外径Ｄ４の比率（以下「インペラ側壁部とインペラ旋回空間の径比率」ともいう。）とし、縦軸をポンプ効率とする。但し、Ｄ１＜Ｄ４。
　図８～図１１のポンプ効率は、次の通り導出した。先ず、ポンプ１の出口配管で揚水量（Ｑ）および全揚程（Ｈ）を計測した。揚水量（Ｑ）は流量計を使用して計測し、全揚程（Ｈ）は圧力計を使用して計測した。圧力計には、株式会社共和電業製（型番ＷＧＣ－１４０Ａ，ＰＧ－２０ＫＵ）を使用した。流量計には、横河電機株式会社製の電磁流量計（型番ＡＥ２０５ＳＧ－ＡＪ１－ＬＳＪ－Ａ１ＤＨ）を使用した。
　次に、計測して得られた揚水量（Ｑ）、全揚程（Ｈ）と、重力加速度（ｇ）、水の密度（ρ）を次式（１）に代入してポンプ水動力Ｐｗを得た。ここでいう水動力とは、ポンプ１の運転時、ポンプ１が単位時間に流体に与える有効エネルギーのことである。
　Ｐｗ＝ρｇＱＨ／１０００・・・（１）
　そして、得られたポンプ水動力Ｐｗをポンプ１の理論動力とみなし、このポンプ１の理論動力をモータ出力で割った値をポンプ効率とした。なお、モータ出力については、当業者周知の計測方法により導出した。
　本試験の結果、「案内羽根側壁部とインペラ側壁部の径比率」に関しては、図８に示すように、７８％以上１００％未満の大きさにある場合、ポンプ効率が高くなることが分かる。特に、「案内羽根側壁部とインペラ側壁部の径比率」が８２％以上９０％以下の大きさにある場合、ポンプ効率が著しく高くなる。従来の多段遠心ポンプは、インペラ側壁部の径と案内羽根側壁部の径とが同一に設定されており、「案内羽根側壁部とインペラ側壁部の径比率」が１００％であるが、この従来の多段遠心ポンプに比べて本実施形態に係るポンプ１のポンプ効率が向上していることは明らかである。特に、「案内羽根側壁部とインペラ側壁部の径比率」を８２．５％超８８．０％以下にすれば、同比率が１００％のポンプに対して少なくとも３．２％以上、ポンプ効率を向上させることができる。
　また、本試験の結果、「インペラ流入口とインペラ旋回空間の断面積比率」に関しては、図９に示すように、２５５％に設定することでポンプ効率がピーク（最高出力値）になることが分かる。また、「インペラ流入口とインペラ旋回空間の断面積比率」を２３０％以上２７５％以下に設定することで、ポンプ効率を６９％以上とすることができ、ポンプ効率を向上させることができる。これに対して、従来の多段遠心ポンプは、「インペラ流入口とインペラ旋回空間の断面積比率」が１００％近傍もしくは、３５０％以上に設定されており、ポンプ効率が悪い。なお、現時点で本願の発明者らは、「インペラ流入口とインペラ旋回空間の断面積比率」を２３０％以上２７５％以下に設定したポンプ１と同様のポンプを文献等によって確認できておらず、当該ポンプ１に新規性および進歩性があると確信している。
　また、本試験の結果、「インペラ流入口とインペラ側壁部の径比率」に関しては、図１０に示すように、１６６％に設定することでポンプ効率がピーク（最高出力値）になることが分かる。また、図１０に示すように、本実施の形態にかかるポンプ１の構成によれば、「インペラ流入口とインペラ側壁部の径比率」を１６１％以上１７１％以下に設定することで、ポンプ効率を６９％以上とすることができ、ポンプ効率を向上させることができる。
　また、本試験の結果、「インペラ側壁部とインペラ旋回空間の径比率」に関しては、図１１に示すように、１３４％に設定することでポンプ効率がピーク（最高出力値）になることが分かる。また、図１１に示すように、「インペラ側壁部とインペラ旋回空間の径比率」を１２９％以上１３７％以下に設定することで、ポンプ効率を６９％以上とすることができ、ポンプ効率を向上させることができる。
　以上に説明した本実施の形態にかかるポンプ１によれば、インペラ４と案内羽根部５との間に、流体が旋回しながら流れる旋回空間６１のみが存在し、ディフューザ等の別途の部材が存在しないことを前提として、図９に示す「インペラ流入口とインペラ旋回空間の断面積比率」を２３０％以上２７５％以下に設定することで、ポンプ効率を向上させることができる。また、ポンプ１では、インペラ４と案内羽根部５との間に、流体が旋回しながら流れる旋回空間６１のみが存在し、ディフューザ等の別途の部材が存在しないことから流体Ｌとともに流れる異物がインペラ４と案内羽根部５との間で詰まり難くなっている。
　また、本実施の形態にかかるポンプ１によれば、案内羽根５２に傾斜部５５が形成されているので、案内羽根５２に流入する流体Ｌの流れに衝突が生じにくくなる。その結果、流体Ｌの流力損失を抑制してポンプ効率を上昇させることができる。
　また、本実施の形態にかかるポンプ１によれば、図９に示す「インペラ流入口とインペラ旋回空間の断面積比率」を２３０％以上２７５％以下に設定するとともに、図８に示す「案内羽根とインペラの径比率」を８２．５％超８８．０％以下に設定することで、ポンプ効率を更に向上できる可能性がある。
　また、本実施の形態にかかるポンプ１によれば、図９に示す「インペラ流入口とインペラ旋回空間の断面積比率」を２３０％以上２７５％以下に設定するとともに、図１０に示す「インペラ流入口とインペラ側壁部の径比率」を１６１％以上１７１％以下に設定することで、ポンプ効率を更に向上できる可能性がある。
　なお、本発明は、その精神や主旨または主要な特徴から逸脱することなく、他のいろいろな形で実施することができる。そのため、上述の実施形態はあらゆる点で単なる例示にすぎず、限定的に解釈してはならない。
　本発明は、例えば深井戸用の多段遠心ポンプに好適に使用することができる。
　１　ポンプ
　１１　流路
　２　ケーシング
　２１　一端部
　２２　吸込口
　２３　他端部
　２４　吐出口
　２５　逆止弁
　２６　中央部
　２７　ケーシング留部
　３　主軸
　３１　軸線
　４　インペラ
　４１　第１貫通孔
　４２　インペラ羽根
　４３　インペラ側壁部
　４５　流入口
　５　案内羽根部
　５１　第２貫通孔
　５２　案内羽根
　５３　案内羽根側壁部
　５４　遠心縁
　５５　傾斜部
　６　ポンプ段
　６１　旋回空間
　６２　間隙
　７　スリーブ
　８　シール部材
　９　滑り軸受
　Ｌ　流体
　Ｄ１　インペラ側壁部の径
　Ｄ２　案内羽根側壁部の径
　Ｄ３　インペラの流入口の内径
　Ｄ４　インペラ側壁部の遠心側の外方にある旋回空間６１の外径

