JPH03213495A - Water jet pusher - Google Patents
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- JPH03213495A JPH03213495A JP682290A JP682290A JPH03213495A JP H03213495 A JPH03213495 A JP H03213495A JP 682290 A JP682290 A JP 682290A JP 682290 A JP682290 A JP 682290A JP H03213495 A JPH03213495 A JP H03213495A
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- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B63—SHIPS OR OTHER WATERBORNE VESSELS; RELATED EQUIPMENT
- B63H—MARINE PROPULSION OR STEERING
- B63H11/00—Marine propulsion by water jets
- B63H11/02—Marine propulsion by water jets the propulsive medium being ambient water
- B63H11/10—Marine propulsion by water jets the propulsive medium being ambient water having means for deflecting jet or influencing cross-section thereof
- B63H11/103—Marine propulsion by water jets the propulsive medium being ambient water having means for deflecting jet or influencing cross-section thereof having means to increase efficiency of propulsive fluid, e.g. discharge pipe provided with means to improve the fluid flow
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- B63H11/08—Marine propulsion by water jets the propulsive medium being ambient water by means of pumps of rotary type
- B63H2011/081—Marine propulsion by water jets the propulsive medium being ambient water by means of pumps of rotary type with axial flow, i.e. the axis of rotation being parallel to the flow direction
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】 （発明の目的〕 （産業上の利用分野） この発明は、高速船艇の推進機と して利用さ れるウォータジェット推進機に関する。[Detailed description of the invention] (Purpose of the invention) (Industrial application field) This invention is a propulsion device for high-speed boats. and used Regarding water jet propulsion machines.
（従来の技術）
ウォータジェット推進機は、第１０図に示すように、船
底１から吸い込んだ水を駆動軸にょって駆動されるポン
プ羽根車３によって加圧し、デイフユーザ４の案内ベー
ン５で整流した後、ノズル７から高速のジェット流とし
て大気中へ噴射して推力を得るものである。ウォータジ
ェット推進機は、一般のプロペラ推進機に比較して高速
時のキャビテーション性能に優れており、高速船艇の推
進機として適している。ウォータジェット推進機の特性
は、流量Ｑ （ｆｆｌ／ｍ１ｎ） 、全揚程Ｈ（ｍ）、
船速ｖ （ｍ／ｓ）、ジェット流速ｖ、（ｍ／ｓ）Ｓ
ｊ、推力
Ｔ（ｋｇｆ）、ポンプ軸入力Ｐ（ｐｓ）、水の比重量γ
（ｋｇｆ／ｄ）、ノズル効率η 、インレット効率ηｊ
１ポンプ効率η２、ジェット効率ηｊ１推進効率η、と
すると、次の関係式で示される。(Prior Art) As shown in FIG. 10, a water jet propulsion machine pressurizes water sucked in from the bottom 1 of a ship using a pump impeller 3 driven by a drive shaft, and rectifies the water using guide vanes 5 of a differential user 4. After that, it is injected into the atmosphere from the nozzle 7 as a high-speed jet stream to obtain thrust. Water jet propulsion machines have superior cavitation performance at high speeds compared to general propeller propulsion machines, and are suitable as propulsion machines for high-speed ships. The characteristics of a water jet propulsion machine are: flow rate Q (ffl/m1n), total head H (m),
Ship speed v (m/s), jet flow speed v, (m/s) S
j, thrust T (kgf), pump shaft input P (ps), specific weight of water γ
(kgf/d), nozzle efficiency η, inlet efficiency ηj
1 pump efficiency η2, jet efficiency ηj1 propulsion efficiency η, the following relational expression is given.
ここでにはジェット流速比を示し、に＝ｖｉ／Ｖ であ
る。The jet flow velocity ratio is shown here, and is = vi/V.
第８図は、上記式（３）によって求められるジェット効
率η、とジェット流速比に等の関係を示すグラフである
。図示のように、ジェット効率η、はあるジェット流速
比にで最高効率を示し、従来の高速船用推進機では、定
格航走時にジエ・ソト効率η、が最適となるよう設定さ
れている。したがって、停止時あるいは低船速時からフ
ル出力で加速する場合には、ジェット流速比にが大きく
なってジェット効率の低い領域で運転されることになる
ため、加速性能が好ましいものとはいえない。FIG. 8 is a graph showing the relationship between the jet efficiency η determined by the above equation (3) and the jet flow velocity ratio. As shown in the figure, the jet efficiency η shows the highest efficiency at a certain jet flow speed ratio, and in conventional high-speed boat propulsion systems, the jet efficiency η is set to be optimal during rated cruising. Therefore, when accelerating at full power from a halt or from a low ship speed, the jet flow speed ratio becomes large and the jet efficiency is low, resulting in unfavorable acceleration performance. .
