流体机械的制作方法

专利名称：流体机械的制作方法
技术领域：
本发明涉及旋转形式的流体机械，更详细地说，涉及通过叶轮的旋转压送流体的 离心泵等流体机械。
背景技术：
作为压送流体的流体机械，有以轴流泵、斜流泵及离心泵等为代表的旋转形式 (涡轮式)的泵、和以柱塞泵等为代表的往复运动形式(容积式)的泵已被公知。一般地， 前者形式(涡轮式)的泵具有可在比速度高的低扬程、大流量的运转区域内良好地工作的 特性。另一方面，后者形式(容积式)的泵具有可在比速度很低的高扬程、小流量的运转区 域内良好地工作的特性。作为可在涡轮式泵和容积式泵的中间的运转区域(比速度=30 左右的运转区域)内进行工作的泵，涡流泵(级联泵)已被公知。本发明人等在日本特许第3884880号公报、日本特开2003-13898号公报、日本特 开2004-132209号公报(专利文献1 3)中提出了如下结构的泵机械为了防止被称为 “正斜率不稳定特性”或“正斜率特性”的涡轮形泵特有的不稳定特性，而在壳体内壁面上在 压力梯度方向形成了用于抑制再循环流预旋回的多个浅的槽。此槽通称为“J形槽”，已被 业界所知。在上述专利文献1 3所记载的涡轮机械中，通过只不过是在壳体壁面上形成 槽的非常简易的结构，能够制止预旋回流来抑制各种异常流动现象。本发明人等又确认了如下现象通过在离心泵的叶轮(叶片轮)的背面外周带域 中局部地形成短的槽或凹处，从叶轮向外方排放的流体会再流入槽内。这样的背面外周带 域的短槽在消除上述的不稳定特性上可以作为有效的手段来使用。具有在外周带域中形成了少数槽的叶轮的离心泵已记载于日本特开2002-227795 号公报中。图18(A)是概要地表示此离心泵的结构的剖视图。叶轮101的槽102形成于叶 轮101的外周带域104。离心泵在径向中心部具有吸入口 105。槽102从叶轮101的外周 缘103向径向内方延伸，但不到达吸引口 105。在槽102和吸引口 105之间形成流量限制部 106。在流量限制部106中，泵壳体的静止壁面107与叶轮的圆形表面108近接。叶轮101 以轴线X-X为中心进行旋转，对被压送流体a进行压力输送。具有同样形成了少数的槽的叶轮的离心泵已记载在日本特开2004-353564号公 报中。图18(B)是概要地表示此离心泵的结构的剖视图。离心泵在径向中心部具有吸入口 115。少数的槽112从吸入口 115的区域向叶轮111的外周缘113延伸。在叶轮111的外 周带域114中形成多个螺旋状槽119，上述多个螺旋状槽119形成动压轴承。螺旋状槽119 的深度h为10 IOOym程度的尺寸。泵壳体的侧壁面117与叶轮的圆形表面118近接。 形成于侧壁面117和圆形表面118之间的间隙的尺寸ν也为10 100 μ m程度的尺寸。专利文献1 日本特许第3884880号公报专利文献2 日本特开2003-13898号公报专利文献3 日本特开2004-132209号公报专利文献4 日本特开2002-227795号公报
专利文献5 日本特开2004-353564号公报

发明内容
一般地，离心泵等涡轮式泵的效率随着比速度的降低而降低得大，因此在比速度 约70以下的那样的极低比速度区域内，使涡轮式泵进行实用运转是极其困难的。因此，在 这种极低比速度区域内，通常使用容积式泵或涡流泵。但是，在容积式泵或涡流泵中，被指 出了如下的问题。·由于流体的漏泄对泵效率影响得大，所以需要对叶轮和壳体之间的间隙等严格 地进行尺寸设定且进行管理，要求高度的零件加工精度。·叶轮和壳体之间的狭小间隙易受尘埃、粉尘等影响。 振动、噪音比较大。·作为整体零件数量多，受到滑动作用的零件的数量也比较多。·进行高速化困难，难以实现流量增大及小型化。这样的问题被认为，通过采用离心泵等涡轮式泵可以克服。但是，如上所述，在极 低比速度区域内使涡轮式泵运转的情况下，泵的效率极端地降低。因此不能使涡轮式泵在 极低比速度区域内实用且有效地运转。意图在极低比速度区域内有效地进行运转的离心泵已被记载于上述日本特开 2002-227795号公报中。但是，如图18(A)所示，此泵具有由流量限制部106将槽102和吸 引口 105分离的结构。因此，即使将此泵在极低比速度区域内进行运转，伴随着泵流量的增 大，泵的效率也极端地降低。另外，在设置了这样的流量限制部106的情况下，容易发生因 气蚀(cavitation)等而导致的振动、噪音，因此，在记载于日本特开2002-227795号公报的 泵中，不能使泵流量如所希望的那样增大。