JPH0777192A - スラストバランス機構を備えた遠心ポンプの性能予測方法 - Google Patents
スラストバランス機構を備えた遠心ポンプの性能予測方法Info
- Publication number
- JPH0777192A JPH0777192A JP5226081A JP22608193A JPH0777192A JP H0777192 A JPH0777192 A JP H0777192A JP 5226081 A JP5226081 A JP 5226081A JP 22608193 A JP22608193 A JP 22608193A JP H0777192 A JPH0777192 A JP H0777192A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- impeller
- flow
- pump
- performance
- balance mechanism
- 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.)
- Pending
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D15/00—Control, e.g. regulation, of pumps, pumping installations or systems
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D15/00—Control, e.g. regulation, of pumps, pumping installations or systems
- F04D15/0088—Testing machines
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D29/00—Details, component parts, or accessories
- F04D29/04—Shafts or bearings, or assemblies thereof
- F04D29/041—Axial thrust balancing
- F04D29/0416—Axial thrust balancing balancing pistons
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
- Control Of Non-Positive-Displacement Pumps (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【目的】 低比速度多段ポンプの全性能を実測値との比
較により全流量範囲にわたって精度良く予測する。 【構成】 スラストバランス機構を備えた遠心ポンプの
性能予測に際し、インペラ背面およびスラストバランス
機構の漏れ量を仮定してインペラの流量計算を実行して
インペラ前面および背面の漏れ量を解析し、次いでスラ
ストバランス機構の漏れ量を計算した結果これが収束す
るか否かを判断し、否の場合は再度スラストバランス機
構の流れ解析からバランス機構の漏れ量の計算までの手
順を繰返し実行し、収束した場合は次にポンプ漏れ量の
計算を行い、この計算の結果これが収束しない場合はイ
ンペラの流量計算から収束するまでの手順を繰返し実行
することにより遠心ポンプの性能の予測を行う方法。
較により全流量範囲にわたって精度良く予測する。 【構成】 スラストバランス機構を備えた遠心ポンプの
性能予測に際し、インペラ背面およびスラストバランス
機構の漏れ量を仮定してインペラの流量計算を実行して
インペラ前面および背面の漏れ量を解析し、次いでスラ
ストバランス機構の漏れ量を計算した結果これが収束す
るか否かを判断し、否の場合は再度スラストバランス機
構の流れ解析からバランス機構の漏れ量の計算までの手
順を繰返し実行し、収束した場合は次にポンプ漏れ量の
計算を行い、この計算の結果これが収束しない場合はイ
ンペラの流量計算から収束するまでの手順を繰返し実行
することにより遠心ポンプの性能の予測を行う方法。
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は遠心ポンプの性能予測方
法に係り、特に準３次元ポテンシャル流れ解析等の手法
を用いることにより、遠心ポンプの正確な性能予測を行
うスラストバランス機構を備えた遠心ポンプの性能予測
方法に関する。
法に係り、特に準３次元ポテンシャル流れ解析等の手法
を用いることにより、遠心ポンプの正確な性能予測を行
うスラストバランス機構を備えた遠心ポンプの性能予測
方法に関する。
【０００２】
【従来の技術】ＬＰＧ、ＬＮＧ、液体水素や液体酸素な
どの危険な液の移送において、インデューサつき多段遠
心ポンプが広く使用されている。これらのポンプの信頼
性および安全性は軸スラストバランスと漏洩シールに大
きく依存しており、侵漬型ポンプあるいはキャンドモー
タポンプに軸スラスト機構を用いるか複雑な軸封装置の
採用は不可欠となっている。
どの危険な液の移送において、インデューサつき多段遠
心ポンプが広く使用されている。これらのポンプの信頼
性および安全性は軸スラストバランスと漏洩シールに大
きく依存しており、侵漬型ポンプあるいはキャンドモー
タポンプに軸スラスト機構を用いるか複雑な軸封装置の
採用は不可欠となっている。
【０００３】これらのポンプの性能試験には危険な取扱
液による試験が困難なため、通常代りの液体が使用さ
れ、実際のポンプ性能は性能換算表を用いて決定する。
一般に無次元量で表されたポンプ性能は粘性の影響を除
けば全ての種類の液体に対して同一である。
液による試験が困難なため、通常代りの液体が使用さ
れ、実際のポンプ性能は性能換算表を用いて決定する。
一般に無次元量で表されたポンプ性能は粘性の影響を除
けば全ての種類の液体に対して同一である。
【０００４】例えば、タービンの粘性の影響については
Ｍｏｏｄｙ、Ｈｕｔｔｏｎ、およびＡｃｋｅｒｅｔによ
って提案された公式が拡張された公式として広く使用さ
れてきた。
Ｍｏｏｄｙ、Ｈｕｔｔｏｎ、およびＡｃｋｅｒｅｔによ
って提案された公式が拡張された公式として広く使用さ
れてきた。
【０００５】又、タービンについては日本では、１９８
９年刊行のＪＳＭＥ規格Ｓ−００８は理論的な取扱にも
とづいて、より正確な性能換算を与えている。
９年刊行のＪＳＭＥ規格Ｓ−００８は理論的な取扱にも
とづいて、より正確な性能換算を与えている。
【０００６】しかるに、従来の遠心ポンプの性能予測に
際し、羽根車の性能については、理論揚程から各種損失
（一次元解析によって得られる）を差し引き解析し、ま
た、バランス機構（内部流れ）の解析については、回転
壁と静止壁の間の流体が回転壁の速度の半分で強制うず
運動をすると仮定して内部流れに摩擦動力、軸スラスト
を解析していた。
際し、羽根車の性能については、理論揚程から各種損失
（一次元解析によって得られる）を差し引き解析し、ま
た、バランス機構（内部流れ）の解析については、回転
壁と静止壁の間の流体が回転壁の速度の半分で強制うず
運動をすると仮定して内部流れに摩擦動力、軸スラスト
を解析していた。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、この種
のポンプについては社内試験（またはモデル試験）と現
地性能を比較できるデータが少なく、それが性能換算の
精度を評価することを難しくしている。
のポンプについては社内試験（またはモデル試験）と現
地性能を比較できるデータが少なく、それが性能換算の
精度を評価することを難しくしている。
【０００８】すなわち、従来の予測方法は一次元解析で
あるため、羽根車内の流れを正確に解析することが困難
で、設計点近傍では予測することができても、非設計点
（特に、小流量域）では予測性能と実測性能の差異が大
きく、バランス機構（内部流れ）の流れが正確に把握で
きないため、隙間変化や流体の粘性変化に基ずく軸スラ
ストや漏れ特性の変化を正確に評価することができない
難点を有していた。
あるため、羽根車内の流れを正確に解析することが困難
で、設計点近傍では予測することができても、非設計点
（特に、小流量域）では予測性能と実測性能の差異が大
きく、バランス機構（内部流れ）の流れが正確に把握で
きないため、隙間変化や流体の粘性変化に基ずく軸スラ
ストや漏れ特性の変化を正確に評価することができない
難点を有していた。
【０００９】また、運転点（スラスト位置）を決定する
ために相互関連している羽根車と、バランス機構を同時
に解析することができないという難点を有していた。
ために相互関連している羽根車と、バランス機構を同時
に解析することができないという難点を有していた。
【００１０】そこで、本発明の目的は、インペラの内部
流れを準３次元ポテンシャル流れとして解析すると共
に、小流量域で生ずるインペラ入口の逆流をモデル化し
て準３次元にて考慮し、さらにインペラ背面およびスラ
ストバランス機構の流れには運動量方程式を用いた２次
元粘性解析を組合わせて総合解析し、低比速度多段ポン
プの全性能を実測値との比較により全流量範囲にわたっ
て精度良く予測することのできるスラストバランス機構
を備えた遠心ポンプの性能予測方法を提供するにある。
流れを準３次元ポテンシャル流れとして解析すると共
に、小流量域で生ずるインペラ入口の逆流をモデル化し
て準３次元にて考慮し、さらにインペラ背面およびスラ