上記欠点を解消するために、特公昭５５−２７６号公報
記載の発明が提案されている。その発明では、第１１図
に示すように、ノズル７内に弾性リング８を内蔵し、膨
張室９内の圧力の増減によってノズル７内の内面形状を
変え、ジェットの有効面積を変化させるものであり、低
速時にはＡｉｌ、高速時にはＡｌ１の状態にすることに
よって、低速時の加速性能を改善している。In order to eliminate the above-mentioned drawbacks, an invention described in Japanese Patent Publication No. 55-276 has been proposed. In that invention, as shown in FIG. 11, an elastic ring 8 is built into the nozzle 7, and the inner shape of the nozzle 7 is changed by increasing or decreasing the pressure in the expansion chamber 9, thereby changing the effective area of the jet. The acceleration performance at low speeds is improved by setting the state to Ail at low speeds and Al1 at high speeds.
（発明が解決しようとする課題）
ウォータジェット推進機のポンプ羽根車３の回転を一定
としてノズル７の有効面積を大きくした場合には、ポン
プ羽根車３の動作点が第２図のａ点からｂ点への如く大
流量側へ移動し、船速Ｖ に対する推力特性は第９図に
示すようにＴｉ２Ｂ
からＴｊ２のように変化して、低船速領域で大きな推力
が得られる。しかし、出カ一定の運転では、上述のよう
にポンプ羽根車３の動作点が大流量側へ移ることによっ
て、ポンプ効率η、が６点（第２図）へと移動して最高
効率よりも低下する。このため、第９図に示すＴｊ２の
推力が得られず、実際には推力特性Ｔ′ｊｐ、となって
しまい、ノズル７の有効面積が一定の場合の水力特性Ｔ
ｊｔと比較して推力を大きく増加させることができない
。(Problem to be Solved by the Invention) When the rotation of the pump impeller 3 of a water jet propulsion machine is kept constant and the effective area of the nozzle 7 is increased, the operating point of the pump impeller 3 changes from point a in FIG. As it moves toward the large flow rate side, such as to point b, the thrust characteristic with respect to the ship speed V changes from Ti2B to Tj2 as shown in FIG. 9, and a large thrust is obtained in the low ship speed region. However, in operation with a constant output, as the operating point of the pump impeller 3 shifts to the large flow rate side as described above, the pump efficiency η moves to point 6 (Fig. 2) and becomes lower than the maximum efficiency. descend. For this reason, the thrust of Tj2 shown in FIG.
It is not possible to greatly increase thrust compared to jt.
また、ポンプ羽根車３の必要ＮＰＳＨ（ＮｅｔＰｏｓｉ
ｔｉｖｅ Ｓｕｃ口ｏｎ ｈｅａｄ ；正味吸込水頭
）も、第２図の０点からｆ点へ移動して大流量側へ移り
大きくなるため、ポンプ羽根車３にキャビテーションが
発生するおそれがある。In addition, the required NPSH (NetPosi) of the pump impeller 3
The net suction head (net suction head) also moves from point 0 to point f in FIG.
この発明は、上記事情を考慮してなされたものであり、
低船速時の推力特性を向上させて推進効率を改善すると
共に、キャビテーションの発生を防止できるウォータジ
ェット推進機を提供することを目的とする。This invention was made in consideration of the above circumstances,
It is an object of the present invention to provide a water jet propulsion machine that can improve thrust characteristics at low ship speeds to improve propulsion efficiency and prevent the occurrence of cavitation.
（課題を解決するための手段）
この発明は吸込口を備えたダクト内に回転駆動されるポ
ンプ羽根車が配置され、このポンプ羽根車の後方にノズ
ルが配置されたウォータジェット推進機において、上記
ノズルの有効面積を変化させる可変ノズルと、上記ポン
プ羽根車のポンプ効率を大流量側へ移動可能とするポン
プ効率可変手段と、船速度に応じて上記可変ノズルおよ
びポンプ効率可変手段を作動制御する制御手段と、を有
することを特徴とすものである。(Means for Solving the Problems) The present invention provides a water jet propulsion machine in which a rotatably driven pump impeller is disposed in a duct having a suction port, and a nozzle is disposed behind the pump impeller. A variable nozzle that changes the effective area of the nozzle, a variable pump efficiency means that allows the pump efficiency of the pump impeller to be shifted to a larger flow rate side, and a variable nozzle and variable pump efficiency means that are controlled in accordance with the ship speed. It is characterized by having a control means.
（作用）
したがって、この発明に係るウォータジェット推進機に
よれば、低船速時には、ノズル有効面積が大きくなるよ
うに可変ノズルを制御して、ポンプ羽根車の動作点を大
流量側へ移動すると共に、ポンプ羽根車のポンプ効率が
大流量側へ移動するようにポンプ効率可変手段を制御し
て、ポンプ羽根車の動作点におけるポンプ効率を高く維
持する。(Function) Therefore, according to the water jet propulsion device according to the present invention, at low ship speeds, the variable nozzle is controlled so that the nozzle effective area becomes large, and the operating point of the pump impeller is moved to the high flow rate side. At the same time, the pump efficiency variable means is controlled so that the pump efficiency of the pump impeller moves toward the large flow rate side, thereby maintaining a high pump efficiency at the operating point of the pump impeller.
これらのことから、低船速時における推進特性を向上さ
せて、推進効率を改善することができる。For these reasons, the propulsion characteristics at low ship speeds can be improved and the propulsion efficiency can be improved.
