JP3380297B2 - Thrust balance mechanism - Google Patents
Thrust balance mechanismInfo
- Publication number
- JP3380297B2 JP3380297B2 JP18371093A JP18371093A JP3380297B2 JP 3380297 B2 JP3380297 B2 JP 3380297B2 JP 18371093 A JP18371093 A JP 18371093A JP 18371093 A JP18371093 A JP 18371093A JP 3380297 B2 JP3380297 B2 JP 3380297B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- balance
- pressure
- thrust
- disk
- low
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Landscapes
- Control Of Non-Positive-Displacement Pumps (AREA)
- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、多段ポンプのスラスト
バランス機構に係り、特に回転バランスディスクを使用
するスラストバランス機構に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a thrust balance mechanism for a multi-stage pump, and more particularly to a thrust balance mechanism using a rotary balance disk.
【０００２】[0002]
【従来の技術】一般に、片吸込み多段ポンプ（以下、単
に多段ポンプと略称する）においては、吸込み側に向か
うポンプスラストが発生するので、通常回転バランスデ
ィスクを使用したスラストバランス機構（以下、単にス
ラストバランス機構と称する）が設けられている。2. Description of the Related Art Generally, in a single suction multi-stage pump (hereinafter simply referred to as a multi-stage pump), a pump thrust toward a suction side is generated. A balance mechanism).
【０００３】すなわち、図６において、スラストバラン
ス機構は、最終段インペラ１０からの吐出側高圧液を、
固定壁部１２の間に回転バランスディスク１４およびこ
のディスク１４とバランスシート１６間の絞り１８（隙
間ｇ）を介して区画される高圧側バランス室２０および
低圧側バランス室２２を通して、吸込み側低圧液へバイ
パスするよう構成されている。そして、このような構成
により、前記絞り１８における圧力降下を介して、両バ
ランス室２０、２２の間に発生するバランススラスト力
（ポンプスラスト保持力）ＴB が、前記ポンプスラスト
力ＴP とバランスするよう構成されている。[0003] That is, in FIG. 6, the thrust balance mechanism discharges high-pressure liquid on the discharge side from the final-stage impeller 10,
The suction-side low-pressure liquid passes through a high-pressure-side balance chamber 20 and a low-pressure-side balance chamber 22 defined between the fixed wall portion 12 via a rotary balance disk 14 and a throttle 18 (gap g) between the disk 14 and the balance sheet 16. It is configured to bypass to. With such a configuration, the balance thrust force (pump thrust holding force) T B generated between the balance chambers 20 and 22 via the pressure drop in the throttle 18 becomes equal to the pump thrust force T P. It is configured to be.
【０００４】すなわち、ポンプスラスト力ＴP が増大す
ると、軸２４がポンプスラスト方向へ移動（前進）して
隙間ｇを減少することにより、絞り１８による圧力降下
が増大してバランススラスト力ＴB が増大する。一方、
ポンプスラスト力ＴP が減少すると、軸２４がバランス
スラスト方向へ移動（後退）して隙間ｇを増大すること
により、絞り１８による圧力降下が減少してバランスス
ラスト力ＴB が減少する。そして、この結果、両スラス
ト力ＴP 、ＴB が同一となる点で、軸２４の位置が自動
的にバランスされるよう構成されている。That is, when the pump thrust force T P increases, the shaft 24 moves (forwards) in the pump thrust direction to reduce the gap g, so that the pressure drop by the throttle 18 increases and the balance thrust force T B increases. Increase. on the other hand,
When the pump thrust T P is reduced, the shaft 24 by increasing the gap g by moving the balanced thrust direction (backward), balanced thrust T B decreases the pressure drop due to the diaphragm 18 is reduced. Then, as a result, the configuration is such that the position of the shaft 24 is automatically balanced at the point where the two thrust forces T P and T B become the same.
【０００５】このように、この種のスラストバランス機
構によれば、比較的簡単な構成で、多段ポンプのポンプ
スラストを自動的に解消することができる。Thus, according to this type of thrust balance mechanism, the pump thrust of the multi-stage pump can be automatically eliminated with a relatively simple configuration.
【０００６】なお、前記バランス位置におけるスラスト
力ＴP もしくはＴB は、下記式（１）および図７によっ
て表わされる。The thrust force T P or T B at the balance position is expressed by the following equation (1) and FIG.
【０００７】[0007]
【数１】 (Equation 1)
【０００８】ここで、Ｐ20′（第１項）およびＰ22′
（第２項）は、高圧側および低圧側バランス室２０、２
２における圧力（圧力分布積分値）をそれぞれ表す。そ
して、ｒB およびｒS は、回転バランスディスク１４の
外径および内径を、またｐ1 ′、ｐ2 ′およびｐ3 ′
は、位置Ｉ（高圧側バランス室２０の内径部）、II（絞
り１８の出口部）およびIII （低圧側バランス室２２の
外径部）における液圧をそれぞれ示す。Here, P 20 ′ (first term) and P 22 ′
(Second item) is the high-pressure side and low-pressure side balance chambers 20, 2
2 represents the pressure (integral pressure distribution value). R B and r S represent the outer and inner diameters of the rotating balance disk 14, and p 1 ′, p 2 ′ and p 3 ′
Indicates the fluid pressure at positions I (the inner diameter of the high-pressure side balance chamber 20), II (the outlet of the throttle 18), and III (the outer diameter of the low-pressure side balance chamber 22), respectively.