ストバランス機構の流れには運動量方程式を用いた２次
元粘性解析を組合わせて総合解析し、低比速度多段ポン
プの全性能を実測値との比較により全流量範囲にわたっ
て精度良く予測することのできるスラストバランス機構
を備えた遠心ポンプの性能予測方法を提供するにある。
【００１１】
【課題を解決するための手段】先の目的を達成するため
に、本発明は、スラストバランス機構を備えた遠心ポン
プにおいて、該遠心ポンプの性能予測に際し、ポンプ寸
法データ、流量、運転回転数および使用液特性を入力
し、インペラ背面およびスラストバランス機構の漏れ量
を仮定してインペラの流量計算を行うことによりインペ
ラによる圧力および速度の性能予測を行い、次にインペ
ラ前面および背面の漏れ量を解析すると共に固定流路の
流れを解析した後、スラストバランス機構の流れを解析
し、次いでスラストバランス機構の漏れ量を計算した結
果これが収束するか否かを判断し、収束しない場合は再
度スラストバランス機構の流れの解析から該バランス機
構の漏れ量の計算までの手順を繰返し実行し、収束した
場合はポンプ漏れ量の計算を行い、この計算の結果これ
が収束しない場合は前記インペラの流量計算から収束す
るまでの手順を繰返し実行することにより、インペラの
内部流れを準３次元ポテンシャル流れとして解析すると
共に、小流量域で生ずるインペラ入口の逆流をモデル化
して準３次元にて考慮し、インペラ背面およびスラスト
バランス機構の流れには運動量方程式を用いた２次元粘
性解析を組合わせた総合解析により性能予測を行うこと
を特徴とする。
に、本発明は、スラストバランス機構を備えた遠心ポン
プにおいて、該遠心ポンプの性能予測に際し、ポンプ寸
法データ、流量、運転回転数および使用液特性を入力
し、インペラ背面およびスラストバランス機構の漏れ量
を仮定してインペラの流量計算を行うことによりインペ
ラによる圧力および速度の性能予測を行い、次にインペ
ラ前面および背面の漏れ量を解析すると共に固定流路の
流れを解析した後、スラストバランス機構の流れを解析
し、次いでスラストバランス機構の漏れ量を計算した結
果これが収束するか否かを判断し、収束しない場合は再
度スラストバランス機構の流れの解析から該バランス機
構の漏れ量の計算までの手順を繰返し実行し、収束した
場合はポンプ漏れ量の計算を行い、この計算の結果これ
が収束しない場合は前記インペラの流量計算から収束す
るまでの手順を繰返し実行することにより、インペラの
内部流れを準３次元ポテンシャル流れとして解析すると
共に、小流量域で生ずるインペラ入口の逆流をモデル化
して準３次元にて考慮し、インペラ背面およびスラスト
バランス機構の流れには運動量方程式を用いた２次元粘
性解析を組合わせた総合解析により性能予測を行うこと
を特徴とする。
【００１２】この場合、前記インペラ流量の計算は、
【００１３】
【数３】
【００１４】により与えられ、ここで、ｋ、ε2 、ηv
はそれぞれ、滑り係数、羽根厚によるインペラ流路収縮
比および体積効率、ζf は摩擦損失、ζs は衝突損失と
し、また、前記ポンプ漏れ量計算は、
はそれぞれ、滑り係数、羽根厚によるインペラ流路収縮
比および体積効率、ζf は摩擦損失、ζs は衝突損失と
し、また、前記ポンプ漏れ量計算は、
【００１５】
【数４】
【００１６】によって与えられ、ここで、ηは全効率、
ηh は水力効率、ηv は容積効率、ηm は機械効率、Ｑ
はポンプ吸込み部における流量、ΔＱimp.P は主インペ
ラの前面シュラウド隙間の漏れ、ΔＱmotor はバランス
機構とモータを通過する漏れ、吐出量は（Ｑ−ΔＱ
motor ）、Ｌf はインペラ入口の逆流による動力を含ん
だ円盤摩擦動力で与えられる。
ηh は水力効率、ηv は容積効率、ηm は機械効率、Ｑ
はポンプ吸込み部における流量、ΔＱimp.P は主インペ
ラの前面シュラウド隙間の漏れ、ΔＱmotor はバランス
機構とモータを通過する漏れ、吐出量は（Ｑ−ΔＱ
motor ）、Ｌf はインペラ入口の逆流による動力を含ん
だ円盤摩擦動力で与えられる。
【００１７】
【作用】本発明においては、インペラの内部流れを準３
次元ポテンシャル流れとして解析すると共に、小流量域
で生ずるインペラ入口の逆流をモデル化して準３次元に
て考慮し、さらにインペラ背面およびスラストバランス
機構の流れには運動量方程式を用いた２次元粘性解析を
組合わせて総合解析し、低比速度多段ポンプの全性能を
実測値との比較により全流量範囲にわたって精度良く予
測することができる。
次元ポテンシャル流れとして解析すると共に、小流量域
で生ずるインペラ入口の逆流をモデル化して準３次元に
て考慮し、さらにインペラ背面およびスラストバランス
機構の流れには運動量方程式を用いた２次元粘性解析を
組合わせて総合解析し、低比速度多段ポンプの全性能を
実測値との比較により全流量範囲にわたって精度良く予
測することができる。
【００１８】
【実施例】次に、本発明に係るディフューザポンプの性
能予測方法の一実施例を添付図面を参照しながら以下詳
細に説明する。
能予測方法の一実施例を添付図面を参照しながら以下詳
細に説明する。
【００１９】全流量範囲にわたる性能予測について、 すななち、出願人の開発したインペラの出入口における
逆流を考慮にいれた遠心型インペラ性能予測の解析手法
は、準３次元ポテンシャル流れ解析の結果を使ったイン
ペラ流れの１次元損失解析とベーンレスディフューザ流
路におけるインペラ出口流れの解析から成立っている。
逆流を考慮にいれた遠心型インペラ性能予測の解析手法
は、準３次元ポテンシャル流れ解析の結果を使ったイン
ペラ流れの１次元損失解析とベーンレスディフューザ流
路におけるインペラ出口流れの解析から成立っている。
【００２０】この性能予測法は、準３次元解析結果を用
いて決定づけられる衝突損失と摩擦損失から成立つイン
ペラ損失を扱っており、流れの剥離とインペラ流路内に
２次流れによって引き起こされる損失をインペラ出口に
おける混合損失として表すように扱う。この方法は、イ
ンペラ出口において従来のやり方よりかなり高い圧力を
与え、結果は実測値に良く一致する。
いて決定づけられる衝突損失と摩擦損失から成立つイン
ペラ損失を扱っており、流れの剥離とインペラ流路内に
２次流れによって引き起こされる損失をインペラ出口に
おける混合損失として表すように扱う。この方法は、イ
ンペラ出口において従来のやり方よりかなり高い圧力を
与え、結果は実測値に良く一致する。
【００２１】揚程係数ψおよび主インペラの出口圧力Ｐ
は無次元の形で現される。
は無次元の形で現される。
【００２２】 Ψ＝２（１−ｋ−φｃｏｔβ2 ／ε2 ηv ）−ζs −ζf ・・・・（１） Ｐ2 ＝Ψ−（ｖ2 2 −ｖ1 2 ）／ｕ2 2 ・・・・・・・・・・・・（２） ここで、ｋ、ε2 、ηv はそれぞれ、滑り係数、羽根厚
によるインペラ流路収縮比および体積効率であり、ζs
およびζf は衝突損失と摩擦損失で次の式で与えられ
る。
によるインペラ流路収縮比および体積効率であり、ζs
およびζf は衝突損失と摩擦損失で次の式で与えられ
る。
【００２３】すなわち、衝突損失ζs （＝θis）は、
【００２４】
【数５】
【００２５】により与えられ、また、摩擦損失ζf （＝
θif）は、
θif）は、
【００２６】
【数６】
【００２７】により与えられる［２８−３１ＭＡＹ１９
８９，ＢＥＩＪＩＮＧ ８９ ＳＹＭＰＯＳＩＵＭ−Ｉ
ＡＨＲ（国際水理学会）にて報告された文献に掲載］。
８９，ＢＥＩＪＩＮＧ ８９ ＳＹＭＰＯＳＩＵＭ−Ｉ
ＡＨＲ（国際水理学会）にて報告された文献に掲載］。
【００２８】従って、インペラ出口からディフューザー
ベーン入口までのベーンレスディフューザ流路内の流れ
特性は境界層理論にもとずく粘性解析から決定される。
ベーン入口までのベーンレスディフューザ流路内の流れ
特性は境界層理論にもとずく粘性解析から決定される。
【００２９】この領域における流線に沿った速度変化は
解析的な式によって与えられ、圧力は径方向の圧力勾配
と遠心力；ｄｐ／ｄｒ＝ρｖ0 2 ／ｒとの釣り合いで決
まる。
解析的な式によって与えられ、圧力は径方向の圧力勾配
と遠心力；ｄｐ／ｄｒ＝ρｖ0 2 ／ｒとの釣り合いで決
まる。
【００３０】ここで、インペラ出口からディフューザ入
口までの摩擦損失は、低比速度インペラの大きな周速度
のためかなり大きくなるということに注目すべきであ
る。
口までの摩擦損失は、低比速度インペラの大きな周速度
のためかなり大きくなるということに注目すべきであ
る。
【００３１】ディフューザベーン流路内の流体損失は、
衝突損失、摩擦損失および減速損失からなりたってお
り、従来の方法で見積ることができる。
衝突損失、摩擦損失および減速損失からなりたってお
り、従来の方法で見積ることができる。
【００３２】インデューサの性能予測は、報告されてい
るデータが少ないのと、設計条件以外の領域で流れの剥
離と大きな２次流れが観測されるため困難である。
るデータが少ないのと、設計条件以外の領域で流れの剥
離と大きな２次流れが観測されるため困難である。
【００３３】多段ポンプでは、インデューサの揚程は主
インペラのそれに比べてそれ程大きくないため、単に流
面が２次元であると仮定して翼列理論を適用することに
より見積ることができる。
インペラのそれに比べてそれ程大きくないため、単に流
面が２次元であると仮定して翼列理論を適用することに
より見積ることができる。
【００３４】インデューサ羽根の薄く反りの少ない翼型
に対する抵抗係数ＣD と出口での転向角はＮＡＣＡ翼列