另外，具备了到达叶轮的中心部的少数的槽的涡旋泵已记载在上述日本特开 2004-353564号公报中。但是，在此泵中，形成于外周带域114中的螺旋状槽119必须形成 动压轴承，因此，必须将侧壁面117和圆形表面118之间的尺寸ν限制为10 100 μ m程度 的尺寸。即，在记载于上述日本特开2004-353564号公报的泵结构中，需要对间隙的尺寸ν 严格地进行尺寸设定且进行管理，要求具有极高度的零件加工精度或精密性。本发明的目的在于，提供一种如下的旋转形式的流体机械(1)能够解决在容积 式或涡流式的流体机械中共有的上述课题(极端的零件加工精度或精密性的确保、严格且 狭小的间隙的形成、零件数量的增大等问题)；(2)能够通过旋转驱动轴的转速增大来实现 流体机械的高速化及流量增大，而且(3)能够在极低比速度区域内实用且有效地运转。为了解决课题的手段本发明为了实现上述目的，提供一种流体机械，其为旋转形式，具有一体地连结于 旋转驱动轴的叶轮、收容叶轮的壳体、按照与叶轮的径向中心部相向的方式配置的吸入口， 其特征在于，在位于吸入口侧的叶轮的侧面形成了从叶轮的径向中心部向径向外方隔开角度 间隔而延伸的多个槽，所述槽从所述吸入口的径向内方区域向叶轮的外周缘延伸，在叶轮 的外周面开口，所述叶轮的侧面和所述壳体的侧壁面之间的间隙具有叶轮直径(d2) X0. 002以上的尺寸(q)或0. 4mm以上的尺寸(q)，所述槽具有叶轮直径(d2) X0. 002以上的尺寸的深度(h)或0. 4mm以上的深度 (h)，在所述叶轮旋转时，在叶轮的外缘部附近产生再循环涡流。从另一观点出发，本发明提供一种流体机械，其为旋转形式，具有一体地连结于旋 转驱动轴的叶轮、收容叶轮的壳体、按照与叶轮的径向中心部相向的方式配置的吸入口，其 特征在于，在所述叶轮旋转时在叶轮的外缘部附近产生再循环涡流的多个槽形成于叶轮的 两侧的面上，各面的槽从所述吸入口的径向内方的区域向叶轮的外周缘隔开角度间隔地延 伸，在叶轮的外周面开口。优选，使分别形成于所述叶轮的各面和所述壳体的侧壁面之间的叶轮两侧的间隙 相互连通的流体连通孔，贯通所述叶轮的径向中心部。从再另一观点出发，本发明提供一种流体机械，其为旋转形式，具有一体地连结于 旋转驱动轴的叶轮、收容叶轮的壳体、按照与叶轮的径向中心部相向的方式配置的吸入口， 其特征在于，在位于吸入口侧的叶轮的侧面上形成了在叶轮旋转时在叶轮的外缘部附近产生 再循环涡流的多个槽，所述槽从所述吸入口的径向内方的区域向叶轮的外周缘隔开角度间 隔地延伸，在叶轮的外周面开口，所述壳体具有前侧壁面、后侧壁面及环状内周壁面，由圆形壳体构成，该圆形壳体 形成以所述叶轮的旋转轴线为中心的圆形的壳体内区域，所述再循环涡流(R)由形成于所述槽的内部的径向外方的流动(F)、形成于所述 壳体的侧壁面附近的径向内方的流动(E)、从径向内方的流动(E)中分流而在所述槽中进 行再循环的再循环流动(G)形成。根据本发明的上述结构，如果叶轮通过旋转驱动轴的旋转而旋转，则在槽内部及 其附近发生流向叶轮的外周部的强势的流动(F)。同时，在与叶轮的侧面相向的壳体的静止 壁面(侧壁面)附近形成流向径向内方的强势的流动(E)。其结果，在叶轮的外缘部附近发 生强势的再循环涡流(R)。通过这样的再循环涡流的形成，壳体内流路的流体速度上升，流 体机械的扬程大为上升。因此，具有此结构的旋转形式的流体机械能够在极低比速度区域 内有效且实用地运转。另外，上述结构的流体机械具有由旋转的叶轮的离心力的作用对流体向径向外方 加载的结构，所以能够通过旋转驱动轴的转速增大，将流体机械高速化，实现流量增大。这 使在容积式泵或涡流泵等中因其装置结构上的理由未能实现的流体机械的小型化成为可 能。另外，上述结构的流体机械是具有简单的结构的旋转形式的流体机械，而且，能够 比较大地设定叶轮和壳体的静止壁面(侧壁面)之间的间隙。因此，根据本发明，不需要 如容积式泵或涡流泵等的那样将间隙严格地限制为狭小尺寸，所以在容积式或涡流式的流 体机械中共有的上述课题(极端的零件加工精度或精密性的确保、严格且狭小的间隙的形 成、零件数量的增大等问题)得以解决。另外，本发明的流体机械由于不是利用上述的流量限制部(日本特开 2002-227795号公报)的结构的流体机械，所以不产生在流量增大时产生的极端的效率降低、因气蚀现象发生等而引起的振动、噪音等问题。