Claims (5)

  1. 　軸回転する主軸と、
    　前記主軸に回転一体に設けられ、回転により中心側から流体を吸い込んで遠心側に吐出するインペラと、
    　遠心側から中心側への流体の流れを整流する案内羽根部と、
    　前記主軸および前記インペラを内部に回転自在に収容するとともに、前記案内羽根部を内部に固設したケーシングと、
    　を備え、
    　前記ケーシング内では、前記主軸の軸方向に沿って、前記インペラと前記案内羽根部とが交互に配され、前記インペラと前記案内羽根部を対とするポンプ段が、複数段形成されており、
    　前記インペラは、
    　　中央に形成された、前記主軸が挿入される第１貫通孔と、
    　　複数枚のインペラ羽根と、
    　　前記複数枚のインペラ羽根の側面に接し、前記第１貫通孔に挿入された前記主軸を中心とした円板状のインペラ側壁部と、
    　　を有し、
    　前記案内羽根部は、
    　　中央に形成された、前記主軸が挿入される第２貫通孔と、
    　　複数枚の案内羽根と、
    　　前記複数枚の案内羽根の側面に接し、前記第２貫通孔に挿入された前記主軸を中心とした円板状の案内羽根側壁部と、
    　　を有し、
    　前記インペラ側壁部の径が、前記案内羽根側壁部の径より小さく、
    　前記インペラと前記案内羽根部との間には、流体が旋回しながら流れる旋回空間のみが存在し、前記旋回空間は、前記インペラ側壁部の遠心側の外方と、前記案内羽根側壁部の遠心側の外方に形成されており、
    　前記主軸の軸線に対して直交する平面で切断して得られる、前記インペラ側壁部の遠心側外方の前記旋回空間の断面積が、前記インペラの流入口の断面積に比べて、２３０％以上２７５％以下である
    ことを特徴とする多段ポンプ。
  2. 　請求項１に記載の多段ポンプにおいて、
    　前記案内羽根の遠心縁は、前記案内羽根側壁部より遠心側に形成され、
    　前記案内羽根の遠心縁に軸方向に対して傾斜した傾斜部が形成されている
    ことを特徴とする多段ポンプ。
  3. 　請求項１または２に記載の多段ポンプにおいて、
    　前記インペラ側壁部の径が、前記案内羽根側壁部の径に比べて８２．５％超８８．０％以下となる
    ことを特徴とする多段ポンプ。
  4. 　請求項１乃至３のうちのいずれか１つに記載の多段ポンプにおいて、
    　前記ケーシングの幅寸法の直径が、９０ｍｍ以下であり、インペラ側壁部の径が、インペラ流入口の内径に比べて１６１％以上１７１％以下である
    ことを特徴とする多段ポンプ。
  5. 　請求項１乃至４のうちのいずれか１つに記載の多段ポンプにおいて、
    　ポンプの回転数が４０００ｍｉｎ－１以上において、前記ポンプ段１段あたりの比速度が３００以上４００以下であり、
    　前記比速度は、ポンプの回転数と前記インペラの外径により設定されることを特徴とする多段ポンプ。
     
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