データを参考に見積られる。
に対する抵抗係数ＣD と出口での転向角はＮＡＣＡ翼列
データを参考に見積られる。
【００３５】スラストバランス機構内の流れ解析 出願人は径方向の貫流をもった羽根車の軸スラストと漏
れの挙動を明らかにし、スラストの計算精度は主に漏れ
流量に異存することを見出した（１９７２年９月東京で
開催された第２回国際ＪＳＭＥシンポジウムの流体機械
およびフルイデックスにおける文献「ターボマシーナリ
ー半径方向流れの軸スラストの研究」および「１９８８
年ＪＳＭＥインターナショナルジャーナルシリーズＩ
Ｉ，Ｖol.31 ，Ｎ0 ．２において「貫通流れを有する囲
繞された回転ディスクに沿った狭いギャップにおける流
れ」において報告されている）。
れの挙動を明らかにし、スラストの計算精度は主に漏れ
流量に異存することを見出した（１９７２年９月東京で
開催された第２回国際ＪＳＭＥシンポジウムの流体機械
およびフルイデックスにおける文献「ターボマシーナリ
ー半径方向流れの軸スラストの研究」および「１９８８
年ＪＳＭＥインターナショナルジャーナルシリーズＩ
Ｉ，Ｖol.31 ，Ｎ0 ．２において「貫通流れを有する囲
繞された回転ディスクに沿った狭いギャップにおける流
れ」において報告されている）。
【００３６】すなわち、軸スラストは機械の回転部品に
作用する圧力によって引起こされるので、軸スラストは
回転壁と静止壁の間の隙間流れの解析と境界値の決定か
ら成立っている。
作用する圧力によって引起こされるので、軸スラストは
回転壁と静止壁の間の隙間流れの解析と境界値の決定か
ら成立っている。
【００３７】一般に隙間流れは二つの型があり、一つは
インペラの背面シュラウドの場合のような回転円盤と静
止側との間の軸方向隙間流れであり、二つは環状シール
の場合のような環状隙間流れであり、隙間流れの解析と
境界値の決定は文献（ＡＩＡＡ／ＳＡＥ／ＡＳＭＥ／Ａ
ＳＥＥ第２７回合同推進協議会における１９９１年６月
２４−２６／Ｓａｃｒａｍｅｍｏ，ＣＡ）において報告
されている。
インペラの背面シュラウドの場合のような回転円盤と静
止側との間の軸方向隙間流れであり、二つは環状シール
の場合のような環状隙間流れであり、隙間流れの解析と
境界値の決定は文献（ＡＩＡＡ／ＳＡＥ／ＡＳＭＥ／Ａ
ＳＥＥ第２７回合同推進協議会における１９９１年６月
２４−２６／Ｓａｃｒａｍｅｍｏ，ＣＡ）において報告
されている。
【００３８】計算手順 インペラ性能の予測において、流量が非常に少ない場合
は、インペラシュラウド前後の隙間内の漏れはバランス
ディスクの隙間Ｓd によって大きく変化し、Ｓd は回転
部品全部に作用する力の釣合いから決定づけられてい
る。
は、インペラシュラウド前後の隙間内の漏れはバランス
ディスクの隙間Ｓd によって大きく変化し、Ｓd は回転
部品全部に作用する力の釣合いから決定づけられてい
る。
【００３９】バランス機構とインペラ前後の隙間内の圧
力分布を第一次近似として決定することにより、精度の
高いポンプ性能と漏れは漸近的に決定される。
力分布を第一次近似として決定することにより、精度の
高いポンプ性能と漏れは漸近的に決定される。
【００４０】すなわち、インペラの内部漏れを準３次元
ポテンシャル流れとして解析し、小流量域で生じるイン
ペラ入口の逆流をモデル化して準３次元解析にて考慮す
る。
ポテンシャル流れとして解析し、小流量域で生じるイン
ペラ入口の逆流をモデル化して準３次元解析にて考慮す
る。
【００４１】インペラ背面およびバランス機構の流れ
は、運動量方程式を用いた２次元粘性解析等を組合わせ
た総合解析法を確立することにより、高精度の性能予測
が可能となった。
は、運動量方程式を用いた２次元粘性解析等を組合わせ
た総合解析法を確立することにより、高精度の性能予測
が可能となった。
【００４２】次に、計算手順を図１に示す計算フローに
より説明する。
より説明する。
【００４３】ステップ１において、ポンプ寸法データ、
流量、運転回転数、使用液特性を入力する。
流量、運転回転数、使用液特性を入力する。
【００４４】ステップ２において、インペラ背面および
バランス機構における漏れ量を仮定し、ステップ３にお
いて、インペラの流量計算を行う。この計算によりステ
ップ４において圧力および速度に対するインペラの性能
を予測する。
バランス機構における漏れ量を仮定し、ステップ３にお
いて、インペラの流量計算を行う。この計算によりステ
ップ４において圧力および速度に対するインペラの性能
を予測する。
【００４５】次にステップ５において、インペラの前面
および背面における漏れ量を解析し、ステップ６におい
て、固定流路流れの解析を行う。続いてステップ７によ
りバランス機構の流れを計算し、ステップ８においてこ
れが収束するか否かを判断し、収束しない場合は再度ス
テップ７からステップ８までの手順を繰返し、収束した
場合は、ステップ１０においてポンプ漏れの計算を行
い、計算の結果これがステップ１１において収束しない
場合は、ステップ３からステップ１０の手順を繰返し実
行し、収束すると計算が完了したことになる。
および背面における漏れ量を解析し、ステップ６におい
て、固定流路流れの解析を行う。続いてステップ７によ
りバランス機構の流れを計算し、ステップ８においてこ
れが収束するか否かを判断し、収束しない場合は再度ス
テップ７からステップ８までの手順を繰返し、収束した
場合は、ステップ１０においてポンプ漏れの計算を行
い、計算の結果これがステップ１１において収束しない
場合は、ステップ３からステップ１０の手順を繰返し実
行し、収束すると計算が完了したことになる。
【００４６】次に、性能試験が行われたＬＰＧおよびＬ
ＮＧ移送用の３種類のポンプについて図面を参照しなが
ら以下説明する。
ＮＧ移送用の３種類のポンプについて図面を参照しなが
ら以下説明する。
【００４７】すなわち、図２はＡタイプのポンプを示
し、このＡタイプのポンプの比速度ＮS は１４３（ｍ，
ｍ3 ／ｍｉｎ，ｒｐｍ）、主インペラの入口半径ｒ1 ＝
６０ｍｍ、出口半径ｒ2 ＝１６２ｍｍ、主インペラの入
口角度β1 ＝２６°、出口角度β2 ＝２２°、β3 ＝８
°である。
し、このＡタイプのポンプの比速度ＮS は１４３（ｍ，
ｍ3 ／ｍｉｎ，ｒｐｍ）、主インペラの入口半径ｒ1 ＝
６０ｍｍ、出口半径ｒ2 ＝１６２ｍｍ、主インペラの入
口角度β1 ＝２６°、出口角度β2 ＝２２°、β3 ＝８
°である。
【００４８】図２において、参照符号１０はインデュー
サを示し、１２はインペラ、１４はバランスディスク、
１６はバランスピストン、１８はモータロータ、２０は
ステータ、２２はシャフトエンドオリフィスおよび２４
はケーシングオリフィスを示す。
サを示し、１２はインペラ、１４はバランスディスク、
１６はバランスピストン、１８はモータロータ、２０は
ステータ、２２はシャフトエンドオリフィスおよび２４
はケーシングオリフィスを示す。
【００４９】図２のポンプ左側に示す４枚羽根のインデ
ューサ１０を通過した液は２段目の主インペラ１２へ流
入し、この２段目のインペラ１２を出た液はモータ６の
周囲に配設された６本のパイプを流過して図２の右側の
吐出管より吐出される。
ューサ１０を通過した液は２段目の主インペラ１２へ流
入し、この２段目のインペラ１２を出た液はモータ６の
周囲に配設された６本のパイプを流過して図２の右側の
吐出管より吐出される。
【００５０】次に、図３に示すポンプはＢタイプのポン
プを示し、このＢタイプのポンプの比速度ＮS は１４１
（ｍ，ｍ3 ／ｍｉｎ，ｒｐｍ）、主インペラの入口半径
ｒ1＝５７ｍｍ、出口半径ｒ2 ＝４３ｍｍ、主インペラ
の入口角度β1 ＝２７°、出口角度β2 ＝２２°、β3
＝４°である。
プを示し、このＢタイプのポンプの比速度ＮS は１４１
（ｍ，ｍ3 ／ｍｉｎ，ｒｐｍ）、主インペラの入口半径
ｒ1＝５７ｍｍ、出口半径ｒ2 ＝４３ｍｍ、主インペラ
の入口角度β1 ＝２７°、出口角度β2 ＝２２°、β3
＝４°である。
【００５１】また、図３のポンプは２段または６段の多
段ポンプを示し、図中ポンプの左側入口にはＡタイプと
同様にインデューサ２６が配設され、その後方に多数の
主インペラ２８が配設され、図中ポンプの回転軸左側に
はバランスディスク３０が取付けられており、このバラ
ンスディスク３０の後方にはバランスピストン３２が隣
接して取付けられている。
段ポンプを示し、図中ポンプの左側入口にはＡタイプと
同様にインデューサ２６が配設され、その後方に多数の
主インペラ２８が配設され、図中ポンプの回転軸左側に
はバランスディスク３０が取付けられており、このバラ
ンスディスク３０の後方にはバランスピストン３２が隣
接して取付けられている。
【００５２】さらに、図４に示すポンプはＣタイプのポ
ンプを示し、このポンプは２段ポンプであり、Ｃタイプ
のポンプの比速度ＮS は２４７（ｍ，ｍ3 ／ｍｉｎ，ｒ
ｐｍ）、主インペラの入口半径ｒ1 ＝５８ｍｍ、出口半
径ｒ2 ＝１３６ｍｍ、１段目の主インペラの入口角度β
は1 ＝２７°、出口角度β2 ＝１６°であり、２段目の
インペラの入口角度はβ1 ＝２８°、出口角度β2 ＝２
２°、β3 ＝１０°であり、各段には異なる羽根角度を
もつインペラが取付けられている。
ンプを示し、このポンプは２段ポンプであり、Ｃタイプ
のポンプの比速度ＮS は２４７（ｍ，ｍ3 ／ｍｉｎ，ｒ
ｐｍ）、主インペラの入口半径ｒ1 ＝５８ｍｍ、出口半
径ｒ2 ＝１３６ｍｍ、１段目の主インペラの入口角度β
は1 ＝２７°、出口角度β2 ＝１６°であり、２段目の