【０００９】[0009]
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、前記従
来のスラストバランス機構においては、以下に述べるよ
うに、なお改良すべき問題が残されていた。However, in the above-mentioned conventional thrust balance mechanism, there still remains a problem to be improved as described below.
【００１０】すなわち、一般に、多段ポンプにおいて
は、近来、特に高揚程かつ大容量であることが要求され
ている。そして、このため段数が増加して、ポンプスラ
スト力が増大することから、バランススラスト力の増大
が要求されている。しかるに、前記従来のスラストバラ
ンス機構においては、前記バランススラスト力の増大の
ためには特別の設計変更が必要とされ、このためコスト
を上昇すると共に、さらに摩擦損失（ポンプ動力）を増
大する等の欠点を有していた。That is, in general, a multi-stage pump has recently been required to have a particularly high head and large capacity. As a result, the number of stages increases and the pump thrust force increases, so that an increase in the balance thrust force is required. However, in the conventional thrust balance mechanism, a special design change is required in order to increase the balance thrust force, which increases the cost and further increases the friction loss (pump power). Had disadvantages.
【００１１】すなわち、前述した図６に示す構成におい
て、ポンプスラスト力ＴP が増大すると、回転バランス
ディスク１４とバランスシート１６とは、バランススラ
スト力ＴB を増大すべくその間１８の隙間ｇが縮小され
る。この場合、前記従来のスラストバランス機構におい
ては、例えば前述した高揚程かつ大容量ポンプにおい
て、比較的大流量かつ低揚程領域で運転されるような場
合に、前記隙間ｇが縮小され過ぎて前記回転バランスデ
ィスク１４およびバランスシート１６が接触しようとす
る不都合が発生する。このため、これを防止すべく、回
転バランスディスク１４の外径ｒB が増大するものであ
った。That is, in the configuration shown in FIG. 6 described above, when the pump thrust force T P increases, the gap g between the rotating balance disk 14 and the balance sheet 16 decreases between them in order to increase the balance thrust force T B. Is done. In this case, in the conventional thrust balance mechanism, for example, in the above-described high-head and large-capacity pump, when the pump is operated in a relatively large flow rate and a low-head region, the gap g is excessively reduced and the rotation is reduced. An inconvenience of the balance disk 14 and the balance sheet 16 trying to come into contact occurs. For this reason, in order to prevent this, times
The outer diameter r B of the rolling balance disk 14 was increased.
【００１２】しかるに、この防止策は、回転バランスデ
ィスク１４およびバランスシート１６等の各部品を含む
両バランス室２０、２２全体の構成を大形化（設計変
更）するものであるので、前述したように、コストを大
幅に上昇させると共に、さらにポンプ効率を低下させる
等の欠点を生じることは明らかである。なお、前記設計
変更において、回転バランスディスク等の各部品の大形
化には、実際上の限界があると共に、さらにこれら部品
は、本来はコストおよび製作の面から可及的小形に形成
されるべきものであることは勿論である。However, this preventive measure increases the size (design change) of the entire balance chambers 20 and 22 including the components such as the rotating balance disk 14 and the balance sheet 16 as described above. In addition, it is apparent that disadvantages such as a significant increase in cost and a further decrease in pump efficiency are caused. In the above-mentioned design change, there is a practical limit to increasing the size of each component such as the rotating balance disk, and these components are originally formed as small as possible in terms of cost and manufacturing. Of course, it should be.
【００１３】そこで、さらに結論的に説明すると、前述
のような難点は、前記従来のスラストバランス機構の有
する圧力発生機構の基本的欠陥（バランススラスト力の
不足）に起因するものである。そして、本発明は、この
圧力発生機構の欠陥を除去することにより、前記難点を
解決することを目的とするものである。そこで、まずこ
こで、前記圧力発生機構自体の構成および作動につき、
以下、一般的に説明する。Therefore, as a further conclusion, the above-mentioned difficulties result from a basic defect (insufficient balance thrust force) of the pressure generating mechanism of the conventional thrust balance mechanism. An object of the present invention is to solve the above-mentioned difficulty by removing the defect of the pressure generating mechanism. Therefore, here, first, regarding the configuration and operation of the pressure generating mechanism itself,
Hereinafter, a general description will be given.
【００１４】再び前述した図６において、一般的に両バ
ランス室２０、２２の隙間（スペース）Ｓ内には、回転
バランスディスク１４の回転に伴う液体旋回流が存在
し、そしてこの旋回流は回転バランスディスクの速度に
関連する強制渦運動と見做すことができる。従って、前
記旋回流に関しては、ｕ＝Ｋｒω（但し、ｕ：流体の周
速、ｒ：半径、ω：回転バランスディスク１４の角速
度、およびＫ：周速度比）の関係式と、Δｐ＝ρ／２＊
Ｋ2 （ｒ0 2 −ｒi 2 ）ω2 （但し、Δｐ：隙間Ｓにお
ける差圧、ρ：流体の密度、ｒ0 ：外側半径、およびｒ
i ：内側半径）の関係式とが成立する。[0014] In FIG 6 again described above, generally both balance chambers 20, 22 gap (space) within S, the liquid swirling flow caused by the rotation of the rotary <br/> balance disk 14 is present and the The swirling flow can be regarded as a forced vortex motion related to the speed of the rotating balance disk. Therefore, with respect to the swirling flow, a relational expression of u = Krω (where, u: peripheral velocity of fluid, r: radius, ω: angular velocity of the rotating balance disk 14 and K: peripheral velocity ratio), and Δp = ρ / 2 *
K 2 (r 0 2 -r i 2) ω 2 ( where, Delta] p: differential pressure in the gap S, [rho: the density of the fluid, r 0: outer radius, and r
i : inside radius).