また、ポンプ羽根車のポンプ効率を大流量側へ移動させ
ることにより、ポンプ羽根車の必要Ｎ５ＰＨも大流量側
へ移るため、ポンプ羽根車の動作点における必要ＮＰＳ
Ｈが減少し、キャビテーションの発生を防止できる。In addition, by shifting the pump efficiency of the pump impeller to the large flow rate side, the required N5PH of the pump impeller also shifts to the large flow rate side, so the required NPS at the operating point of the pump impeller
H is reduced, and cavitation can be prevented from occurring.
（実施例） 以下、この発明の実施例を図面に基づいて説明する。(Example) Embodiments of the present invention will be described below based on the drawings.
第１図はこの発明に係るウォータジェット推進機の第１
一実施例を示す断面図である。FIG. 1 shows a first diagram of a water jet propulsion device according to the present invention.
FIG. 3 is a cross-sectional view showing one embodiment.
船底に吸込口（図示せず）を備えたダクト１０内にポン
プ羽根車１１が配置され、このポンプ羽根車１１の後方
にデイフユーザ１２およびノズル１３がそれぞれ設置さ
れる。ポンプ羽根車１１は、駆動軸１−４によって回転
駆動され、吸込口から水を吸入し加圧する。A pump impeller 11 is disposed within a duct 10 having a suction port (not shown) at the bottom of the ship, and a differential user 12 and a nozzle 13 are respectively disposed behind the pump impeller 11. The pump impeller 11 is rotationally driven by the drive shaft 1-4, sucks in water from the suction port, and pressurizes the water.
デイフユーザ１２はデイフユーザハブ１５の周囲に複数
枚のデイフユーサベーン１６が配置されたものであり、
ポンプ羽根車１１により加圧された水を整流する。また
、ノズル１−３は、駆動軸１゜４にて整流された水をジ
ェット噴射して、船艇を推進させる。The differential user 12 includes a plurality of differential save vanes 16 arranged around a differential user hub 15.
The water pressurized by the pump impeller 11 is rectified. Further, the nozzle 1-3 jets water rectified by the drive shaft 1.degree. 4 to propel the boat.
さらに、このノズル１３は、移動ニードル１７がノズル
」３の軸方向に移動可能に設けられて、ノズル１３の有
効面積を変化させることができる可変ノズルである。デ
イフユーザハブ１５に油圧シリンダー８が形成され、こ
の油圧シリンダー８内に油圧ピストン１−９が収容され
、この油圧ピストン１９の先端に移動ニードル１−７が
固定される。Furthermore, this nozzle 13 is a variable nozzle in which a movable needle 17 is movable in the axial direction of the nozzle 13 so that the effective area of the nozzle 13 can be changed. A hydraulic cylinder 8 is formed in the differential user hub 15, a hydraulic piston 1-9 is accommodated in the hydraulic cylinder 8, and a movable needle 1-7 is fixed to the tip of the hydraulic piston 19.
デイフユーザハブ１５には油路２０，２１が形成される
。これらの油路２０および２１へ選択的に油圧が供給さ
れることにより、油圧ピストン１９が往復動し、移動ニ
ードル１７が移動して、ノズル１３の有効面積が変更さ
れる。Oil passages 20 and 21 are formed in the differential user hub 15. By selectively supplying hydraulic pressure to these oil passages 20 and 21, the hydraulic piston 19 reciprocates, the movable needle 17 moves, and the effective area of the nozzle 13 is changed.
ポンプ羽根車１１は、羽根車ハブ２２に複数枚の羽根車
ベーン２３が取り付けられたものであり、羽根車ハブ２
２の一端に駆動軸１４が固定され、他端に支持軸２４が
固定される。この支持軸２４により、ポンプ羽根車１１
がデイフユーザハブ１５に回転可能に支持される。上記
羽根車ベーン２３はその取付角度を変更し得るように取
り付けられ、この羽根車ベーン２３の取付角の変更によ
り、ポンプ効率η を変化させることができる。このた
め、この羽根車ベーン２３がポンプ効率可変手段として
機能する。The pump impeller 11 has a plurality of impeller vanes 23 attached to an impeller hub 22.
A drive shaft 14 is fixed to one end of 2, and a support shaft 24 is fixed to the other end. This support shaft 24 allows the pump impeller 11
is rotatably supported by the differential user hub 15. The impeller vane 23 is mounted so that its mounting angle can be changed, and by changing the mounting angle of the impeller vane 23, the pump efficiency η can be changed. Therefore, this impeller vane 23 functions as a pump efficiency variable means.