インペラの入口角度はβ1 ＝２８°、出口角度β2 ＝２
２°、β3 ＝１０°であり、各段には異なる羽根角度を
もつインペラが取付けられている。
【００５３】図４において、Ｃタイプのポンプは左側よ
り順にインデューサ３４、メインインペラ３６、バラン
スディスク３８、バランスピストン４０およびモータ４
２が配設されている。
り順にインデューサ３４、メインインペラ３６、バラン
スディスク３８、バランスピストン４０およびモータ４
２が配設されている。
【００５４】また、図５は、スラストバランス機構の拡
大断面図を示し、このスラストバランス機構はバランス
ディスク４４とバランスピストン４６とからなり、バラ
ンスピストン４６とバランスディスク４４を含む回転部
品は軸方向に移動可能な構成となっている。
大断面図を示し、このスラストバランス機構はバランス
ディスク４４とバランスピストン４６とからなり、バラ
ンスピストン４６とバランスディスク４４を含む回転部
品は軸方向に移動可能な構成となっている。
【００５５】自動バランス機構では、バランスディスク
３８はその隙間Ｓd を調整することによって、軸スラス
トを平衡させるという重要な役割を果たしている。
３８はその隙間Ｓd を調整することによって、軸スラス
トを平衡させるという重要な役割を果たしている。
【００５６】インペラ最終段の液の一部はバランスピス
トン４６とバランスディスク４４を流過してバランスド
ラム内に導かれ、モータロータ室とケーシングオリフィ
スを経て液槽内（ポンプ外部）へ至る漏れ流れを形成す
る。
トン４６とバランスディスク４４を流過してバランスド
ラム内に導かれ、モータロータ室とケーシングオリフィ
スを経て液槽内（ポンプ外部）へ至る漏れ流れを形成す
る。
【００５７】後方ベアリング潤滑のために図２のタイプ
Ａポンプはこの右端の吐出管から軸端オリフィスとモー
タ室を流過してケーシングオリフィスに至る別の流路を
備えている。
Ａポンプはこの右端の吐出管から軸端オリフィスとモー
タ室を流過してケーシングオリフィスに至る別の流路を
備えている。
【００５８】タイプＢポンプではモータ室の漏れは図３
に示すリターンチューブを流過して１段目の出口に戻す
ように構成されており、タイプＣポンプでは図４に示す
ように吸込み口側へ戻っている。
に示すリターンチューブを流過して１段目の出口に戻す
ように構成されており、タイプＣポンプでは図４に示す
ように吸込み口側へ戻っている。
【００５９】取扱液はＬＰＧやＬＮＧであるが、試験で
は前述のように水やＬＮ2 が代わりの試験液として使用
される。
は前述のように水やＬＮ2 が代わりの試験液として使用
される。
【００６０】これらの液体の特性は図６の図表に示さ
れ、インペラの周速と半径に基づくレイノルズ数は７×
１０6 〜４×１０7 である。
れ、インペラの周速と半径に基づくレイノルズ数は７×
１０6 〜４×１０7 である。
【００６１】理論と測定値の比較 ポンプの揚程、軸推力および効率の予測曲線は図６、
７、８において実測値と比較してあり、それらは、イン
デューサ、主インペラ、ベーン付ディフーザ、戻り流路
および吐出管の性能を含んでいる。
７、８において実測値と比較してあり、それらは、イン
デューサ、主インペラ、ベーン付ディフーザ、戻り流路
および吐出管の性能を含んでいる。
【００６２】予測曲線と実測値とは設計点の周辺だけで
なく、広い流量範囲で良く一致している。締切点の動力
についてはそのほとんどがインペラ入口における逆流に
依存しているため理論的な予測はさらに困難である。従
って、ここではステパノフを参考にして以下の式が締切
動力係数τS に対して用いられ、入口の逆流による動力
は設計流量で０に減少する２次式で示される。
なく、広い流量範囲で良く一致している。締切点の動力
についてはそのほとんどがインペラ入口における逆流に
依存しているため理論的な予測はさらに困難である。従
って、ここではステパノフを参考にして以下の式が締切
動力係数τS に対して用いられ、入口の逆流による動力
は設計流量で０に減少する２次式で示される。
【００６３】
【数７】
【００６４】図６、７および８では、測定はＬＰＧ、Ｌ
ＮＧ、ＬＮ2 、および水に対して実施され、そのレイノ
ルズ数はほとんど等しく、測定性能もタイプＢポンプ
（図７の図表参照）の場合を除いて理論値とほぼ等し
い。しかし、作動流体によって測定値における多少の差
異が認められる。モータの入力電流と電圧からモータ効
率曲線を用いて軸動力が決められるので、浸漬型モータ
の校正の厳しさによる可能性が残存している。
ＮＧ、ＬＮ2 、および水に対して実施され、そのレイノ
ルズ数はほとんど等しく、測定性能もタイプＢポンプ
（図７の図表参照）の場合を除いて理論値とほぼ等し
い。しかし、作動流体によって測定値における多少の差
異が認められる。モータの入力電流と電圧からモータ効
率曲線を用いて軸動力が決められるので、浸漬型モータ
の校正の厳しさによる可能性が残存している。
【００６５】Ｂタイプのポンプ（図７の図表参照）は、
もともと６段のポンプであるが、２段の場合についても
水を使用して測定された。このときのレイノルズ数は、
６段のポンプであるが、２段の場合についても水を使用
して測定され、このときのレイノルズ数は６段の場合
（ＬＮ2 およびＬＰＧ試験）の約１／５であった。
もともと６段のポンプであるが、２段の場合についても
水を使用して測定された。このときのレイノルズ数は、
６段のポンプであるが、２段の場合についても水を使用
して測定され、このときのレイノルズ数は６段の場合
（ＬＮ2 およびＬＰＧ試験）の約１／５であった。
【００６６】２段ポンプの場合は、６段ポンプの場合に
比べてポンプの全体性能に対するインデューサ性能の寄
与が相対的に大きく、インデューサの揚程曲線の負の傾
きが大きくなる。
比べてポンプの全体性能に対するインデューサ性能の寄
与が相対的に大きく、インデューサの揚程曲線の負の傾
きが大きくなる。
【００６７】また、図７では実測の揚程曲線と予測値と
の間に多少の差異が認められるが、これはインデューサ
がボス側の近くで特に大きな角度をもっているため、小
流量におけるインデューサ揚程予測が難しいことが原因
と思料される。
の間に多少の差異が認められるが、これはインデューサ
がボス側の近くで特に大きな角度をもっているため、小
流量におけるインデューサ揚程予測が難しいことが原因
と思料される。
【００６８】低比速度ポンプの効率が低い理由を明らか
にするために、全効率ηを構成する３つの効率、すなわ
ち、水力効率ηh 、容積効率ηv および機械効率ηm が
理論的に予測された。
にするために、全効率ηを構成する３つの効率、すなわ
ち、水力効率ηh 、容積効率ηv および機械効率ηm が
理論的に予測された。
【００６９】しかしながら、従来インデューサやバラン
ス機構を備えた多段ポンプの場合は、これらの効率の定
義はないので、ここでは以下のように定義する。
ス機構を備えた多段ポンプの場合は、これらの効率の定
義はないので、ここでは以下のように定義する。
【００７０】
【数８】
【００７１】ここで、Ｑはポンプ吸込み部における流
量、ΔＱimp.p は主インペラの前面シュラウド隙間の漏
れ、ΔＱmotor はバランス機構とモータを通過する漏れ
であり、吐出量は（Ｑ−ΔＱmotor ）で与えられる。デ
ィフューザベーン性能の予測の際に主インペラの背面シ
ュラウドの漏れが考慮された。
量、ΔＱimp.p は主インペラの前面シュラウド隙間の漏
れ、ΔＱmotor はバランス機構とモータを通過する漏れ
であり、吐出量は（Ｑ−ΔＱmotor ）で与えられる。デ
ィフューザベーン性能の予測の際に主インペラの背面シ
ュラウドの漏れが考慮された。
【００７２】Ｌf はインペラ入口の逆流による動力を含
んだ円盤摩擦動力である。
んだ円盤摩擦動力である。
【００７３】図８は、Ａタイプのポンプの予想効率を示
し、インペラのまわりの隙間とバランス機構を通過する
幾つかの漏れ流れがあるため、ポンプの容積効率はイン
ペラのそれとは異なり、後通常の単段ポンプの効率と比
較して図９の図表に示してあり、図９では、この容積効
率は通常のものに比べて相対的に高く、バランス機構内
の回転部品によって消費される大きな動力のために機械
効率が低いということがわかる。
し、インペラのまわりの隙間とバランス機構を通過する
幾つかの漏れ流れがあるため、ポンプの容積効率はイン
ペラのそれとは異なり、後通常の単段ポンプの効率と比
較して図９の図表に示してあり、図９では、この容積効
率は通常のものに比べて相対的に高く、バランス機構内
の回転部品によって消費される大きな動力のために機械
効率が低いということがわかる。
【００７４】尚、水力効率はインデューサ効率を含んで
いるので低くはない。
いるので低くはない。
【００７５】ポンプ性能における粘性の影響 粘性の影響を明らかにするため、Ａタイプのポンプの場
合についてレイノルズ数を５×１０5 〜５×１０8 に変
えて、さらに今回の予測計算を行った結果、ポンプの全
効率がレイノルズ数にともなって顕著に増加することが
認められ、これは主に軸動力の低下によるものである。
合についてレイノルズ数を５×１０5 〜５×１０8 に変
えて、さらに今回の予測計算を行った結果、ポンプの全
効率がレイノルズ数にともなって顕著に増加することが
認められ、これは主に軸動力の低下によるものである。
【００７６】一般には、レイノルズ数が増加すれば壁面
の摩擦の減少によって揚程係数が増加することが期待さ
れる。インペラとディフューザ流路の摩擦損失係数は実