因此，根据本发明的流体机械，如上所 述，能够通过旋转驱动轴的转速增大来增大流量。另外，本发明的流体机械由于不是利用上述的动压轴承(日本特开2004-353564 号公报)的结构的流体机械，该动压轴承使用了叶轮外周部的槽，所以形成径向内方的流 动(E)及再循环流动(G)间隙形成在叶轮的侧面和壳体的侧壁面之间。因此，在本发明的 流体机械中，在叶轮旋转时，在叶轮的外缘部附近发生再循环涡流(R)。再循环涡流如上所 述使流体机械的扬程大为上升。另外，在本说明书中，“多个”槽意思是指至少10条槽，叶轮的“中心部”或“中心 部分”意思是指具有叶轮直径的1/2以下的直径的叶轮的中央区域，包含连结于旋转驱动轴 的叶轮部分(轮毂部、嵌合部、键连结部等)的叶轮部分。发明的效果 根据本发明的流体机械，能够得到以下的效果。(1)能够解决在容积式或涡流式的流体机械中共有的课题(极端的零件加工精度 或精密性的确保、严格且狭小的间隙的形成、零件数量增大等问题)。(2)能够通过旋转驱动轴的转速增大来实现流体机械的高速化及流量增大。(3)能够在极低比速度区域内实用且有效地运转。


图1是表示适用本发明的离心泵的实施例的纵剖视图、I-I线剖视图及局部放大剖视图。
图2是表示两种叶轮的结构的主视图及剖视图。
图3是图2所示的叶轮的立体图及局部放大剖视图。
图4是表示图3(A)所示的叶轮的前侧的外观的立体图。
图5是概念性地表示具备图2所示的叶轮的泵机构的整体结构的前侧及后侧的立体图。
图6是对两种叶轮和壳体的位置关系进行表示的离心泵的局部放大剖视图。
图7是概念性地表示形成于放射槽的槽内及其附近的液体流动的剖视图。
图8是表示具备带槽叶轮的离心泵的泵性能的线图。
图9是表示具备带槽叶轮的离心泵的泵性能的线图。
图10是表示叶轮的侧面和壳体的静止壁面之间的间隙和泵性能的关系的线图及剖视图。
图11是表示槽的长度和泵性能之关系的线图及立体图。
图12是表示槽的双面配置及单面配置和泵性能之关系的线图。
图13是表示平衡孔的有无和泵性能之关系的线图。
图14是表示液体的雷诺数(Re数)和泵性能之关系的线图。
图15是对槽的变形例进行表示的叶轮的概要主视图。
图16是表示图3(B)所示的叶轮的前侧的外观的立体图(外观照片)。
图17是表示图3(B)所示的叶轮的后侧的外观的立体图(外观照片)。
图18是表示具有现有结构的叶轮的离心泵或涡旋泵的结构的概略剖视图。符号说明
1、1'离心泵(流体机械)2 旋转驱动轴3 壳体4 流入管5 排出管6 轴承7 壳体内液体流路(子午流路截面)8 液体供给管9 液体输出管10,10'叶轮(impeller)11:中心部分12 环状外侧部分13 轮毂部14 平衡孔(贯通孔)15 放射槽16:外缘槽(短槽)17:陆部18 外周面X-X 旋转轴线
具体实施例方式为了实施发明的优选方式在本发明的优选的实施方式中，本发明的流体机械为在比速度70以下的极低比 速度区域内工作的离心泵。优选的是，槽隔开均一的角度间隔均等地配置于叶轮的整个侧 壁面，槽的角度间隔(k)设定为10度以下的角度。从叶轮的中心部在径向延伸的多个槽在叶轮的中心部汇合。如果增加槽的条数， 则邻接的槽的边界消失，邻接的槽一体化，其结果，多条槽在叶轮的中心部呈圆形或环状地 连续。即，如果增加槽的条数，则槽在叶轮的中心部形成圆形或环状的洼部或凹处。优选的 是，洼部或凹处的直径(Cl1)比吸入口的直径(Cltl)大，吸入口整体地被洼部或凹处的外形轮 廓包围。根据本发明的优选实施方式，槽由从叶轮的中心部起直线性地向外侧延伸的笔直 的槽、或者从叶轮的中心部起弯曲或向径向外方弯曲地延伸成螺旋状的弯曲槽或螺旋槽构 成。直线性的槽是，不仅包含从旋转中心向径向外方延伸的放射状的槽，而且还包含向相对 于径向成规定角度倾斜的方向延伸的笔直的槽的概念。另外，槽的倾斜方向、弯曲槽或螺旋 槽的方向不必局限于向叶轮的旋转方向后方倾斜，也可以向旋转方向前方倾斜。间隙的尺寸(q)优选设定为叶轮直径(d2) X0. 005以上的尺寸或1. Omm以上的尺寸，更优选设定为叶轮直径(d2)X0.015以上的尺寸或3. Omm以上的尺寸。优选的是，槽的 深度(h)设定为叶轮直径(d2) X0. 03以下的尺寸或6. Omm以下的尺寸，槽的宽度(w)设定 为叶轮直径(d2) X0. 2以下的尺寸或40mm以下的尺寸(更优选为叶轮直径(d2) X0. 