羽根車ベーン２３の取付角変更機構は、羽根車ハブ２２
内に設置され、油路２０および２１に連結された回転油
圧サーボ２５と、この回転油圧サーボ２５の作動により
軸を中心に正逆回転可能に配置される回転軸２６と、こ
の回転軸２６に固定され、回転軸２６の正逆回転により
揺動する揺動リンク２７と、羽根車ハブ２２に回転自在
に取り付けられ、一端に羽根車ベーン２３が固定される
と共に、揺動リンク２７が固定され、この揺動リンク２
７の揺動により回転して、羽根車ベーン２３の取付角を
変更するステム軸２８と、を有して構成される。したが
って、油路２０または２１へ選択的に油圧が供給される
ことにより、回転油圧サーボ２５が作動し、回転軸２６
、揺動リンク２７およびステム軸２８を介して羽根車ベ
ーン２３の取付角が変更される。The mounting angle changing mechanism of the impeller vane 23 is
A rotary hydraulic servo 25 installed inside the interior and connected to the oil passages 20 and 21, a rotary shaft 26 that is arranged to be rotatable in forward and backward directions around the axis by the operation of the rotary hydraulic servo 25, and A swing link 27 is fixed and swings by forward and reverse rotation of the rotating shaft 26, and a swing link 27 is rotatably attached to the impeller hub 22, with the impeller vane 23 fixed to one end, and the swing link 27 is fixed. , this swing link 2
7 and a stem shaft 28 that changes the mounting angle of the impeller vane 23. Therefore, by selectively supplying hydraulic pressure to the oil passage 20 or 21, the rotary hydraulic servo 25 is operated, and the rotary shaft 26
, the mounting angle of the impeller vane 23 is changed via the swing link 27 and the stem shaft 28.
油路２０および２１へ選択的に油圧を供給する制御手段
２９は、油圧制御装置３０、コントローラ３１、船速度
検出器３２、羽根車回転数検出器３３および油圧発生装
置３４を有して構成される。The control means 29 for selectively supplying hydraulic pressure to the oil passages 20 and 21 includes a hydraulic control device 30, a controller 31, a ship speed detector 32, an impeller rotation speed detector 33, and a hydraulic pressure generator 34. Ru.
コントローラ３１には、ポンプ羽根車１１の回転数およ
び船速度によって推進効率が最大となるノズル１３の有
効面積および羽根車ベーン２３の取付角が予め格納され
ている。The controller 31 stores in advance the effective area of the nozzle 13 and the mounting angle of the impeller vane 23 that maximize the propulsion efficiency depending on the rotation speed of the pump impeller 11 and the ship speed.
したがって、コントローラ３１は、船速度検出器３２お
よび羽根車回転数検出器３３から信号を入力して、上記
格納されたデータに基づき油圧制御装置３０を自動的に
制御し、油圧発生装置３４からの油圧の大小および方向
を制御する。油路２０へ最大油圧が供給されたときには
、移動ニードル１７がデイフユーザ−２側へ移動してノ
ズル１３の有効面積が最大となり、同時に回転油圧サー
ボ２５が作動して羽根車ベーン２３の取付角が最大とな
る。また、油路２１へ最大油圧が供給されたときには、
移動ニードル１７がジェットの噴射方向へ移動してノズ
ル１３の有効面積が最小となり、同時に回転油圧サーボ
２５が作動して、羽根車ベーン２３の取付角が最小とな
る。Therefore, the controller 31 inputs signals from the ship speed detector 32 and the impeller rotation speed detector 33, automatically controls the hydraulic control device 30 based on the stored data, and outputs signals from the hydraulic pressure generating device 34. Controls the magnitude and direction of hydraulic pressure. When the maximum oil pressure is supplied to the oil passage 20, the movable needle 17 moves toward the differential user 2 side, and the effective area of the nozzle 13 becomes maximum, and at the same time, the rotary hydraulic servo 25 operates to adjust the mounting angle of the impeller vane 23. Maximum. Furthermore, when the maximum oil pressure is supplied to the oil passage 21,
The movable needle 17 moves in the jet injection direction to minimize the effective area of the nozzle 13, and at the same time, the rotary hydraulic servo 25 operates to minimize the installation angle of the impeller vane 23.
上記コントローラ３１に格納されたデータを第２図およ
び第３図に基づいて説明する。The data stored in the controller 31 will be explained based on FIGS. 2 and 3.
ウォータジェット推進機のジェット効率η、は、」
第８図に示すように、ジェット流速比にによって変化し
、高速船艇では、最高速力時に最高ジェット効率点とな
るように、またはウォータジェット推進機の小型化の要
請から、最高速力時に最高ジェット効率点のジェット流
速比より多少大きくなるジェット流速比におけるジェッ
ト効率点となるようノズル有効面積が設定され、同時に
ポンプ羽根車１１−のポンプ効率η がその点で最大と
なるよう設計される。As shown in Figure 8, the jet efficiency η of a water jet propulsion machine changes depending on the jet flow velocity ratio. Due to the demand for downsizing, the nozzle effective area is set so that the jet efficiency point is at a jet flow speed ratio that is slightly larger than the jet flow speed ratio at the highest jet efficiency point at maximum speed, and at the same time, the pump efficiency η of the pump impeller 11- is set. It is designed to be maximum in that respect.