際に予想通りに減少して行くが、インペラ出口とディフ
ューザ入口の間の壁面の摩擦損失は案に相違して増加し
た。この部分の絶対速度は低比速度ポンプにおいて特に
大きいため、この部分の摩擦損失係数は全流体損失の大
きな部分を占めている。
の摩擦の減少によって揚程係数が増加することが期待さ
れる。インペラとディフューザ流路の摩擦損失係数は実
際に予想通りに減少して行くが、インペラ出口とディフ
ューザ入口の間の壁面の摩擦損失は案に相違して増加し
た。この部分の絶対速度は低比速度ポンプにおいて特に
大きいため、この部分の摩擦損失係数は全流体損失の大
きな部分を占めている。
【００７７】理論によれば、境界層の厚みはレイノルズ
数の増加にしたがって減少するので、粗さの影響は摩擦
損失係数の増加をもたらすことが顕著になってくる。そ
れは、インペラやディフューザベーン流路での摩擦損失
係数の減少より大きい。
数の増加にしたがって減少するので、粗さの影響は摩擦
損失係数の増加をもたらすことが顕著になってくる。そ
れは、インペラやディフューザベーン流路での摩擦損失
係数の減少より大きい。
【００７８】従って、インペラ出口のケーシング壁面を
流体的に滑らかに仕上げることがポンプ効率に大きく貢
献することが示唆される。
流体的に滑らかに仕上げることがポンプ効率に大きく貢
献することが示唆される。
【００７９】最高効率点（ＢＥＰ）での流量係数はレイ
ノルズ係数の大きな変化に対して僅かに変化するように
見えるが、最高効率やＢＥＰの軸動力係数は大きく変化
している。また、水やＬＮＧのような代替えの液を使っ
て得られた性能は、レイノルズ数の相違が少ないために
ＬＰＧやＬＮＧのような危険な液を使用した場合に比べ
て違いは僅かである。
ノルズ係数の大きな変化に対して僅かに変化するように
見えるが、最高効率やＢＥＰの軸動力係数は大きく変化
している。また、水やＬＮＧのような代替えの液を使っ
て得られた性能は、レイノルズ数の相違が少ないために
ＬＰＧやＬＮＧのような危険な液を使用した場合に比べ
て違いは僅かである。
【００８０】軸スラスト性能 前述のように、軸スラストは可能バランスでの隙間Ｓd
にともなって急激に変化する。したがって、この隙間の
変化の影響を明らかにするために計算を行った結果を図
９の図表に示す。
にともなって急激に変化する。したがって、この隙間の
変化の影響を明らかにするために計算を行った結果を図
９の図表に示す。
【００８１】ここで、スラストは吐出側に向くもの（実
際の据付状態で上側）を正とすると、軸スラストと漏れ
は隙間Ｓd ＜０．１ｍｍの領域でかなり減少する一方
で、Ｓd の広い範囲では少ししか変化しない。
際の据付状態で上側）を正とすると、軸スラストと漏れ
は隙間Ｓd ＜０．１ｍｍの領域でかなり減少する一方
で、Ｓd の広い範囲では少ししか変化しない。
【００８２】運転時の隙間は図９に示すようにスラスト
曲線と回転体重量の交差した点で求められる。図９から
このバランス機構はほとんどの流量範囲で約０．０７ｍ
ｍ、大流量で０．１ｍｍの隙間Ｓd で安全に運転されて
いることが判る。また、軸の移動は軸スラストの広範囲
な変化に対して少ないということがわかる。
曲線と回転体重量の交差した点で求められる。図９から
このバランス機構はほとんどの流量範囲で約０．０７ｍ
ｍ、大流量で０．１ｍｍの隙間Ｓd で安全に運転されて
いることが判る。また、軸の移動は軸スラストの広範囲
な変化に対して少ないということがわかる。
【００８３】スラストバランス機構の安全性はスラスト
曲線の傾きｄＣr ／ｄＳd によって見積もることがで
き、Ｃr ＝０の点では軸を０．１ｍｍ動かすために約４
０ｔの力が必要となる。
曲線の傾きｄＣr ／ｄＳd によって見積もることがで
き、Ｃr ＝０の点では軸を０．１ｍｍ動かすために約４
０ｔの力が必要となる。
【００８４】このことは、この装置が強い剛性をもって
おりスラストの変化に対して安定であることを示してい
る。しかしながら、大流量においては軸スラスト曲線は
緩やかであり剛性は低下する。
おりスラストの変化に対して安定であることを示してい
る。しかしながら、大流量においては軸スラスト曲線は
緩やかであり剛性は低下する。
【００８５】尚、前述した計算式に使用された各種記号
の内容は次の通りである。
の内容は次の通りである。
【００８６】ｂ2 ＝インペラ出口幅 Ｃr ＝Ｔ／４ρπｒ2 2 ；軸スラスト係数（Ｔ＝軸スラ
スト） ＮS ＝ポンプ比速度［ｍ，ｍ3 ／ｍｉｎ，ｒｐｍ］ Ｐ＝２ｐ／ρｕ2 2 ；無次元圧力 Ｑ，ΔＱ＝ポンプ流量と漏れ流量 ｒ1 ，ｒ2 ＝それぞれ、主インペラの入口と出口半径 Ｒe ＝ｒ2 ｕ2 ／ν；レイノルズ数 Ｓd ＝バランスディスクの軸方向隙間 ｕ2 ＝主インペラ周速 β2 ＝主インペラの出口角 η＝効率 ψ＝Ｈ／（ｕ2 2 ／２ｇ） ν，ρ＝それぞれ、流体の動粘性の密度（γ＝ρｇ） τ＝Ｌ／ρＡ2 ｕ2 3 ；動力係数（Ｌ＝動力，Ａ2 ＝２
πｒ2 ｂ2 ） φ＝Ｑdischage／Ａ2 ｕ2 ；ポンプの流量係数
スト） ＮS ＝ポンプ比速度［ｍ，ｍ3 ／ｍｉｎ，ｒｐｍ］ Ｐ＝２ｐ／ρｕ2 2 ；無次元圧力 Ｑ，ΔＱ＝ポンプ流量と漏れ流量 ｒ1 ，ｒ2 ＝それぞれ、主インペラの入口と出口半径 Ｒe ＝ｒ2 ｕ2 ／ν；レイノルズ数 Ｓd ＝バランスディスクの軸方向隙間 ｕ2 ＝主インペラ周速 β2 ＝主インペラの出口角 η＝効率 ψ＝Ｈ／（ｕ2 2 ／２ｇ） ν，ρ＝それぞれ、流体の動粘性の密度（γ＝ρｇ） τ＝Ｌ／ρＡ2 ｕ2 3 ；動力係数（Ｌ＝動力，Ａ2 ＝２
πｒ2 ｂ2 ） φ＝Ｑdischage／Ａ2 ｕ2 ；ポンプの流量係数
【００８７】以上述べたように、インペラの内部流れを
準３次元ポテンシャル流れにて解析してインペラ出口の
平均流れ特性を求め、これを基にインペラ境界層を解析
して摩擦損失を、またインペラ出口ディフューザの境界
層解析により、この部分の損失とディフューザの境界流
れを求め、ディフューザの衝突損失を予測する。
準３次元ポテンシャル流れにて解析してインペラ出口の
平均流れ特性を求め、これを基にインペラ境界層を解析
して摩擦損失を、またインペラ出口ディフューザの境界
層解析により、この部分の損失とディフューザの境界流
れを求め、ディフューザの衝突損失を予測する。
【００８８】したがって、インペラ流れと損失に関して
は何等実験係数を導入することなく解析することがで
き、また任意形状のインペラに適用してその差異を評価
することもできる。
は何等実験係数を導入することなく解析することがで
き、また任意形状のインペラに適用してその差異を評価
することもできる。
【００８９】この際、インペラ内の剥離や２次流れによ
る損失は、羽出口流れの偏りとして現れ、これが均一化
するときの混合損失として現れるとする考え方に一つの
特徴がある。
る損失は、羽出口流れの偏りとして現れ、これが均一化
するときの混合損失として現れるとする考え方に一つの
特徴がある。
【００９０】また、小流量で生ずるインペラ入口逆流を
モデル化して準３次元解析に考慮しているため、小流量
から過大流量までの全領域に対して高精度の性能予測を
することができる。
モデル化して準３次元解析に考慮しているため、小流量
から過大流量までの全領域に対して高精度の性能予測を
することができる。
【００９１】さらに、インペラ背面およびバランス機構
の流れは、運動量方程式を用いた２次元粘性解析を行っ
ており、各部の全ての寸法の変化を詳細に考慮した流れ
解析が可能である。これによりいかなる機構であれ、自
動バランス機構の軸スラスト特性と摩擦損失動力および
漏れ特性が高精度に見積もられる。
の流れは、運動量方程式を用いた２次元粘性解析を行っ
ており、各部の全ての寸法の変化を詳細に考慮した流れ
解析が可能である。これによりいかなる機構であれ、自
動バランス機構の軸スラスト特性と摩擦損失動力および
漏れ特性が高精度に見積もられる。
【００９２】そこで、インペラ境界層の解析とインペラ
出口ディフューザの境界層解析および運動量方程式を用
いた２次元粘性解析を組合わせた総合解析を確立するこ
とにより、ポンプの全揚程、軸動力、効率、軸スラスト
を全流量域に対し高精度な予測が可能となり、これによ
り、粘性によるポンプ性能や軸スラスト性能の変化が明
らかとなった。
出口ディフューザの境界層解析および運動量方程式を用
いた２次元粘性解析を組合わせた総合解析を確立するこ
とにより、ポンプの全揚程、軸動力、効率、軸スラスト
を全流量域に対し高精度な予測が可能となり、これによ
り、粘性によるポンプ性能や軸スラスト性能の変化が明
らかとなった。
【００９３】以上、本発明を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改良変更が可
能である。
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改良変更が可
能である。
【００９４】
【発明の効果】以上説明したように、本発明に係わるス
ラストバランス機構を備えた遠心ポンプの性能予測方法
によれば、遠心ポンプの性能予測に際し、ポンプ寸法デ
ータ、流量、運転回転数および使用液特性を入力し、イ
ンペラ背面およびスラストバランス機構の漏れ量を仮定
してインペラの流量計算を行うことによりインペラによ
る圧力および速度の性能予測を行い、次にインペラ前面
および背面の漏れ量を解析すると共に固定流路の流れを
解析した後、スラストバランス機構の流れを解析し、次
いでスラストバランス機構の漏れ量を計算した結果これ
が収束するか否かを判断し、収束しない場合は再度スラ