10以 下的尺寸或20mm以下的尺寸)。根据需要，向径向外方延伸而开口于外周面的短的槽或凹处(以下称为短槽)还 形成于相邻的槽之间的陆部。短槽配置于外周部分，短槽的外端与上述槽相同，在叶轮的外 周面开口。在本发明的优选实施方式中，槽形成于叶轮的两侧的面，叶轮具有使形成于叶轮 的两侧的壳体内流路进行流体连通的连通组件。连通组件优选由在旋转轴线方向贯通叶轮 的中央部的贯通孔构成。例如，多个圆形贯通孔隔开均等的角度间隔穿设于叶轮的径向中 心部。在本发明的优选实施方式中，叶轮中心部的厚度(T)设定为比叶轮的外周部的厚 度(T')大的尺寸，叶轮的厚度向径向外方逐渐减小。实施例下面，参照附图对本发明的优选的实施例详细进行说明。图1是表示适用了本发明的离心泵的实施例的纵剖视图、I-I线剖视图及局部放 大剖视图。图1表示构成旋转形式的流体机械(fluid machine)的离心泵1。泵1具有以旋 转轴线X-X为中心呈同心地配置的旋转驱动轴2、圆形壳体3、流入管(吸引管)4及叶轮 (impeller) 10。叶轮10呈同心状地收容在壳体3内，与构成泵1的主轴的旋转驱动轴2连 结成一体。旋转驱动轴2贯通轴承6，可旋转地支承于轴承6。旋转驱动轴2与电动马达等 驱动源(未图示)连结。壳体3的前侧壁面31、后侧壁面32及环状内周壁面33形成以旋 转轴线X-X为中心的圆形(圆筒形或圆柱形)的壳体内区域(直径D、厚度S)。在配置于 壳体内区域中的叶轮10的两侧(前侧及后侧)形成液体流路7。流入管4与旋转轴线X-X同心地连接于壳体3。在流入管4上连接液体供给管 8(由虚线表示)。液体供给管8与液体供给源(未图示)连通。排出管5在切线方向连接 于壳体3。在排出管5上连接液体输出管9 (由虚线表示)。液体输出管9与任意的设备或 配管系统(未图示)连通。离心泵1通过旋转的叶轮10的离心力的作用将液体供给源的液体(水等)向壳 体3内吸引。如图KA)中由箭头a所示的那样，液体供给源的液体在离心泵1的吸引压力 下经管路4、8流入到液体流路7内。液体流路7内的液体通过旋转的叶轮10的离心力的 作用从叶轮的外周部向外方排放，如图I(B)中由箭头b所示的那样，流到排出管5向后续 的设备或配管系统输送。图2、图3及图4是表示叶轮的结构的主视图、剖视图及立体图，图5是概念性地表 示具备叶轮的泵机构的结构的立体图。图2(A)、图2(B)及图3㈧是表示图1所示的叶轮10的主视图、剖视图及立体图。 图2(C)及图3(B)表示叶轮10的变形例的叶轮10'的结构。叶轮10由具有轮毂部13及平衡孔14的中心部分11 (直径(I1的范围)、和除中心 部分11以外的环状外侧部分12 (直径Cl2-Cl1的范围)构成。多个放射槽15及外缘短槽16形成于环状外侧部分12。放射槽15隔开均一的角度间隔k配置。放射槽15及外缘短槽 16的外端部在叶轮10的外周面18中开口。图3(C)及图3(D)表示放射槽15的截面。槽 15由在叶轮10的径向连续地延伸的凹处或洼部构成，在叶轮10的面上形成放射状的槽流 路。如图3(C)所示，陆部17形成于槽15之间。在叶轮10的外缘部中，陆部17的宽度比 槽15的宽度w大，在叶轮10的外周带域中，外缘短槽16形成于陆部17(图3(D))。轮毂部13嵌接于旋转驱动轴2，与旋转驱动轴2连结成一体。构成连通组件的平 衡孔14在周向隔开等间隔地穿设于中心部分11，将中心部分11贯通。液体流动的叶轮10 的两侧的区域(液体流路7)经平衡孔14进行流体连通。多个放射槽15在叶轮10的中央区域中汇合，因此，邻接的放射槽15的边界消失， 邻接的放射槽15 —体化。结果，多个放射槽15在叶轮的中央区域中连结成环状，在叶轮10 的中心部分11中按照与放射槽15的槽底15a连续的方式形成整体地后退到叶轮10的面 内的圆形或环状的侧面11a。即，形成于叶轮10的中心部分11的圆形或环状的洼部或凹处 为放射槽15的汇合部。另外，独立的放射槽15的一部分(侧面Ila的外侧部分)优选具 有叶轮半径的1/2以上的长度。在本例中，放射槽15及外缘短槽16具有相同的宽度I(W)及深度(h)，并在叶轮 10的外周带域中在周向交替地配置。叶轮10的各部尺寸等例如进行如下设定。