【００１５】しかるに、前記周速度比Ｋは、隙間Ｓおよ
び外径ｒB の関数であり、そしてその値は、黒川らの研
究（例えば、日本機械学会論文集第３４６号、遠心形タ
ーボ機械の軸スラストに関する研究）等から、図示され
る高圧側バランス室２０程度の隙間Ｓに対しては、通常
０．５〜０．４程度であることが知られている。However, the peripheral speed ratio K is a function of the clearance S and the outer diameter r B , and its value is determined by the work of Kurokawa et al. (For example, Transactions of the Japan Society of Mechanical Engineers, No. 346, centrifugal turbomachinery). It is known from a study on an axial thrust) and the like that the clearance is usually about 0.5 to 0.4 for the gap S about the high-pressure side balance chamber 20 shown in the drawing.
【００１６】そこで、前記関係式および数値を考慮した
上で、再び前述した図７を検討すると、図において、先
ず両バランス室２０、２２で発生するバランススラスト
力ＴB の両成分、すなわち両圧力Ｐ20′（第１項積分
値）、Ｐ22′（第２項積分値）は、それぞれ両線分
Ｌ20′、Ｌ22′と、縦軸ｒ線との間に画定される両面積
Ｐ20′、Ｐ22′で表示されている。そして、前記バラン
ススラスト力ＴB は、高圧側バランス室圧力Ｐ20′が大
きい程、そして低圧側バランス室圧力Ｐ22′が小さい
程、大きくなることは自明である。なお、参照符号ｌ
は、回転バランスディスク１４およびシート１６の対向
面長さを示す。[0016] Therefore, in consideration of the relationship and number that, when considering Fig. 7 described above again, in the figure, both components of the balance thrust force T B generated first on both balance chambers 20 and 22, i.e. both the pressure P 20 ′ (first term integral value) and P 22 ′ (second term integral value) are respectively the two areas P defined between both line segments L 20 ′ and L 22 ′ and the vertical axis r line. 20 ', P 22' are displayed in. It is obvious that the balance thrust force T B increases as the high-pressure side balance chamber pressure P 20 ′ increases and as the low-pressure side balance chamber pressure P 22 ′ decreases. Note that reference numeral l
Indicates the length of the facing surface of the rotating balance disk 14 and the sheet 16.
【００１７】しかるに、前記従来のスラストバランス機
構においては、前記関係、すなわちバランススラスト力
を大きくする関係が、圧力発生機構の欠陥のために、十
分に達成されるようには構成されていない。すなわち、
言い換えれば、高圧側バランス室の圧力Ｐ20′が比較的
小さくなり、一方低圧側バランス室の圧力Ｐ22′は比較
的大きくなるように構成されている。なお、このこと
は、図７からも明らかなように、線分Ｌ20′は、液圧ｐ
1 ′から液圧ｐ2 ′へ向け急傾斜しており（前述した周
速度比Ｋの値が０．５〜０．４程度に設定されているこ
とを意味する）、一方線分Ｌ22′は液圧ｐ2 ′から液圧
ｐ3 ′へ向け、ほぼ垂直に移行している（周速度比Ｋの
値がほぼ０に設定されていることを意味する）ことに係
わる。そして、このことは、さらに高圧側バランス室２
０内では比較的高速の旋回流のために、液圧（静圧）が
急激に降下し、一方低圧側バランス室２２内では旋回流
が比較的低速であるので、液圧（静圧）が良好に保存さ
れることに係わるものであることは、容易に理解される
ところである。However, in the conventional thrust balance mechanism, the above-mentioned relation, that is, the relation for increasing the balance thrust force, is not configured to be sufficiently achieved due to a defect of the pressure generating mechanism. That is,
In other words, the pressure P 20 ′ in the high-pressure balance chamber is relatively small, while the pressure P 22 ′ in the low-pressure balance chamber is relatively large. Note that, as is clear from FIG. 7, the line segment L 20 ′ is
Has steep toward 'from the hydraulic p 2' 1 to (value of the above-mentioned peripheral speed ratio K is meant that it is set to about 0.5 to 0.4), whereas the line segment L 22 ' Is related to the fact that the pressure changes substantially vertically from the hydraulic pressure p 2 ′ to the hydraulic pressure p 3 ′ (meaning that the value of the peripheral speed ratio K is set to almost 0). And this is further confirmed by the high pressure side balance chamber 2.
In 0, the hydraulic pressure (static pressure) drops sharply due to the relatively high-speed swirling flow, while in the low-pressure side balance chamber 22, the swirling flow is relatively low, so that the hydraulic pressure (static pressure) increases. It is easily understood that this is related to good storage.
【００１８】このように、前記従来のスラストバランス
機構においては、特に高揚程かつ大容量の多段ポンプに
おいて、バランススラスト力が不足することから、規格
標準製品に対する大形化設計変更が必要となる。このた
め、コストが上昇すると共に、さらに摩擦損失（ポンプ
動力）を増大する等の難点がある。As described above, in the conventional thrust balance mechanism, particularly in a high-lift and large-capacity multi-stage pump, the balance thrust force is insufficient. Therefore, there are disadvantages such as an increase in cost and an increase in friction loss (pump power).