ストバランス機構の流れの解析および該バランス機構の
漏れ量の計算までの行程を繰返し、収束した場合はポン
プ漏れ量の計算を行い、この計算の結果これが収束しな
い場合は前記インペラの流量計算から該収束の前段まで
の行程を収束するまで繰返し実行することにより、イン
ペラの内部流れを準３次元ポテンシャル流れとして解析
すると共に、小流量域で生ずるインペラ入口の逆流をモ
デル化して準３次元にて考慮し、インペラ背面およびス
ラストバランス機構の流れには運動量方程式を用いた２
次元粘性解析を組合わせた総合解析により性能予測を行
うことにより、ポンプ自体の製作を容易にすると共に性
能上のトラブルを回避することにより信頼性の向上を図
ることができ、工場内における試験回数も最少限に抑え
ることができ、安全性の向上と共に省エネルギー化を一
層促進することができる等の優れた効果を有する。
ラストバランス機構を備えた遠心ポンプの性能予測方法
によれば、遠心ポンプの性能予測に際し、ポンプ寸法デ
ータ、流量、運転回転数および使用液特性を入力し、イ
ンペラ背面およびスラストバランス機構の漏れ量を仮定
してインペラの流量計算を行うことによりインペラによ
る圧力および速度の性能予測を行い、次にインペラ前面
および背面の漏れ量を解析すると共に固定流路の流れを
解析した後、スラストバランス機構の流れを解析し、次
いでスラストバランス機構の漏れ量を計算した結果これ
が収束するか否かを判断し、収束しない場合は再度スラ
ストバランス機構の流れの解析および該バランス機構の
漏れ量の計算までの行程を繰返し、収束した場合はポン
プ漏れ量の計算を行い、この計算の結果これが収束しな
い場合は前記インペラの流量計算から該収束の前段まで
の行程を収束するまで繰返し実行することにより、イン
ペラの内部流れを準３次元ポテンシャル流れとして解析
すると共に、小流量域で生ずるインペラ入口の逆流をモ
デル化して準３次元にて考慮し、インペラ背面およびス
ラストバランス機構の流れには運動量方程式を用いた２
次元粘性解析を組合わせた総合解析により性能予測を行
うことにより、ポンプ自体の製作を容易にすると共に性
能上のトラブルを回避することにより信頼性の向上を図
ることができ、工場内における試験回数も最少限に抑え
ることができ、安全性の向上と共に省エネルギー化を一
層促進することができる等の優れた効果を有する。
【図１】計算手順を示す流図である。
【図２】タイプＡポンプの部分断面図である。
【図３】タイプＢポンプの部分断面図である。
【図４】タイプＣポンプの部分断面図である。
【図５】スラストバランス機構の部分断面図である。
【図６】タイプＡポンプに関する性能曲線を示す図表で
ある。
ある。
【図７】タイプＢポンプに関する性能曲線を示す図表で
ある。
ある。
【図８】タイプＡポンプに関する図表である。
【図９】タイプＡポンプに関するスラストバランス機構
の性能図表である。
の性能図表である。
１０、２６、３２ インデューサ １２ インペラ １４ バランスディスク １６、３８、４４ バランスピストン １８ モータロータ ２０ ステータ ２２ シャフトエンドオリフィス ２４ ケーシングオリフィス ２８、３４ 主インペラ ３０、３６、４２ バランスディスク ４０ モータ
Claims (3)
- 【請求項１】 スラストバランス機構を備えた遠心ポン
プにおいて、該遠心ポンプの性能予測に際し、ポンプ寸
法データ、流量、運転回転数および使用液特性を入力
し、インペラ背面およびスラストバランス機構の漏れ量
を仮定してインペラの流量計算を行うことによりインペ
ラによる圧力および速度の性能予測を行い、次にインペ
ラ前面および背面の漏れ量を解析すると共に固定流路の
流れを解析した後、スラストバランス機構の流れを解析
し、次いでスラストバランス機構の漏れ量を計算した結
果これが収束するか否かを判断し、収束しない場合は再
度スラストバランス機構の流れの解析から該バランス機
構の漏れ量の計算までの手順を繰返し実行し、収束した
場合はポンプ漏れ量の計算を行い、この計算の結果これ
が収束しない場合は前記インペラの流量計算から収束す
るまでの手順を繰返し実行することにより、インペラの
内部流れを準３次元ポテンシャル流れとして解析すると
共に、小流量域で生ずるインペラ入口の逆流をモデル化
して準３次元にて考慮し、インペラ背面およびスラスト
バランス機構の流れには運動量方程式を用いた２次元粘
性解析を組合わせた総合解析により性能予測を行うこと
を特徴とするスラストバランス機構を備えた遠心ポンプ
の性能予測方法。 - 【請求項２】 前記インペラの流量計算は、 【数１】 により与えられ、ここで、ｋ、ε2 、ηv はそれぞれ、
滑り係数、羽根厚によるインペラ流路収縮比および体積
効率、ζf は摩擦損失、ζs は衝突損失とする請求項１
記載のスラストバランス機構を備えた遠心ポンプの性能
予測方法。 - 【請求項３】 前記ポンプ漏れ量計算は、 【数２】 ここで、ηは全効率、ηh は水力効率、ηv は容積効
率、ηm は機械効率、Ｑはポンプ吸込み部における流
量、ΔＱimp.P は主インペラの前面シュラウド隙間の漏
れ、ΔＱmotor はバランス機構とモータを通過する漏
れ、吐出量は（Ｑ−ΔＱmotor ）、Ｌf はインペラ入口
の逆流による動力を含んだ円盤摩擦動力で与えられる請
求項１記載のスラストバランス機構を備えた遠心ポンプ
の性能予測方法。
Priority Applications (5)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP5226081A JPH0777192A (ja) | 1993-09-10 | 1993-09-10 | スラストバランス機構を備えた遠心ポンプの性能予測方法 |
| KR1019940022041A KR100323057B1 (ko) | 1993-09-10 | 1994-09-01 | 스러스트밸런스(thrustbalance)기구를구비한원심펌프의성능예측방법 |
| DE69414215T DE69414215T2 (de) | 1993-09-10 | 1994-09-09 | Verfahren zur Voraussage der Leistung einer Zentrifugalpumpe mit Schubausgleichsmechanismus |
| EP94114173A EP0644472B1 (en) | 1993-09-10 | 1994-09-09 | Method for prediction of performance of a centrifugal pump with a thrust balance mechanism |
| US08/523,218 US5615996A (en) | 1993-09-10 | 1995-09-05 | Method for prediction of the performance of a centrifugal pump with a thrust balance mechanism |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP5226081A JPH0777192A (ja) | 1993-09-10 | 1993-09-10 | スラストバランス機構を備えた遠心ポンプの性能予測方法 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0777192A true JPH0777192A (ja) | 1995-03-20 |
Family
ID=16839530
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP5226081A Pending JPH0777192A (ja) | 1993-09-10 | 1993-09-10 | スラストバランス機構を備えた遠心ポンプの性能予測方法 |
Country Status (5)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5615996A (ja) |
| EP (1) | EP0644472B1 (ja) |
| JP (1) | JPH0777192A (ja) |
| KR (1) | KR100323057B1 (ja) |
| DE (1) | DE69414215T2 (ja) |
Cited By (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2007255324A (ja) * | 2006-03-23 | 2007-10-04 | Shin Meiwa Ind Co Ltd | 遠心ポンプ用羽根車および遠心ポンプ用羽根車のバランス調整方法 |
| CN104696233A (zh) * | 2015-03-10 | 2015-06-10 | 中国计量学院 | 一种离心泵内部流场数值模拟结果的校准方法 |
| CN104929944A (zh) * | 2015-06-09 | 2015-09-23 | 江苏大学 | 基于间隙流的多级泵转子动力密封的设计方法 |
| JP2020002858A (ja) * | 2018-06-28 | 2020-01-09 | 株式会社荏原製作所 | ポンプ選定図作成装置、ポンプ選定装置、およびポンプ選定図 |
| CN113158590A (zh) * | 2021-02-07 | 2021-07-23 | 浙江工业大学 | 一种基于混合模型预测不同转速下离心泵效率预测的方法 |
Families Citing this family (22)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US6135728A (en) * | 1998-10-29 | 2000-10-24 | Innovative Mag-Drive, L.L.C. | Centrifugal pump having an axial thrust balancing system |
| US6293772B1 (en) | 1998-10-29 | 2001-09-25 | Innovative Mag-Drive, Llc | Containment member for a magnetic-drive centrifugal pump |
| US6234748B1 (en) | 1998-10-29 | 2001-05-22 | Innovative Mag-Drive, L.L.C. | Wear ring assembly for a centrifugal pump |
| JP4004296B2 (ja) * | 2002-01-28 | 2007-11-07 | テルモ株式会社 | 遠心式液体ポンプ装置 |
| BRPI0918721A2 (pt) * | 2008-09-10 | 2017-02-07 | Pentair Pump Group Inc | bomba centrifuga multiestágio de alta eficiência e método de montagem |
| IT1392143B1 (it) * | 2008-09-15 | 2012-02-22 | Pompe Garbarino S P A | Pompa centrifuga multistadio con tamburo di bilanciamento idraulico a trafilamento controllato. |
| US8543245B2 (en) * | 2009-11-20 | 2013-09-24 | Halliburton Energy Services, Inc. | Systems and methods for specifying an operational parameter for a pumping system |
| US8753515B2 (en) | 2009-12-05 | 2014-06-17 | Home Dialysis Plus, Ltd. | Dialysis system with ultrafiltration control |
| US8501009B2 (en) | 2010-06-07 | 2013-08-06 | State Of Oregon Acting By And Through The State Board Of Higher Education On Behalf Of Oregon State University | Fluid purification system |
| US8700221B2 (en) | 2010-12-30 | 2014-04-15 | Fluid Handling Llc | Method and apparatus for pump control using varying equivalent system characteristic curve, AKA an adaptive control curve |
| AU2012318561B2 (en) | 2011-10-07 | 2017-04-20 | Outset Medical, Inc. | Heat exchange fluid purification for dialysis system |
| EP2791750B1 (en) | 2011-12-16 | 2020-05-06 | Fluid Handling LLC. | Dynamic linear control methods and apparatus for variable speed pump control |
| WO2014149388A1 (en) | 2013-03-19 | 2014-09-25 | Fluid Handling Llc | Discrete sensorless converter for pump differential pressure and flow monitoring |
| EP3137128B1 (en) | 2014-04-29 | 2021-02-24 | Outset Medical, Inc. | Dialysis system and methods |
| US10338576B2 (en) * | 2016-05-17 | 2019-07-02 | General Electric Company | Intelligent management system for balance of plant |
| WO2018035520A1 (en) | 2016-08-19 | 2018-02-22 | Outset Medical, Inc. | Peritoneal dialysis system and methods |
| CN106567861B (zh) * | 2016-10-26 | 2019-01-08 | 中国农业大学 | 一种轴流泵导叶水力设计方法及装置 |
| WO2021061121A1 (en) * | 2019-09-25 | 2021-04-01 | Halliburton Energy Services, Inc. | Method of calculating viscous performance of a pump from its water performance characteristics and new dimensionless parameter for controlling and monitoring viscosity, flow and pressure |
| CN111209525B (zh) * | 2020-04-24 | 2020-09-01 | 中国水利水电科学研究院 | 一种基于优化推理公式的洪峰流量计算方法及*** |
| CN112580238B (zh) * | 2020-12-14 | 2022-04-26 | 湘潭大学 | 一种基于仿真结果修正的离心泵效率值预测方法 |
| CN113297809B (zh) * | 2021-05-06 | 2022-04-26 | 湘潭大学 | 一种离心泵叶轮口环间隙泄漏量的仿真估算方法 |
| CN116242560B (zh) * | 2023-05-10 | 2023-08-04 | 兰州理工大学 | 离心泵叶轮密封环间隙泄漏量测试装置及测试方法 |
Family Cites Families (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE1528717B2 (de) * | 1965-06-30 | 1976-04-15 | Halberg Maschinenbau Gmbh & Co, 6700 Ludwigshafen | Vorrichtung zum ausgleich des axialschubes bei mehrstufigen kreiselpumpen |
| US3746461A (en) * | 1971-10-08 | 1973-07-17 | S Yokota | Device for balancing axial thrust on the impeller shaft of pumps |
| US4425790A (en) * | 1981-12-21 | 1984-01-17 | The Dow Chemical Company | Prediction of extrusion performance of polymers |
| US4415790A (en) * | 1982-02-11 | 1983-11-15 | Raytheon Company | Microwave oven temperature probe control |
| SU1070340A1 (ru) * | 1982-03-29 | 1984-01-30 | Popov Igor K | Центробежный насос |
| SU1086232A1 (ru) * | 1983-01-10 | 1984-04-15 | Bykovskij Aleksandr A | Устройство дл автоматического уравновешивани осевого усили на валу насоса |
| US4886422A (en) * | 1987-07-09 | 1989-12-12 | Tokyo Keiki Company Ltd. | Control apparatus of variable delivery pump |
| US4826396A (en) * | 1988-01-29 | 1989-05-02 | The United States Of America As Represented By The Administrator Of The National Aeronautics And Space Administration | Rotor self-lubricating axial stop |