·中心部分11的直径Cl1 = 90mm·叶轮10的直径(外径)d2 = 202mm·只形成了放射槽15的区域的直径d3 = 160mm 槽的宽度w = 2mm 槽的深度h = 3mm·放射槽15的条数=90条(各侧) 外缘短槽16的条数=90条(各侧) 角度间隔k = 4°如图2(B)所示，叶轮10在中心部分11中具有均一的厚度尺寸T。环状外侧部分 12的厚度向径向外方逐渐减小，环状外侧部分12的外周缘具有最小尺寸T'。这样，通过 增大中心部分11的厚度，能够比较容易地确保叶轮10的结构强度及刚性，同时能够实现其 轻量化。图2(C)及图3(B)表示叶轮10的变形例的叶轮10'。在图2 (C)及图3 (B)中，对 与叶轮10的构成要素实质上相同的构成要素标注了相同的参照符号。另外，图2(C)是只 将叶轮10'的单侧剖开进行表示的局部剖视图。图2(C)及图3(B)所示的叶轮10'的环状外侧部分12整体具有均一的厚度。叶 轮10'具有可安装环状侧板(未图示)的放射状隆起部19。通过将环状侧板固定于隆起 部19，能够将叶轮10'进一步变形为封闭形式的叶轮。叶轮10'的其它结构与上述叶轮 10的结构实质上相同。另外，图16及图17是表示图2(C)及图3(B)所示的叶轮10'的外 观的立体图(外观照片)。图6是表示叶轮10、10'及壳体3的位置关系的离心泵1、1'的局部放大剖视图。 在具备叶轮10的泵1(图6(A))中，划分于叶轮10和壳体3的内壁面31、32之间的子午流 路截面(流路7)具有由中心部分11的厚度T和外周面18的厚度T'的尺寸差向径向外
10方扩展的形状，子午流路截面(流路7)的流路尺寸(流路宽度N、M)在叶轮10的外缘部扩 大。另一方面，在具备叶轮10'的泵1'(图6(B))中，均一的尺寸(流路宽度N、M)的子 午流路截面(流路7)形成于叶轮10'和壳体3的内壁面31、32之间。叶轮10、10'的侧面和壳体3的内壁面31、32之间的间隙的尺寸p、q至少设定为 叶轮直径(d2) X0. 002以上的尺寸且在0. 4mm以上，优选设定为叶轮直径(d2) X0. 005以上 且在1. Omm以上的尺寸，更优选设定为叶轮直径(d2) X0. 015以上且在3. Omm以上的尺寸。 槽的深度(h)设定为叶轮直径(d2) X0. 002以上且在0. 4mm以上的尺寸。槽的深度(h)优 选设定为叶轮直径(d2) X0. 005以上且在1. Omm以上的尺寸、叶轮直径(d2) X0. 03以下且 在6. Omm以下的尺寸。另外，槽的宽度(w)设定为叶轮直径(d2) X0. 2以下且在40mm以下 的尺寸，优选设定为叶轮直径(d2) X0. 10以下且在20mm以下的尺寸。壳体3的前侧及后侧的内壁面(静止壁面)31、32与叶轮10、10'的前侧及后侧的 侧面离开间隔，壳体3及叶轮10、10'之间的间隙与在容积式泵及涡流泵等中壳体和活塞 之间(或壳体和叶轮之间)所容许的狭小的间隙完全不相同，具有相当大的尺寸P、q。图7是概念性地表示具备叶轮10的泵1中的液体流动的剖视图，由箭头表示形成 于放射槽15的内部及其附近的液体的流动。在叶轮10旋转时，通过旋转的叶轮10的离心力的作用，流向径向外方的强势的流 动F发生在放射槽15的内部及其附近。流动F在叶轮10的外周缘和壳体3的环状内周壁 面33之间向径向内方转向(转向流C)，作为径向内方的流动E在静止壁面31、32附近逆流。 因此，在静止壁面31、32的附近形成流向径向内方的强势的流动E。在相向的流动E、F之间 形成从径向内方的流动E中分流而在槽15中进行再循环的再循环流G。在叶轮10的外缘 部附近通过这样的流动C、E、F、G的作用形成强势的再循环涡流(recirculation vortex) R0再循环涡流R实质上均一地遍及全周施加叶轮10外侧的环状流路(周向流路)的压力。 这样的再循环涡流R是在现有的泵中不能形成的新的性质的涡流，此涡流使流体机械的扬 程大为上升。本发明人等为了对具备上述结构的叶轮10、10'的离心泵1、Γ的性能进行评 价，实施了各种实验，同时执行CFD (Computational FluidDynamics)解析等数值解析。图8 是表示离心泵1 (实施例1)的泵性能的线图。图8(A) (C)表示使用不同的三种壳体(最 高效率点的比速度nsBEP = 80、60、30)的泵性能的实验结果(实验值)及数值解析结果。在 具备现有结构的叶轮的离心泵等中，如果在比速度为60以下，则具有在大致全区域内沿扬 程曲线自左向右上升产生不稳定特性而振动、噪音都增大的趋势，而且，扬程系数φ只不过 是1.1 1.2程度。