【００１９】そこで、本発明の目的は、バランススラス
ト力を向上することにより、特に高揚程かつ大容量の多
段ポンプに対しても、規格標準製品を大幅に変更するこ
となく、そのまま適用することができるスラストバラン
ス機構を提供することにある。Therefore, an object of the present invention is to improve the balance thrust force so that it can be applied to a multi-stage pump having a high head and a large capacity without significantly changing the standard product. It is to provide a thrust balance mechanism that can be used.
【００２０】[0020]
【課題を解決するための手段】先の目的を達成するため
に、本発明に係るスラストバランス機構は、最終段イン
ペラからの吐出側高圧液を、固定壁部の間に回転バラン
スディスクおよびディスクシート絞り隙間を介して区画
した高圧側および低圧側バランス室を通して、吸込み側
低圧液へバイパスするスラストバランス機構において、
高圧側バランス室の固定壁に液体旋回を抑制する抑制部
および低圧側バランス室の回転バランスディスクに液体
旋回を促進する促進部を設けることを特徴とする。In order to achieve the above object, a thrust balance mechanism according to the present invention uses a rotating balance disk and a disk sheet between a fixed wall portion and a discharge side high pressure liquid from a final stage impeller. In a thrust balance mechanism that bypasses to the suction-side low-pressure liquid through the high-pressure side and the low-pressure side balance chamber partitioned through the throttle gap,
Suppression section that suppresses liquid swirl on the fixed wall of the high-pressure side balance chamber
Further, the rotating balance disk of the low-pressure side balance chamber is provided with an accelerating portion for accelerating the swirling of the liquid.
【００２１】この場合、抑制部および促進部は、それぞ
れ固定壁および回転バランスディスクに設けた放射状の
凸条および／もしくは凹条から構成することができる。In this case, the restraining portion and the promoting portion can be constituted by radial ridges and / or recesses provided on the fixed wall and the rotating balance disk, respectively.
【００２２】[0022]
【作用】本発明においては、高圧側バランス室内では、
旋回流が抑制部で抑制されることにより、液圧（静圧）
が良好に保存される。一方、低圧側バランス室内では、
旋回流が促進部で加速されることにより、液圧（静圧）
が急激に降下する。従って、本発明によれば、高圧側バ
ランス室圧力は増大し、一方低圧側バランス室圧力は減
少するので、バランススラスト力が増大することは明ら
かである。そして、これにより、特に高揚程かつ大容量
の多段ポンプに対しても、規格標準製品を大幅に変更す
ることなく、そのまま適用することが可能となる。According to the present invention, in the high pressure side balance chamber,
Hydraulic pressure (static pressure) due to the swirling flow being suppressed by the suppression unit
Is well preserved. On the other hand, in the low pressure side balance chamber,
Hydraulic pressure (static pressure) by the swirling flow being accelerated by the acceleration unit
Falls sharply. Thus, according to the present invention, it is clear that the balance thrust force increases because the high pressure side balance chamber pressure increases while the low pressure side balance chamber pressure decreases. This makes it possible to apply the standard standard product to a multi-stage pump having a high head and a large capacity without any significant change.
【００２３】次に、本発明に係るスラストバランス機構
の実施例につき、図１乃至図５を参照しながら以下詳細
に説明する。なお、説明の便宜上、図６および図７に示
す従来の構造と同一の構成部分には同一の参照符号を付
し、詳細な説明は省略する。[0023] Next, a embodiment of a thrust balance mechanism according to the present invention will be described in detail with reference to FIGS. For convenience of description, the same components as those of the conventional structure shown in FIGS. 6 and 7 are denoted by the same reference numerals, and detailed description is omitted.
【００２４】図１において、先ず、本発明に係るスラス
トバランス機構の全体的構成は、前記従来の構成（図
６）と基本的に同一である。従って、重複するが、再び
簡単に説明すると、スラストバランス機構は、最終段イ
ンペラ１０からの吐出側高圧液を、固定壁部１２の間に
回転バランスディスク１４およびこのディスク１４とバ
ランスシート１６間の絞り１８（隙間ｇ）を介して区画
される高圧側バランス室２０および低圧側バランス室２
２を通して、吸込み側低圧液へバイパスすることによ
り、前記絞り１８における圧力降下を介して両バランス
室２０、２２の間に発生するバランススラスト力（ポン
プスラスト保持力）ＴB が、ポンプスラスト力ＴP にバ
ランスするよう構成されている。なお、前記スラスト力
ＴP 、ＴB は、前記従来技術の場合と同様に、すなわち
前記式（１）および図７に対応する下記式（２）および
図２によって表わされる。In FIG. 1, first, the overall configuration of the thrust balance mechanism according to the present invention is basically the same as the conventional configuration (FIG. 6). Accordingly, although briefly described, the thrust balance mechanism again applies the high-pressure liquid on the discharge side from the final-stage impeller 10 between the fixed wall portion 12 and the rotating balance disk 14 and between the disk 14 and the balance sheet 16. High-pressure-side balance chamber 20 and low-pressure-side balance chamber 2 partitioned via a throttle 18 (gap g)
2, the balance thrust force (pump thrust holding force) T B generated between the balance chambers 20 and 22 through the pressure drop at the throttle 18 is reduced by the pump thrust force T B. It is configured to balance P. The thrust forces T P and T B are expressed in the same manner as in the prior art, that is, by the following equation (2) and FIG. 2 corresponding to the equation (1) and FIG.