つまり、ウォータジェット推進機におけるポンプ羽根車
１．１の動作点は、略ノズル１３の有効面積によって決
まる。第２図に示すように、高速走行時には定格時の流
路抵抗曲線ＡとＱ−Ｈ曲線上の交点ａが動作点となるが
、低船速時にノズル有効面積を増加すると、流路抵抗が
減少して流路抵抗曲線Ｂとなり、動作点はａ点より大流
量側のｂ点へ移る。また、ポンプ羽根車１１の羽根車ベ
ーン２３の取付角を大きくすると、第２図の破線に示す
ようにＱ −Ｈ曲線は大流量側へ移動すると共に、ポン
プ効率の最高効率点も破線に示すように大流量側へ移動
する。したがって、ポンプ羽根車１１の動作点は、ノズ
ル有効面積を増加したとき、羽根車ベーン２３の取付角
が一定であるとｂ点であるが、同時に羽根車ベーン２３
の取付角も大きくすることによって０点に移る。そして
、この第２図の破線に示すように、この動作点Ｃにおけ
るポンプ効率が最高点になるので、このポンプ効率η、
とジェット効率ηｊとの積である推進効率が増加する。That is, the operating point of the pump impeller 1.1 in the waterjet propulsion machine is determined approximately by the effective area of the nozzle 13. As shown in Figure 2, when running at high speed, the operating point is the intersection point a on the rated flow path resistance curve A and the Q-H curve, but when the nozzle effective area is increased at low speeds, the flow path resistance increases. The flow path resistance curve B decreases, and the operating point moves from point a to point b, which is on the larger flow rate side. Furthermore, when the mounting angle of the impeller vane 23 of the pump impeller 11 is increased, the Q-H curve moves to the large flow rate side as shown by the broken line in FIG. 2, and the maximum efficiency point of the pump efficiency is also shown by the broken line. Move to the high flow side. Therefore, the operating point of the pump impeller 11 is point b when the nozzle effective area is increased and the mounting angle of the impeller vane 23 is constant;
By increasing the mounting angle of , the point moves to 0. As shown by the broken line in FIG. 2, the pump efficiency at this operating point C is the highest point, so this pump efficiency η,
The propulsion efficiency, which is the product of and jet efficiency ηj, increases.
次に、作用効果を説明する。Next, the effects will be explained.
船艇の停止または低速走行時には、制御手段２９のコン
トローラ３１の作用によって油路２ｏへ最大油圧が供給
され、これによりノズル１．３の移動ニードル１７がデ
イフユーザハブ１５内に収納される方向に移動され、大
きなノズル有効面積が確保される。と同時に、ポンプ羽
根車１１．の羽根車ベーン２３は、通常運転中の制御範
囲の最大取付角にセットされる。When the watercraft is stopped or running at low speed, the maximum hydraulic pressure is supplied to the oil passage 2o by the action of the controller 31 of the control means 29, thereby directing the moving needle 17 of the nozzle 1.3 in the direction in which it is housed in the differential user hub 15. This ensures a large effective nozzle area. At the same time, the pump impeller 11. The impeller vane 23 is set to the maximum angle within the control range during normal operation.
この状態から原動機の出力を上げて加速し、船速検出器
３２によって充分な船速となったことが１
検出されると、コントローラ３１が油圧制御装置３０に
よって油圧を油路２１側へ制御する。すると、ノズル１
３の移動ニードル１７がジェット噴射方向へ移動して、
ノズル有効面積が減少する。From this state, the output of the prime mover is increased to accelerate, and when the ship speed detector 32 detects that the ship has reached a sufficient speed, the controller 31 controls the hydraulic pressure to the oil path 21 side using the hydraulic control device 30. . Then, nozzle 1
The moving needle 17 of No. 3 moves in the jet injection direction,
The effective area of the nozzle is reduced.
と同時に、ポンプ羽根車１１の羽根車ベーン２３の取付
角が、予めセットされた小さな角度に設定される。At the same time, the mounting angle of the impeller vane 23 of the pump impeller 11 is set to a preset small angle.
第３図は第１図のウォータジェット推進機における推力
特性を示すグラフである。Ｏ−Ｒ線は、船体の抵抗およ
び船速の関係を示し、推力特性曲線と抵抗曲線との差は
加速余裕を示す。FIG. 3 is a graph showing the thrust characteristics of the water jet propulsion machine shown in FIG. The OR line shows the relationship between the resistance of the hull and the ship speed, and the difference between the thrust characteristic curve and the resistance curve shows the acceleration margin.
ノズル有効面積を小さくしときの推力特性Ｔ＋＋は停止
および低速時に小さく、特にハンプに対する加速余裕が
厳しくなるが、逆に高速時に低下しない。一方、ノズル
有効面積が大きな推力特性Ｔｊ２は、低速時に充分な加
速余裕を確保できるが、高速時に推力不足を生ずる。そ
こで、ＴｊＩとＴｊ２の交差する付近の船速■ を境に
して、この■、。When the nozzle effective area is made small, the thrust characteristic T++ is small when stopped and at low speeds, and the acceleration margin especially for humps becomes severe, but conversely it does not decrease at high speeds. On the other hand, the thrust characteristic Tj2 in which the nozzle effective area is large can ensure sufficient acceleration margin at low speeds, but causes insufficient thrust at high speeds. Therefore, with the ship speed ■ near the intersection of TjI and Tj2 as the border, this ■.