但是，在具备叶轮10的离心泵1中，如图8(A) (C)所示，可以得到 相当高的扬程。而且，在离心泵1的扬程曲线上，实质上没有产生正斜率不稳定特性，因此 实现稳定且安静的运转。另外，关于泵效率，图8(D)表示将具有现有的全开式叶轮(不稳 定特性比较少)的现有结构的泵和离心泵1对比的结果。如图8(D)所示，与使用ns = 80 的壳体的现有结构的泵相比，离心泵l(ns = 80)在整个全比速度范围内发挥高的效率。在 比速度更低的区域中，如果使离心泵1的壳体的比速度降低，则离心泵1发挥更高的效率。图9是表示具备叶轮10的离心泵1(实施例1)、具备叶轮10'的离心泵1'(实 施例2)、具备封闭式叶轮的离心泵(比较例1)的各泵性能线图。比较例1的叶轮是将圆形 侧板(未图示)安装在叶轮10'的隆起部19上将叶轮10'设计变更成封闭式的结构的叶轮。另外，实施例1、2及比较例1的各离心泵具备相同的圆形壳体。在由侧板遮挡放射槽15将叶轮设计变更成封闭式的比较例1的离心泵中，与离心 泵1'(实施例2)对比，扬程降低。因此，通过将放射槽15敞开，在子午流路截面(流路7) 上发生的三维的逆流C、E、G及再循环涡流R对增大离心泵1的扬程有效地发挥作用(实施 例 1、2)。另外，如果将实施例1和实施例2对比，则实施例1的离心泵1发挥相对高的扬程。 可以认为，这是因为在实施例1的离心泵1中，与实施例2的离心泵Γ相比，混合损失降 低。图10是表示叶轮10'和壳体3之间的间隙的影响的线图及剖视图。如图10⑶所示，本发明人等使用叶轮10'实施了用于考察叶轮10'和壳体3的 静止壁面31、32之间的间隙的影响的实验。在本实验中，将叶轮10'和后侧的静止壁面32 之间的距离c'固定为1.17Xh(h=槽15的深度)，使叶轮10'和前侧的壳体壁面31之间 的距离c为0. 067Xh、0. 33Xh、l. 0Xh、l. 7Xh地变化。测定结果表示在图10 (A)中。另 外，图10(A)的括弧内数值为距离c的尺寸值。如图I(KA)所示，可以知道间隙变化几乎不影响泵性能。这意味着本发明的离心 泵是具有与具备开式离心叶轮的离心泵及涡流泵(都是间隙变化对泵性能具有较大影响) 完全不相同的性质或特性的新的泵。图11 (A)是表示放射槽15的长度和泵性能之间的关系的线图，图11 (B)是表示比 较例的叶轮10"的立体图。图Il(B)表示只具备外缘短槽16的叶轮10"作为比较例2。叶轮10"具有将叶 轮10'(实施例2)的全部的放射槽15置换为外缘短槽16的结构。本发明人等将图11 (B) 所示的叶轮10"组装在圆形壳体内，对泵性能进行了测定。其结果，在只具备短的外缘短 槽16的叶轮10"(即，不具备长的放射槽15的叶轮")中，如图11㈧所示，可以知道扬 程大为降低。另一方面，在叶轮10'中，即使在埋掉了全部的短的外缘短槽16的情况下，叶 轮10'的扬程也不大为降低。因此，在本发明的离心泵1、Γ中，形成于叶轮的槽15的长 度很重要。图12是表示放射槽15的双面配置及单面配置的影响的泵性能的线图，图13是表 示平衡孔14的有无的影响的泵性能的线图。本发明人等使具备实施例1的叶轮10的离心泵、和具备埋掉叶轮10的后侧面的 放射槽15及外缘短槽16的叶轮的离心泵运转，测定了泵性能。前者的叶轮(以下称为“双 面槽形叶轮”)双面具备放射槽15及外缘短槽16的叶轮，与此相对，后者的叶轮(以下称 为“单面槽形叶轮”)只在前侧面具有放射槽15及外缘短槽16。另外，如图1所示，这些叶 轮在6个部位具备平衡孔14。本发明人等又对使用埋掉了三个部位的平衡孔14的单面槽 形叶轮(具备三个平衡孔14的单面槽形叶轮)、和埋掉了全部的平衡孔14的单面槽形叶轮 (完全不具备平衡孔14的单面槽形叶轮)的离心泵进一步测定了泵性能。如图12所示，在只在单面配设了放射槽15的叶轮的情况下，在低流量区域内，容 易产生正斜率不稳定性能。另外，如果减少平衡孔14的个数，则扬程及轴功率随之降低，但 效率实质上没有变化。图13表示在具备实施例1的叶轮10的离心泵1中去掉了平衡孔14的情况下产
12生的泵性能的变化。通过将与图12所示的单面槽形叶轮有关的测定结果、和与图13所示 的平衡孔完全省略的双面槽形叶轮有关的测定结果对比，能够考察后侧面(背面)的放射 槽15的作用。如由这些测定结果的对比表明的那样，即使在完全省略了平衡孔14的情况 下，后侧面的放射槽15也使扬程增大且使效率提高。图14是表示通过CFD由叶轮线速度求出的液体的雷诺数(Re数)、和泵的扬程及 效率之关系的线图。具备叶轮10、10'的离心泵1、1'，因为结构极其简单所以具有能够将转速(旋转 速度)比较容易地高速化的优势。图14表示与雷诺数增大有关的封闭式离心泵及离心泵 1、1'的扬程及效率的变化。如图14所示，封闭式离心泵及离心泵1、1'，扬程都随着转速 增大(雷诺数增大)而升高，效率也提高。因此，可以认为离心泵1、1'适合于高速化。图15是对槽的变形例进行表示的叶轮的概要主视图。在图1 图7所示的实施例中，叶轮10、10'具备以旋转轴线X-X为中心呈放射状 地向外方延伸的放射槽15及外缘短槽16，但也可以在叶轮10、10'上形成图15㈧所示的 那样的弯曲槽(或螺旋槽)15'、和同样弯曲的外缘短槽16'。另外，如图15⑶所示，也可以省略图1 图7所示的外缘短槽16。另外，如图15(C)所示，也可以在叶轮10、10'上形成在相对于径向成规定角度倾 斜的方向延伸的直线性的槽15"。另外，如图15(C)中由虚线所示的那样，也可以在各槽 15"之间形成外缘短槽16"。以上，对本发明的优选实施例详细地进行了说明，但本发明不局限于上述实施例， 在权利要求所述的本发明的范围内，可以进行种种变形或变更。例如，上述实施例是将本发明适用于离心泵的例子，但也可以将本发明适用于旋 转形式(涡轮式)的压缩机。另外，在上述实施例中，槽是隔开均等的角度间隔而配置的，但也可以将槽配置为 不规则的间隔。另外，在上述实施例中，对遍及全长具有均一的截面(形状、宽度及深度)的方形 截面的槽进行了例示，但也可以使槽的截面(形状、宽度及深度)逐渐变化，或者，将槽的截 面设计成方形截面以外的截面。产业上的可利用性本发明可以良好地适用于离心泵、离心压缩机等旋转形式的流体机械。根据本发 明的流体机械，提供一种在以往不得不使用涡流泵等的高扬程、小流量的极低比速度区域 内可以实际使用地运转的旋转形式的流体机械。旋转形式的流体机械不因转速增大而伴有 极端的噪音上升，能够进行高速旋转。这使在极低比速度区域内可实际使用地运转的小型 流体机械的设计成为可能。本发明的流体机械由于可在超高压或高扬程的配管系统中使用，所以可以在化学 机械设备的原料或燃料输送系统、机床的液压回路、半导体制造装置的液体输送系统、海水 淡化机械设备的海水，供水配管系统、CO2地下贮藏设施的流体输送系统等各种配管系统或 体系中使用。
权利要求
一种流体机械，其为旋转形式，具有一体地连结于旋转驱动轴的叶轮、收容叶轮的壳体、按照与叶轮的径向中心部相向的方式配置的吸入口，其特征在于，在位于吸入口侧的叶轮的侧面形成了从叶轮的径向中心部向径向外方隔开角度间隔而延伸的多个槽，所述槽从所述吸入口的径向内方区域向叶轮的外周缘延伸，在叶轮的外周面开口，所述叶轮的侧面和所述壳体的侧壁面之间的间隙具有叶轮直径(d2)×0.002以上的尺寸(q)或0.4mm以上的尺寸(q)，所述槽具有叶轮直径(d2)×0.002以上的尺寸的深度(h)或0.4mm以上的深度(h)，在所述叶轮旋转时，在叶轮的外缘部附近产生再循环涡流。
2.如权利要求1所述的流体机械，其特征在于，所述槽从所述叶轮的中心部向径向外 方直线性地延伸或弯曲地延伸。
3.如权利要求1或2所述的流体机械，其特征在于，所述槽在所述叶轮的径向中心部汇 合，在该中心部形成圆形或环状的洼部或凹处。
4.如权利要求3所述的流体机械，其特征在于，所述洼部或凹处的直径(Cl1)比所述吸 入口的直径(Cltl)大，所述吸入口整体地被所述洼部或凹处的外形轮廓包围。
5.如权利要求1 4中任一项所述的流体机械，其特征在于，所述间隙的尺寸(q)设定 为叶轮直径(d2) X0. 015以上的尺寸或3. Omm以上的尺寸。
6.如权利要求1 5中任一项所述的流体机械，其特征在于，从所述叶轮的中心部向径 向外方延伸的多个所述槽还形成于与位于所述吸入口相反的一侧的叶轮的侧面。
7.如权利要求6所述的流体机械，其特征在于，使形成于所述叶轮的两侧的所述间隙 进行流体连通的连通组件设置于叶轮的径向中心部。
8.如权利要求1 7中任一项所述的流体机械，其特征在于，所述槽的深度(h)设定为 叶轮直径(d2) X0. 03以下的尺寸或6. Omm以下的尺寸，所述槽的宽度(w)设定为叶轮直径 (d2) X0. 20以下的尺寸或40mm以下的尺寸。
9.如权利要求1 8中任一项所述的流体机械，其特征在于，所述叶轮的中心部具有比 该叶轮的外周部的厚度(T')大的厚度(T)。
10.如权利要求1 9中任一项所述的流体机械，其特征在于，所述壳体具有前侧壁面、后侧壁面及环状内周壁面，由圆形壳体构成，该圆形壳体形成 以所述叶轮的旋转轴线为中心的圆形的壳体内区域，被压送流体的吸引流路连接于所述吸入口，将所述壳体内的流体在壳体内流路的压力下输出到壳体外的排出流路连接于所述环 状内周壁面。
11.如权利要求1 10所述的流体机械，其特征在于，所述再循环涡流(R)由形成于 所述槽的内部的径向外方的流动(F)、形成于所述壳体的侧壁面的附近的径向内方的流动 (E)、从径向内方的流动(E)中分流而在所述槽中进行再循环的再循环流动(G)形成。
12.如权利要求11所述的流体机械，其特征在于，径向外方的流动(F)在所述叶轮的外 周缘和所述壳体的环状内周壁面(33)之间向径向内方转向，作为径向内方的所述流动(C、 E)在所述侧壁面的附近逆流。
13.一种流体机械，其为旋转形式，具有一体地连结于旋转驱动轴的叶轮、收容叶轮的部相向的方式配置的吸入口，其特征在于，在所述叶轮旋转时在叶轮的外缘部附近产生再循环涡流的多个槽形成于叶轮的两侧 的面上，各面的槽从所述吸入口的径向内方的区域向叶轮的外周缘隔开角度间隔地延伸， 在叶轮的外周面开口。
14.如权利要求13所述的流体机械，其特征在于，使分别形成于所述叶轮的各面和所 述壳体的侧壁面之间的叶轮两侧的间隙相互连通的流体连通孔，贯通所述叶轮的径向中心 部。
15.如权利要求13或14所述的流体机械，其特征在于，所述槽在所述叶轮的径向中心 部汇合，在该中心部形成圆形或环状的洼部或凹处，所述连通孔配置于所述洼部或凹处。
16.如权利要求13 15中任一项所述的流体机械，其特征在于，所述壳体具有前侧壁面、后侧壁面及环状内周壁面，由圆形壳体构成，该圆形壳体形成 以所述叶轮的旋转轴线为中心的圆形的壳体内区域，被压送流体的吸引流路连接于所述吸入口，将所述壳体内的流体在壳体内流路的压力下输出到壳体外的排出流路连接于所述环 状内周壁面。
17.一种流体机械，其为旋转形式，具有一体地连结于旋转驱动轴的叶轮、收容叶轮的 壳体、按照与叶轮的径向中心部相向的方式配置的吸入口，其特征在于，在位于吸入口侧的叶轮的侧面上形成了在叶轮旋转时在叶轮的外缘部附近产生再循 环涡流的多个槽，所述槽从所述吸入口的径向内方的区域向叶轮的外周缘隔开角度间隔地 延伸，在叶轮的外周面开口，所述壳体具有前侧壁面、后侧壁面及环状内周壁面，由圆形壳体构成，该圆形壳体形成 以所述叶轮的旋转轴线为中心的圆形的壳体内区域，所述再循环涡流(R)由形成于所述槽的内部的径向外方的流动(F)、形成于所述壳体 的侧壁面附近的径向内方的流动(E)、从径向内方的流动(E)中分流而在所述槽中进行再 循环的再循环流动(G)形成。
18.如权利要求17所述的流体机械，其特征在于，径向外方的流动(F)在所述叶轮的外 周缘和所述壳体的环状内周壁面(33)之间向径向内方转向，作为径向内方的所述流动(C、 E)在所述侧壁面附近逆流。
19.如权利要求1 18中任一项所述的流体机械，其特征在于，所述槽隔开均一的角度 间隔(k)均等地配置于所述叶轮的整个侧壁面上，所述角度间隔设定为10度以下的角度。
20.如权利要求1 19中任一项所述的流体机械，其特征在于，所述流体机械为在比速 度70以下的极低比速度区域内进行工作的离心泵。
全文摘要
本发明提供一种在极低比速度区域内可实用且有效地运转的旋转形式的流体机械。旋转形式的流体机械(1)具有一体地连结于旋转驱动轴(2)的叶轮(10、10′)。叶轮收容于壳体(3)内。吸引流路(4)的被压送流体(a)流入到叶轮的中心部(11)。在旋转的叶轮的离心力的作用下，从叶轮的外周部分(12)向外方流出的流体(b)从排出流路(5)输送到壳体外。从叶轮的中心部向叶轮的外周缘延伸的多个槽(15)形成于叶轮。槽在叶轮的外周面(18)开口，在叶轮旋转时，在叶轮的外缘部附近产生强势的再循环涡流(R)。
文档编号F04D29/24GK101925748SQ200980102718
公开日2010年12月22日 申请日期2009年1月14日 优先权日2008年1月31日
发明者香川修作, 黑川淳一 申请人:国立大学法人横滨国立大学