【００２５】[0025]
【数２】 (Equation 2)
【００２６】なお、ここで、各参照符号は、Ｐ20（第１
項）およびＰ22（第２項）は高圧側および低圧側バラン
ス室２０、２２における圧力（圧力分布積分値）、ｒB
およびｒS は回転バランスディスク１４の外径および内
径、ｐ1 、ｐ2 およびｐ3 は位置Ｉ（高圧側バランス室
２０の内径部）、II（絞り１８の出口部）およびIII
（低圧側バランス室２２の外径部）における液圧をそれ
ぞれ示すことは明らかである。Here, each reference symbol is P 20 (first
Term) and P 22 (second term) are the pressure (integrated pressure distribution) in the high-pressure side and low-pressure side balance chambers 20 and 22, r B
And r s are the outer and inner diameters of the rotary balance disk 14, p 1 , p 2 and p 3 are the positions I (the inner diameter of the high-pressure balance chamber 20), II (the outlet of the throttle 18) and III
It is clear that the hydraulic pressures at the (outer diameter portion of the low-pressure side balance chamber 22) are respectively shown.
【００２７】しかるに、本実施例においては、前記構成
において、高圧側バランス室２０の固定壁１２には、バ
ランス室隙間Ｓ20内スペースの液体旋回を抑制する抑制
部３０を設ける。一方、低圧側バランス室２２の回転バ
ランスディスク１４には、バランス室隙間Ｓ22内スペー
スの液体旋回を促進する促進部３２を設ける。そして、
この場合、前記隙間Ｓ20、Ｓ22は、両隙間とも回転バラ
ンスディスク１４の回転に影響される程度の比較的小さ
い寸法に設定する。なお、前記抑制部３０は、例えば固
定壁１２に放射状に設けた凸条３０ａ〔図３の（ａ）、
（ｂ）参照〕、あるいは凹条３０ｂ〔図４の（ａ）、
（ｂ）参照〕から構成することができる。また、促進部
３２は、例えば回転バランスディスク１４に同じく放射
状に設けた凸条３２ａ〔図５の（ａ）、（ｂ）参照〕に
より構成することができる。[0027] However, in the present embodiment, in the configuration, the fixed wall 12 of the high pressure side balance chamber 20 is provided with a suppressor for suppressing section 30 a fluid whirl balance chamber gap S 20 space. On the other hand, the rotational balance disk 14 of the low pressure side balance chamber 22, providing the promoting portion 32 that promotes fluid whirl of balance chamber gap S 22 space. And
In this case, the gap S 20, S 22 is set to a relatively small size enough to be affected by the rotation of the rotary rose <br/> Nsu disk 14 both gaps. In addition, the suppressing portion 30 is, for example, a ridge 30a radially provided on the fixed wall 12 [(a) of FIG.
(B)] or the concave stripe 30b [(a) of FIG.
(B)]. Further, the promoting portion 32 can be constituted by, for example, convex ridges 32a (see FIGS. 5A and 5B) which are also provided radially on the rotating balance disk 14.
【００２８】従って、本実施例においては図２に示され
るように、両バランス室２０、２２で発生するバランス
スラスト力ＴB の両成分Ｐ20、Ｐ22は、前記従来技術の
場合と同様に、両線分Ｌ20、Ｌ2222で画定される。しか
るに、この両線分Ｌ20、Ｌ22は、両隙間Ｓ20、Ｓ22内の
旋回流体の周速度比Ｋの値が、高圧側バランス室２０で
はほぼ０になるように設定され、一方低圧側バランス室
２２ではほぼ１になるように設定されていることから、
前者の線分Ｌ20は、液圧ｐ1 ′から液圧ｐ2 ′へ向け、
ほぼ垂直に移行する。一方、後者の線分Ｌ22′は、液圧
ｐ2 ′から液圧ｐ3 ′へ向け、急傾斜している。すなわ
ち、高圧側バランス室２０内では、旋回流が低速に抑制
されて液圧（静圧）が保存され、一方低圧側バランス室
２２内では、旋回流が高速に促進されて液圧（静圧）が
消滅している。Therefore, in the present embodiment, as shown in FIG.
In so that both components P 20, P 22 of the balancing thrust force T B generated by both balance chambers 20 and 22, as in the case of the prior art is defined by both the line L 20, L 22 22 . However, the two line segments L 20 and L 22 are set such that the value of the peripheral speed ratio K of the swirling fluid in both the gaps S 20 and S 22 becomes substantially zero in the high-pressure side balance chamber 20, while the low pressure Since it is set to be approximately 1 in the side balance chamber 22,
The former line L 20 is directed 'to the hydraulic p 2' hydraulic p 1 to,
Migrate almost vertically. On the other hand, the latter line segment L 22 'is a hydraulic p 2' direction from the hydraulic p 3 ', are steep. That is, in the high-pressure side balance chamber 20, the swirling flow is suppressed to a low speed, and the hydraulic pressure (static pressure) is preserved. ) Has disappeared.