Ｃ
以下の低鉛速度でノズル有効面積および羽根車ベーン２
３の取付角度を大きくして推力特性Ｔｊ２と２
し、ｖ、ｃ以上の高速度でノズル有効面積および羽根車
ベーン取付角を小さくして推力特性Ｔｊ１とし、このよ
うに推力特性Ｔｊ２およびＴｊｌを組み合せた推力特性
Ｔｊとする。したがって、停止時および低速時には推進
効率が上昇して充分な推力を確保できると共に、高速時
に所要の最高速度を達成できる。また、低船速時に高い
推進効率が得られるので省エネルギを達成でき、さらに
低速船時の高い推力によって加速時間を低減できる。C Nozzle effective area and impeller vane 2 at low lead speeds below
3 by increasing the installation angle to obtain thrust characteristics Tj2 and 2, and at high speeds above v and c, the nozzle effective area and impeller vane installation angle are reduced to obtain thrust characteristics Tj1, and in this way, thrust characteristics Tj2 and Tjl are Let the combined thrust characteristic be Tj. Therefore, when stopped and at low speeds, the propulsion efficiency increases and sufficient thrust can be ensured, and at the same time, the required maximum speed can be achieved at high speeds. In addition, high propulsion efficiency can be achieved at low speeds, resulting in energy savings, and high thrust at low speeds can reduce acceleration time.
また、低船速時には船速の動圧が小さいので、ポンプ羽
根車１１の必要ＮＰＳＨが小さく、ポンプ羽根車１１に
対するポンプの動作点が第２図に示すようにａ点からｂ
点へと大流量側へ移動すると、必要Ｎ Ｐ Ｓ Ｈがｅ
点からｆ点へと増加する。In addition, since the dynamic pressure of the ship speed is small at low ship speeds, the required NPSH of the pump impeller 11 is small, and the operating point of the pump with respect to the pump impeller 11 is changed from point a to b as shown in FIG.
When moving to the high flow rate side, the required N P S H becomes e
increases from point to point f.
しかし、羽根車ベーン２３の取付角を増加すると、必要
ＮＰＳＨ特性は第２図の破線で示すように大流量側へ移
動して、ポンプ羽根車１１の動作点Ｃにおいで点ｇの値
となる。このため、キャビテションの発生を低減できる
。However, when the mounting angle of the impeller vane 23 is increased, the required NPSH characteristic moves toward the large flow rate side as shown by the broken line in FIG. 2, and becomes the value at point g at the operating point C of the pump impeller 11. . Therefore, the occurrence of cavitation can be reduced.
なお、第３図における推力特性Ｔ、において、船速■
の両側の船速■１から船速■ＳｍａＸまでのＳＣ
間を推力特性Ｔｊ３に置き換えて、推力特性が滑かに変
化するようノズル有効面積および羽根車ベーン２３の取
付角を変更すれば、より高い推力特性を達成できる。In addition, in the thrust characteristic T in Fig. 3, the ship speed ■
If the SC interval from ship speed ■1 to ship speed ■SmaX on both sides of is replaced with the thrust characteristic Tj3, and the nozzle effective area and the mounting angle of the impeller vane 23 are changed so that the thrust characteristic changes smoothly, the High thrust characteristics can be achieved.
第４図はこの発明の第２実施例を示すウォータジェット
推進機の断面図である。この第２実施例において、前記
従来例および第１実施例と同様な部分は、同一の符号を
付すことにより説明を省略する。FIG. 4 is a sectional view of a water jet propulsion machine showing a second embodiment of the present invention. In this second embodiment, the same parts as those in the conventional example and the first embodiment are given the same reference numerals, and a description thereof will be omitted.
可変ノズル１３は前述の実施例と同一であり、ポンプ羽
根車３は従来例と同様の固定式であり、ポンプ羽根車３
の上流にポンプ効率可変手段としての可動案内翼３５を
備える。この可動案内翼３５は可変ノズル１３と同調し
、低船速時にノズル１３の有効面積が大きいときはポン
プ羽根車３の回転方向と反対の予旋回を与えるように制
御され、高船速時にノズル１３の有効面積が小さいとき
には予旋回を発生しないよう制御される。The variable nozzle 13 is the same as in the previous embodiment, and the pump impeller 3 is a fixed type similar to the conventional example.
A movable guide vane 35 is provided upstream of the pump as a pump efficiency variable means. This movable guide vane 35 is synchronized with the variable nozzle 13, and is controlled to give a pre-turn in the opposite direction to the rotation direction of the pump impeller 3 when the effective area of the nozzle 13 is large at low ship speeds, and is controlled to give a pre-turn in the opposite direction to the rotation direction of the pump impeller 3 at high ship speeds. When the effective area of 13 is small, control is performed so that no pre-turn occurs.