| US4875178A (en) * | 1988-05-02 | 1989-10-17 | Cook Leonard C | Method to control the discharge of effluent |
| US4975239A (en) * | 1989-01-23 | 1990-12-04 | General Electric Company | BWR core flow measurement enhancements |
-
1993
- 1993-09-10 JP JP5226081A patent/JPH0777192A/ja active Pending
-
1994
- 1994-09-01 KR KR1019940022041A patent/KR100323057B1/ko not_active IP Right Cessation
- 1994-09-09 DE DE69414215T patent/DE69414215T2/de not_active Expired - Fee Related
- 1994-09-09 EP EP94114173A patent/EP0644472B1/en not_active Expired - Lifetime
-
1995
- 1995-09-05 US US08/523,218 patent/US5615996A/en not_active Expired - Fee Related
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2007255324A (ja) * | 2006-03-23 | 2007-10-04 | Shin Meiwa Ind Co Ltd | 遠心ポンプ用羽根車および遠心ポンプ用羽根車のバランス調整方法 |
| CN104696233A (zh) * | 2015-03-10 | 2015-06-10 | 中国计量学院 | 一种离心泵内部流场数值模拟结果的校准方法 |
| CN104929944A (zh) * | 2015-06-09 | 2015-09-23 | 江苏大学 | 基于间隙流的多级泵转子动力密封的设计方法 |
| JP2020002858A (ja) * | 2018-06-28 | 2020-01-09 | 株式会社荏原製作所 | ポンプ選定図作成装置、ポンプ選定装置、およびポンプ選定図 |
| CN113158590A (zh) * | 2021-02-07 | 2021-07-23 | 浙江工业大学 | 一种基于混合模型预测不同转速下离心泵效率预测的方法 |
| CN113158590B (zh) * | 2021-02-07 | 2024-04-02 | 浙江工业大学 | 一种基于混合模型预测不同转速下离心泵效率预测的方法 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| KR950008987A (ko) | 1995-04-21 |
| DE69414215T2 (de) | 1999-06-10 |
| EP0644472A2 (en) | 1995-03-22 |
| DE69414215D1 (de) | 1998-12-03 |
| US5615996A (en) | 1997-04-01 |
| EP0644472A3 (en) | 1995-08-02 |
| EP0644472B1 (en) | 1998-10-28 |
| KR100323057B1 (ko) | 2002-06-20 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JPH0777192A (ja) | スラストバランス機構を備えた遠心ポンプの性能予測方法 | |
| Gu¨ lich | Effect of Reynolds number and surface roughness on the efficiency of centrifugal pumps | |
| Gülich | Disk friction losses of closed turbomachine impellers | |
| Iversen | Performance of the periphery pump | |
| Benigni et al. | Numerical simulation of low specific speed American petroleum institute pumps in part-load operation and comparison with test rig results | |
| Bing et al. | Prediction method of impeller performance and analysis of loss mechanism for mixed-flow pump | |
| Li | Effects of viscosity of fluids on centrifugal pump performance and flow pattern in the impeller | |
| Senoo et al. | Pressure loss due to the tip clearance of impeller blades in centrifugal and axial blowers | |
| Meakhail et al. | An improved theory for regenerative pump performance | |
| Oh et al. | Conceptual design optimization of mixed-flow pump impellers using mean streamline analysis | |
| Pelz et al. | A second order exact scaling method for turbomachinery performance prediction | |
| Valentini et al. | Experimental validation of a reduced order for radial turbopump design | |
| Watanabe et al. | CFD analysis of axial thrust in three stages centrifugal pump at design and partload conditions | |
| Raheel et al. | Current status, design and performance trends for the regenerative flow compressors and pumps | |
| Thanapandi et al. | Performance prediction and loss analysis of low specific speed submersible pumps | |
| Kurokawa et al. | Prediction of Outlet Flow Characteristics of Centrifugal Impellers: 1st Report, Consideration of Velocity Distortion | |
| Kurokawa et al. | Performance Prediction of Multistage Diffuser Pump of Low Specific Speed and Viscous Effect | |
| d’Agostino et al. | On the Preliminary Design and Performance Prediction of Centrifugal Turbopumps—Part 2 | |
| Kawakubo et al. | Prediction of surface roughness effects on centrifugal compressor performance | |
| Gülich et al. | Design of the hydraulic components | |
| Lakshminarayana | Experimental and analytical investigation of flow through rocket pump inducer | |
| Hu et al. | Investigation on the influence of surface roughness on the moment coefficient in a rotor-stator cavity with centripetal through-flow | |
| Schröder et al. | Prediction in Rotor-Stator Cavities at High Reynolds Numbers up to Re≈ 2· 108: Towards a New Parametric Model | |
| Matsui et al. | Effect of J‐Groove on the Axial Thrust in Centrifugal Pump | |
| NISHI et al. | Loss analysis of a new type of sewage pump |