【００２９】従って、前記従来技術と比較して（点線で
示されている線分Ｌ20′、Ｌ22′を参照）、高圧側バラ
ンス室圧力Ｐ20が増大しかつ低圧側バランス室圧力Ｐ22
は減少するので、バランススラスト力ＴB が増大する。
ここで、上記抑制部としての図３（ａ）、（ｂ）におけ
る凸条３０ａおよび図４（ａ）、（ｂ）における凹条３
０ｂ、ならびに促進部としての図５（ａ）、（ｂ）にお
ける凸条３２の各作用をより具体的に説明する。上記抑
制部として凸条３０ａとした場合、高圧側バランス室２
０での回転バランスディスク１４と固定壁１２との隙間
にある流体は、回転バランスディスク１４に引きずられ
旋回流となる。そしてこの旋回流が発生すると、その速
度に流体のエネルギーが移るため圧力は降下する。即
ち 、 前記隙間において旋回流が早くなると圧力は降下
し、旋回流が遅くなると圧力は上昇する関係にある。従
って、固定壁１２の側に凸条３０ａがあると、流れに凸
があるため、その流れが凸にぶつかり、流れが遅くな
る。それ故、旋回流が遅くなり、隙間での圧力が上昇
し、その圧力上昇によってバランススラスト力Ｔ B が増
加することとなる。また、上記抑制部として凹条３０ｂ
とした場合、固定壁１２の側にある凹みの中の流体は、
旋回成分を持たない流れである。高圧側バランス室２０
での回転バランスディスク１４と固定壁１２との隙間に
ある流体は、回転バランスディスク１４に引きずられ旋
回流となる。この圧力バランスは、中心部が低く外周部
が高い状態となる。凹み部での圧力バランスも中心部が
低く外周部が高くなる。この圧力差により凹み部では外
周部から中心部に向かう流れが生じる。この流れが、前
記隙間部分の旋回流へ流れ込むため旋回流の流れを遅く
するよう作用する。従って、旋回流が遅くなり、前記隙
間での圧力が上昇し、この圧力上昇によってバランスス
ラスト力Ｔ B が増加することとなる。一方、促進部とし
て図５の凸条３２とした場合は、回転バランスディスク
１４の背面即ち 、 低圧側バランス室２２に凸があるため
インペラのように作用して、旋回流が早くなる。そして
旋回流が早くなることにより、低圧側バランス室２２で
の回転バランスディスク１４と固定壁１２との隙間にあ
る流体はその速度に流体のエネルギーが移るため圧力は
より降下する。即ち、回転バランスディスク１４の背面
の圧力が降下するのでバランススラスト力ＴB が増加す
ることとなる。なお、前記バランススラスト力ＴB の増
大は、実験的結果から、同一径の回転バランスディスク
１４において、約１．５倍に達することが確認されてい
る。 Accordingly, as compared with the prior art (see the line segments L 20 ′ and L 22 ′ shown by dotted lines), the high-pressure side balance chamber pressure P 20 increases and the low-pressure side balance chamber pressure P 22
Decreases, the balance thrust force T B increases.
Here, in FIGS. 3 (a) and 3 (b) as the suppression unit,
Ridge 30a and concave ridge 3 in FIGS. 4 (a) and 4 (b)
0b, and FIGS. 5 (a) and 5 (b)
Each action of the ridges 32 will be described more specifically. Above
When the convex portion 30a is used as the control portion, the high pressure side balance chamber 2
Clearance between rotating balance disk 14 and fixed wall 12 at zero
Fluid is dragged by the rotating balance disc 14
It becomes a swirling flow. And when this swirling flow occurs, its speed
Each time the fluid energy is transferred, the pressure drops. Immediately
Chi, quickly becomes the pressure is swirling flow in the gap drops
However, the pressure increases as the swirling flow slows down. Obedience
Therefore, if there is a ridge 30a on the fixed wall 12 side,
Because of that, the flow hits convex, the flow is slow
You. Therefore, the swirling flow becomes slow and the pressure in the gap rises
And, increasing balanced thrust T B by the pressure rise
Will be added. In addition, the concave stripe 30b is used as the suppressing part.
In this case, the fluid in the recess on the side of the fixed wall 12 is
The flow has no swirl component. High pressure side balance room 20
The gap between the rotating balance disk 14 and the fixed wall 12
Some fluid is dragged by the rotating balance disk 14 and swirled.
It becomes a diversion. This pressure balance is low at the center and
Is high. The center of the pressure balance in the recess
Lower and higher at the outer periphery. Due to this pressure difference,
A flow from the periphery toward the center occurs. This flow is before
Slow down the swirl flow to flow into the swirl flow in the gap
Act to Therefore, the swirling flow becomes slow, and the gap
Pressure increases, and this pressure increase causes balance
So that the last force T B increases. Meanwhile, the promotion department
5, the rotating balance disc is used.
14 because there is a protrusion on the back surface, that is , the low-pressure side balance chamber 22.
Acting like an impeller, the swirling flow becomes faster. And
As the swirling flow becomes faster, the low pressure side balance chamber 22
In the gap between the rotating balance disc 14 and the fixed wall 12
The pressure of a flowing fluid is
Descend more. That is, since the pressure on the back surface of the rotating balance disk 14 decreases, the balance thrust force T B increases. The increase in the balance thrust force T B has been confirmed by experimental results to be about 1.5 times in the rotating balance disk 14 having the same diameter.