第５図にポンプ羽根車に回転方向と逆の予旋回５
を与えた場合と与えない場合のポンプ性能特性の比較を
示す。予旋回を与えることによってＱ−Ｈ性能は破線に
示すように増加し、ポンプ羽根車３の動作点はＣ点とな
る。また、予旋回を与えることによってポンプ効率η
のポンプ最高効率点は、第２図の破線に示すように最高
効率値が多少低下するが、大流量側へ移動する。また、
予旋回を与えることによって、必要ＮＰＳＨは第２図の
破線に示すように小流量側で増加し、大流量側で低下す
る特性を示す。このように、第２実施例においても、ポ
ンプの性能特性を大流量側へ移動させることができるの
で、ポンプ推進効率を向上させこるとかでき、さらに、
キャビテーションの発生を防止できる。Figure 5 shows a comparison of pump performance characteristics when a pre-swivel 5 in the opposite direction to the rotational direction is applied to the pump impeller and when it is not applied. By giving a pre-swing, the QH performance increases as shown by the broken line, and the operating point of the pump impeller 3 becomes point C. In addition, by giving a pre-swirl, the pump efficiency η
As shown by the broken line in FIG. 2, the maximum efficiency point of the pump shifts to the large flow rate side, although the maximum efficiency value decreases somewhat. Also,
By giving a pre-swirl, the required NPSH increases on the small flow rate side and decreases on the large flow rate side, as shown by the broken line in FIG. 2. In this way, in the second embodiment as well, the performance characteristics of the pump can be shifted to the large flow rate side, so the pump propulsion efficiency can be improved, and further,
Cavitation can be prevented from occurring.
さらにこの第２実施例では、第１実施例のように羽根車
ベーン２３の取付角が変更するポンプ羽根車１１の場合
に比べ、構造を簡略化できる。Furthermore, in this second embodiment, the structure can be simplified compared to the case of the pump impeller 11 in which the mounting angle of the impeller vane 23 is changed as in the first embodiment.
第６図は、この発明の第３実施例を示すウオタジェット
推進機の断面図である。この第３実施例においても、前
記従来例並びに第１および第２実施例と同様な部分は同
一の符号を付し、説明を省略する。FIG. 6 is a sectional view of a waterjet propulsion machine showing a third embodiment of the present invention. In this third embodiment as well, the same parts as in the conventional example and the first and second embodiments are designated by the same reference numerals, and the explanation thereof will be omitted.
可変ノズル１３は前述の第１実施例と同様であり、ポン
プ羽根車３は従来例と同様の固定式である。この第３実
施例では、デイフユーザ３６におけるデイフユーザベー
ンが水の流れ方向に分割されて、固定デイフユーザベー
ン３７の上流側に取付角度が可変となる可動デイフユー
ザベーン３８が設置される。この可動デイフユーザベー
ン３８がポンプ効率可変手段である。可動デイフユーザ
ベーン３８は可変ノズル１３と同調し、低船速時にノズ
ル有効面積が大きいときは取付角度が太きくなるよう制
御され、高船速時にノズル有効面積が小さいときはポン
プ効率が最大となる小さな取付角度に制御される。The variable nozzle 13 is the same as in the first embodiment described above, and the pump impeller 3 is of the fixed type as in the conventional example. In this third embodiment, the diff user vane in the diff user 36 is divided in the water flow direction, and a movable diff user vane 38 whose mounting angle is variable is installed upstream of the fixed diff user vane 37. . This movable diffuser vane 38 is a pump efficiency variable means. The movable differential user vane 38 is synchronized with the variable nozzle 13, and the mounting angle is controlled to be wide when the nozzle effective area is large at low ship speeds, and the pump efficiency is maximized when the nozzle effective area is small at high ship speeds. The mounting angle is controlled to a small value.
第７図では、可動デイフユーザベーン３８の取付角度を
大きくしたときのポンプ特性変化を二点鎖線で示す。可
動デイフユーザベーン３８の取付角度の増加によって、
ポンプ効率η のポンプ最高効率点が大流量側へ移動し
、必要ＮＰＳＨも大流量側へ移動するので、この第１実
施例においても前述の第１および第２実施例と同様の作
用効果を奏する。In FIG. 7, the change in pump characteristics when the mounting angle of the movable diffuser vane 38 is increased is shown by a two-dot chain line. By increasing the mounting angle of the movable differential user vane 38,
Since the pump maximum efficiency point of the pump efficiency η moves to the large flow rate side and the required NPSH also moves to the large flow rate side, this first embodiment also achieves the same effect as the first and second embodiments described above. .
〔発明の効果〕
以上のように、この発明に係るウォータジェット推進機
によれば、ノズルの有効面積を変化させる可変ノズルと
、ポンプ羽根車のポンプ効率を大流量側へ移動可能とす
るポンプ効率可変手段と、船速度に応じて上記可変ノズ
ルおよびポンプ効率可変手段を作動制御する制御手段と
、を有することから、低船速時にポンプ羽根車の動作点
、ポンプ羽根車のポンプ効率およびポンプ羽根車の必要
ＮＰＳＨを大流量側へ移動させることができるので、低
船速時における推進効率を改善できると共に、キャビテ
ーションの発生も防止できる。[Effects of the Invention] As described above, the water jet propulsion device according to the present invention has a variable nozzle that changes the effective area of the nozzle, and a pump efficiency that allows the pump efficiency of the pump impeller to be shifted to the high flow rate side. and a control means for controlling the operation of the variable nozzle and the pump efficiency variable means according to the ship speed. Since the necessary NPSH of the vehicle can be moved to the high flow rate side, the propulsion efficiency at low ship speeds can be improved and the occurrence of cavitation can also be prevented.
第１図はこの発明に係るウォータジェット推進機の第１
実施例を示す断面図、第２図は第１図の第１実施例にお
けるポンプ特性線図、第３図は第１実施例の推力特性線
図、第４図はこの発明の第２実施例を示ずウォータジェ
ット推進機の断面図、第５図は第２実施例のポンプ特性
線図、第６図はこの発明の第３実施例を示すウォータジ
ェット推進機の断面図、第７図は第３実施例のポンプ特
性線図、第８図はジェット効率とジェット流速比との関
係を示す線図、第９図は第１０図に示す従来のウォータ
ジェット推進機における推力特性線図、第１０図は従来
のウォータジェット推進機を示す断面図、第１１図は従
来の他のウォータジェット推進機における可変ノズルを
示す断面図である。
１０・・・ダクト、１１・・・ポンプ羽根車、１３・・
・ノズル、１７・・・移動ニードル、１−８・・・油圧
シリンダ、１９・・・油圧ピストン、２０．２１・・・
油路、２２・・・羽根車ハブ、２３・・・羽根車ベーン
、２５・・・回転油圧サーボ、２６・・・回転軸、２７
・・・揺動リンク、２８・・・ステム軸、２９・・・制
御手段、３０・・・油圧制御装置、３１・・・コントロ
ーラ、３２・・・船速検出器、３３・・・派値車回転数
検出器、３４・・・油圧発生装置。
９
貿−’Ｈ５ｄＮ
私
緊
〕望Ｎ工職骨
一鼻臂ト
ー苺兼城＃【FIG. 1 shows a first diagram of a water jet propulsion device according to the present invention.
A sectional view showing an embodiment, FIG. 2 is a pump characteristic diagram of the first embodiment shown in FIG. 1, FIG. 3 is a thrust characteristic diagram of the first embodiment, and FIG. 4 is a second embodiment of the present invention. 5 is a pump characteristic diagram of the second embodiment, FIG. 6 is a sectional view of the water jet propulsion machine showing the third embodiment of the present invention, and FIG. A pump characteristic diagram of the third embodiment, FIG. 8 is a diagram showing the relationship between jet efficiency and jet flow rate ratio, FIG. 9 is a thrust characteristic diagram of the conventional water jet propulsion machine shown in FIG. 10, and FIG. FIG. 10 is a sectional view showing a conventional water jet propulsion device, and FIG. 11 is a sectional view showing a variable nozzle in another conventional water jet propulsion device. 10...Duct, 11...Pump impeller, 13...
- Nozzle, 17... Moving needle, 1-8... Hydraulic cylinder, 19... Hydraulic piston, 20.21...
Oil passage, 22... Impeller hub, 23... Impeller vane, 25... Rotating hydraulic servo, 26... Rotating shaft, 27
... Swinging link, 28 ... Stem axis, 29 ... Control means, 30 ... Hydraulic control device, 31 ... Controller, 32 ... Ship speed detector, 33 ... Variable value Vehicle rotation speed detector, 34...hydraulic pressure generator. 9 Trade-'H5dN Private Bonds] Desired N Craftsman Bone One Nose Arm To Ichigo Kaneshiro #[
Claims (1)
が配置され、このポンプ羽根車の後方にノズルが配置さ
れたウォータジェット推進機において、上記ノズルの有
効面積を変化させる可変ノズルと、上記ポンプ羽根車の
ポンプ効率を大流量側へ移動可能とするポンプ効率可変
手段と、船速度に応じて上記可変ノズルおよびポンプ効
率可変手段を作動制御する制御手段と、を有することを
特徴とするウォータジェット推進機。In a water jet propulsion machine, a pump impeller rotatably driven is arranged in a duct having a suction port, and a nozzle is arranged behind the pump impeller, the variable nozzle changing the effective area of the nozzle; A water pump characterized by comprising: a pump efficiency variable means that enables the pump efficiency of the pump impeller to be shifted to a large flow rate side; and a control means that controls the operation of the variable nozzle and the pump efficiency variable means according to the ship speed. Jet propulsion machine.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP682290A JPH03213495A (en) | 1990-01-16 | 1990-01-16 | Water jet pusher |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP682290A JPH03213495A (en) | 1990-01-16 | 1990-01-16 | Water jet pusher |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH03213495A true JPH03213495A (en) | 1991-09-18 |
Family
ID=11648913
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP682290A Pending JPH03213495A (en) | 1990-01-16 | 1990-01-16 | Water jet pusher |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH03213495A (en) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| WO1997023382A1 (en) * | 1995-12-22 | 1997-07-03 | Jordan Jeff P | An improved marine jet propulsion system |
| WO1997031819A1 (en) * | 1996-02-29 | 1997-09-04 | Jordan Jeff P | A marine jet propulsion nozzle and method |
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| WO2002020347A3 (en) * | 2000-09-07 | 2002-06-27 | Schottel Gmbh & Co Kg | Driving mechanism disposed on the outside of the hull of a watercraft |
| US8050646B2 (en) | 2006-04-24 | 2011-11-01 | Panasonic Corporation | Noise suppressing device |
| HRP20110357B1 (en) * | 2011-05-13 | 2021-09-03 | Marko Zelić | Nozzle propulsor with floating admission of gas |
-
1990
- 1990-01-16 JP JP682290A patent/JPH03213495A/en active Pending
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