【００３０】このように、本実施例によれば、同一径の
回転バランスディスクを用いてバランススラスト力を大
幅に向上することができるので、特に高揚程かつ大容量
の多段ポンプに対しても、規格標準製品を大幅に変更す
ることなく、そのまま適用することが可能となる。従っ
て、高揚程かつ大容量多段ポンプ用の高効率スラストバ
ランス機構を安価に提供することができる。As described above , according to the present embodiment , the same diameter
The balance thrust force can be greatly improved by using a rotating balance disk, so it can be applied to high-lift, large-capacity multi-stage pumps without any significant changes to standard products. Becomes Therefore, a high-efficiency thrust balance mechanism for a high-lift, large-capacity multi-stage pump can be provided at low cost.
【００３１】以上、本発明の好適な実施例について説明
したが、本発明は前記実施例に限定されることなく、そ
の精神を逸脱しない範囲内において多くの設計変更が可
能である。The preferred embodiment of the present invention has been described above. However, the present invention is not limited to the above-described embodiment, and many design changes can be made without departing from the spirit of the present invention.
【００３２】[0032]
【発明の効果】以上説明したように、本発明に係るスラ
ストバランス機構は、最終段インペラからの吐出側高圧
液を、固定壁部の間に回転バランスディスクおよびディ
スクシート絞り隙間を介して区画した高圧側および低圧
側バランス室を通して、吸込み側低圧液へバイパスする
スラストバランス機構において、高圧側バランス室の固
定壁に液体旋回を抑制する抑制部および低圧側バランス
室の回転バランスディスクに液体旋回を促進する促進部
を設ける構成としたことにより、高圧側バランス室内で
は旋回流が低速に抑制されて液圧（静圧）が保存され、
一方低圧側バランス室内では旋回流が高速に加速されて
液圧（静圧）が消滅する。そして、この結果、高圧側バ
ランス室圧力は増大しかつ低圧側バランス室圧力は減少
するので、バランススラスト力が増大される。As described above, in the thrust balance mechanism according to the present invention, the high-pressure liquid on the discharge side from the final-stage impeller is partitioned between the fixed walls by the rotating balance disk and the disk sheet throttle gap. through the high-pressure side and low pressure side balance chamber, the thrust balancing mechanism for bypassing the suction side low pressure liquid, promote liquid swivel to a fixed wall of the high pressure side balance chamber to the rotation balance discs suppressor for suppressing section fluid swivel and the low pressure side balance chamber In the high-pressure-side balance chamber, the swirling flow is suppressed to a low speed, and the hydraulic pressure (static pressure) is preserved.
On the other hand, in the low pressure side balance chamber, the swirling flow is accelerated at a high speed, and the hydraulic pressure (static pressure) disappears. As a result, the high-pressure side balance chamber pressure increases and the low-pressure side balance chamber pressure decreases, so that the balance thrust force is increased.
【００３３】従って、本発明によれば、特に高揚程かつ
大容量の多段ポンプに対しても、規格標準製品を大幅に
変更することなく、そのまま適用することが可能とな
る。すなわち、高揚程かつ大容量多段ポンプ用の高効率
スラストバランス機構でも安価に提供することができ
る。Therefore, according to the present invention, it is possible to apply the present invention to a multi-stage pump having a high head and a large capacity without significantly changing a standard product. That is, a high-efficiency thrust balance mechanism for a high-lift, large-capacity multi-stage pump can be provided at low cost.
【図１】本発明に係るスラストバランス機構の一実施例
を示す要部の軸方向縦断面図である。FIG. 1 is an axial longitudinal sectional view of a main part showing one embodiment of a thrust balance mechanism according to the present invention.
【図２】図１に示すスラストバランス機構によって達成
されるバランススラスト力を説明する半径−液圧線図で
ある。FIG. 2 is a radius-hydraulic diagram illustrating a balance thrust force achieved by the thrust balance mechanism shown in FIG. 1;
【図３】図１に示すスラストバランス機構の高圧側バラ
ンス室固定壁に適用される抑制部（凸条）の一実施例を
示すもので、（ａ）は軸方向から見た抑制部（凸条）の
平面図、（ｂ）は（ａ）における側面断面図である。[Figure 3] shows suppression section applied to the high pressure side balance chamber fixed wall of the thrust balance mechanism shown in Figure 1 an embodiment of a (ridges), (a) suppression portion (convex as viewed from the axial direction <br/> plan view of Article) is a side cross-sectional view in (b) is (a).
【図４】図１に示すスラストバランス機構の高圧側バラ
ンス室固定壁に適用される抑制部（凹条）の一実施例を
示すもので、（ａ）は軸方向から見た抑制部（凸条）の
平面図、（ｂ）は（ａ）における側面断面図である。[4] shows suppression section applied to the high pressure side balance chamber fixed wall of the thrust balance mechanism shown in Figure 1 an embodiment of a (concave), (a) suppression portion (convex as viewed from the axial direction <br/> plan view of Article) is a side cross-sectional view in (b) is (a).
【図５】図１に示すスラストバランス機構の低圧側バラ
ンス室バランスディスクに適用される促進部（凸条）の
一実施例を示すもので、（ａ）は軸方向から見た抑制部
（凸条）の平面図、（ｂ）は（ａ）における側面断面図
である。[5] shows promotion section applied to the low-pressure balance chamber balance disk of the thrust balance mechanism shown in Figure 1 an embodiment of a (ridges), (a) suppression unit as viewed in the axial direction
FIG. 3B is a plan view of a (ridge), and FIG.
【図６】従来のスラストバランス機構を示す要部の軸方
向縦断面図である。FIG. 6 is an axial view of a main part showing a conventional thrust balance mechanism.
FIG .
【図７】図６に示すスラストバランス機構によって達成
されるバランススラスト力を説明する半径−液圧線図で
ある。FIG. 7 is a radius-hydraulic diagram illustrating a balance thrust force achieved by the thrust balance mechanism shown in FIG. 6;
１０ 最終段インペラ １２ 固定壁 １４ 回転バランスディスク １６ バランスシート １８ 絞り ２０ 高圧側バランス室 ２２ 低圧側バランス室 ２４ 軸 ３０、３０ａ、３０ｂ 抑制部 ３２ 促進部Reference Signs List 10 Last-stage impeller 12 Fixed wall 14 Rotating balance disk 16 Balance sheet 18 Restrictor 20 High-pressure-side balance chamber 22 Low-pressure-side balance chamber 24 Shaft 30, 30a, 30b Suppression unit 32 Promotion unit
Claims (2)
固定壁部の間に回転バランスディスクおよびディスクシ
ート絞り隙間を介して区画した高圧側および低圧側バラ
ンス室を通して、吸込み側低圧液へバイパスするスラス
トバランス機構において、 高圧側バランス室の固定壁に液体旋回を抑制するための
抑制部および低圧側バランス室の回転バランスディスク
に液体旋回を促進する促進部を設けることを特徴とする
スラストバランス機構。1. A high-pressure liquid on a discharge side from a final-stage impeller,
In the thrust balance mechanism that bypasses to the suction-side low-pressure liquid through the high-pressure side and low-pressure side balance chambers separated by the rotating balance disk and the disk sheet throttle gap between the fixed walls, the liquid swirls to the fixed wall of the high-pressure side balance chamber A thrust balance mechanism comprising: a suppression unit for suppressing the pressure; and an acceleration unit for accelerating the liquid swirl provided on the rotating balance disk of the low-pressure side balance chamber.
および回転バランスディスクに設けた放射状の凸条およ
び／もしくは凹条からなる請求項１記載のスラストバラ
ンス機構。2. The thrust balance mechanism according to claim 1, wherein the restraining portion and the promoting portion comprise radial convex and / or concave ridges provided on the fixed wall and the rotating balance disk, respectively.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP18371093A JP3380297B2 (en) | 1993-07-26 | 1993-07-26 | Thrust balance mechanism |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP18371093A JP3380297B2 (en) | 1993-07-26 | 1993-07-26 | Thrust balance mechanism |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0735090A JPH0735090A (en) | 1995-02-03 |
| JP3380297B2 true JP3380297B2 (en) | 2003-02-24 |
Family
ID=16140610
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP18371093A Expired - Fee Related JP3380297B2 (en) | 1993-07-26 | 1993-07-26 | Thrust balance mechanism |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3380297B2 (en) |
Families Citing this family (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR970001995A (en) * | 1995-06-29 | 1997-01-24 | 배순훈 | Hot Water Circulation Pump |
| JP3537349B2 (en) | 1998-04-20 | 2004-06-14 | 日機装株式会社 | Thrust balance device |
| CN100368689C (en) * | 2004-09-16 | 2008-02-13 | 北京化工大学 | Differential thrust balance device for rotary fluid machinery |
| JP5582802B2 (en) * | 2010-01-27 | 2014-09-03 | 三菱重工業株式会社 | Fluid flow structure |
-
1993
- 1993-07-26 JP JP18371093A patent/JP3380297B2/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0735090A (en) | 1995-02-03 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US6129507A (en) | Method and device for reducing axial thrust in rotary machines and a centrifugal pump using same | |
| US7338255B2 (en) | Turbo-type fluid machine and a stepped seal apparatus to be used therein | |
| US3160108A (en) | Thrust carrying arrangement for fluid handling machines | |
| US5591016A (en) | Multistage canned motor pump having a thrust balancing disk | |
| US4826394A (en) | Vacuum pump | |
| JP3537349B2 (en) | Thrust balance device | |
| CA2521506C (en) | Pump impeller | |
| US4449888A (en) | Free spool inducer pump | |
| JP6049385B2 (en) | Centrifugal compressor | |
| JPH086711B2 (en) | Centrifugal compressor | |
| US3868196A (en) | Centrifugal compressor with rotating vaneless diffuser powered by leakage flow | |
| US5062766A (en) | Turbo compressor | |
| JP3380297B2 (en) | Thrust balance mechanism | |
| JP6793254B2 (en) | High efficiency double suction impeller | |
| US4898526A (en) | Vane pump with axial inlet and peripheral tangential outlet | |
| KR20080029764A (en) | Pump comprising an axial balancing system | |
| US3112708A (en) | Rotary pump | |
| JPH0226077B2 (en) | ||
| JPH1182364A (en) | Multistage centrifugal pump | |
| JPH01318790A (en) | Flashing vane of multistage pump | |
| JP2501275Y2 (en) | Jegbaan type vacuum pump | |
| US4068975A (en) | Fluid pressurizer | |
| JP2672034B2 (en) | Bearing structure of multi-stage submerged pump | |
| CN101649839A (en) | Deep-well centrifugal pump with two thrust bearing pairs on each impeller | |
| JP2003184787A (en) | Centrifugal motor pump |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (prs date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111213 Year of fee payment: 9 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (prs date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20121213 Year of fee payment: 10 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |