ターボポンプ
【課題】ロケット用の小型化したターボポンプを提供する。
【解決手段】回転軸（シャフト）１３の一端にタービン１１、もう一端にポンプ１２、タービンとポンプの間に回転軸を支承する軸受１４から構成されるターボポンプにおいて，ラジアルタービンと、液体を吸い込んで一定高さまで吐出できる複数条の羽根を有する１段のポンプを備えた構成とする。
ラジアルタービンは、特に内向半径流型、混流式、ノズル羽根なしのタイプを１段で用いる。ラジアルタービンの特長を活かして、タービン径の小型化を図っている。
【解決手段】回転軸（シャフト）１３の一端にタービン１１、もう一端にポンプ１２、タービンとポンプの間に回転軸を支承する軸受１４から構成されるターボポンプにおいて，ラジアルタービンと、液体を吸い込んで一定高さまで吐出できる複数条の羽根を有する１段のポンプを備えた構成とする。
ラジアルタービンは、特に内向半径流型、混流式、ノズル羽根なしのタイプを１段で用いる。ラジアルタービンの特長を活かして、タービン径の小型化を図っている。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、例えば液体ロケットエンジン用として用いられるターボポンプに関し、特にタービンにより駆動されるインペラの回転によって液体推進剤に推力を与えて、送液するものに関する。
【背景技術】
【０００２】
液体ロケット用のターボポンプとして、従来は、下記特許文献１及び２に記載されているように、ロケットエンジン専用の大タービン径のターボポンプが使用されてきた。それ故、これらの特許文献に記載された発明ではターボポンプは大型にならざるを得なかった。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開平９−１４４６９９号公報
【特許文献２】特開平１０−６８３９６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
本発明の目的は既述したような問題を解決したターボポンプを提供することであり、具体的には、タービン径を小型化し、ひいては小型のターボポンプを提供することである。
前記特許文献記載の発明は、本発明の目的の解決を指向していないし、その示唆も開示されていない。
【０００５】
タービン径の小型化は、ターボポンプの小型化、ひいてはロケットエンジンの小型、軽量化に繋がるという利点がある。さらに、類似の例として、自動車用のターボチャージャがあり、このときの駆動ガスはエンジンのシリンダから排出される、排気ガスであるが、どちらも同様な温度の高温ガスというところで共通である。
また、自動車のターボチャージャでは、内向半径流型、混流式、ノズル羽根なしのラジアルタービンを用いている。このことから、前記のラジアルタービンを採用し、タービン径を自動車のターボチャージャのサイズまで小型化すれば、ターボチャージャのタービン、シャフト、さらに場合によっては軸受を含めた軸受ユニットが流用でき、製造コストの大幅な減少につながる。
【０００６】
逆に、タービン径の小型化は、同一パワーでは回転数の増大につながる。通常、回転数との共振に起因するところの危険速度は、使用最大回転数より高くなるように設定する必要があるが、タービン径の小型化により、従来以上に危険速度を高める必要がある。
このため、タービン、インペラの付いたシャフト自体の、また、このシャフトと軸受等の弾性特性が連成した振動系に起因する危険速度の確認が必要で、危険速度が使用最大回転数より小さいときは、たとえばシャフト長の短縮、シャフト径の増大、シャフト、軸受の剛性を高める等の対策が必要になる。
【０００７】
一方、ポンプ性能においては、回転数の増大は、インペラ周速の増大になり、ひいてはキャビテーション発生の可能性が高まるため、対策を行う必要がある。
キャビテーションの多くはインペラの入口ブレード端から発生し、対策としては液体とブレード端との相対速度を減少させる必要がある。この相対速度は、ブレード端の周速とインペラ入口に流入する軸方向流速の合成である。ブレード端の周速を減少させるためには、軸中心からこのブレード端までの半径を小さくする必要があるが、軸、インペラのハブの半径には機械的、強度的に制限があるため、ブレード端までの半径も制限される。また、この対策でインペラ入口断面積を小さくすることになり、要求流量を満たすためには、インペラ入口に流入する軸方向流速が大きくなる。このために、周速を小さくしたのにかかわらず、液体とブレード端の相対速度が結果として大きくなる場合もある。従って、前記ブレード端までの半径は、両者を考慮して、相対速度が最小になるように選ぶ必要がある。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明は、上述した課題を、以下の手段によって解決する。
請求項１の発明は、回転軸と、前記回転軸の一方の端部に設けられたタービンと、前記回転軸の他方の端部に設けられたポンプと、前記回転軸を支承する軸受とを備えて構成されるターボポンプにおいて、前記タービンはラジアルタービンであり、前記ポンプは液体を吸い込んで一定高さまで吐出できる複数条の羽根を有するインペラを備えたポンプであることを特徴とするターボポンプである。
【０００９】
請求項２の発明は、前記ポンプは、前記回転軸回りにおける位相が略３６０ｄｅｇ．にわたって延在するブレードを、略１２０ｄｅｇ．間隔で３枚有するインペラを備えることを特徴とする請求項１に記載のターボポンプである。
【００１０】
請求項３の発明は、前記ポンプのインペラの入口におけるブレード半径をｒｔ（ｍ）、前記インペラの回転数をＮ（ｒｐｍ）、前記インペラの入口体積流量をＱ（ｍ３／ｓ）、前記インペラの入口流路断面積をＳ（ｍ２）、ｎ＝２π・ｒｔ・（Ｎ／６０）、φ＝Ｑ／（Ｓ×ｎ）としたときに、前記インペラの入口のブレード端翼角βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）を、βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）＝φ×１００となるよう設定したことを特徴とする請求項２に記載のターボポンプである。
【００１１】
請求項４の発明は、前記ポンプの入口のハブ半径を、機械的強度を充足して成立し得る最小寸法に設定し、前記インペラの入口のブレード半径を、前記ハブ半径におけるキャビテーション係数が最大となるように設定し、使用上要求される揚程に応じて前記インペラの出口のブレード半径及び出口のハブ半径を設定したことを特徴とする請求項３に記載のターボポンプである。
【００１２】
請求項５の発明は、前記インペラの入口のブレード半径を２１．５（±０．５）ｍｍ、入口のハブ半径を９．５（±０．５）ｍｍ、出口のブレード半径を、２４．０（±０．５）ｍｍ、出口のハブ半径を、１２．０（±０．５）ｍｍ、入口のブレード端翼角（βitip（ｄｅｇ．））を９．５（±０．５）ｄｅｇ．としたことを特徴とする請求項４に記載のターボポンプである。
【００１３】
請求項６の発明は、インペラ入口のブレード前縁を、ハブへの付け根から端部まで、接線方向から半径方向に９０ｄｅｇ．の後退角を有しかつ下記式で得られる円弧状に形成したことを特徴とする請求項１から請求項５までのいずれか１項に記載のターボポンプである。
後退角を与えない場合のインペラ入口のブレードの仮想半径：ｒｉｔｉｐ
インペラ入口のハブの半径：ｒｉｈｕｂ
インペラ出口のブレードの半径：ｒｏｔｉｐ
インペラの入口のブレード端翼角βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）
インペラ入口のブレードとインペラ出口のブレード間のインペラ軸方向の距離：Ｌｈ＝２π・ｒｉｔｉｐ・ｔａｎ（βｉｔｉｐ）
インペラ入口のブレード前縁より９０ｄｅｇ．回転した位置におけるブレードの半径：ｒ９０ｔｉｐ＝ｒｉｔｉｐ＋（ｒｏｔｉｐ−ｒｉｔｉｐ）/Ｌｈ・(90/360)
としたときに、前記円弧は、中心はインペラ入口のブレード前縁より９０ｄｅｇ．回転した方向の線上に位置し、
円弧の半径ｒｂ＝（ｒｉｈｕｂ２＋ｒ９０ｔｉｐ２）/（２ｒ９０ｔｉｐ）
円弧の中心のインペラ軸からの距離：ｙｂｏ＝ｒ９０ｔｉｐ−ｒｂ
【００１４】
請求項７の発明は、前記ラジアルタービンが内向半径流型かつ混流式でありノズル羽根を具備していないものであることを特徴とする請求項１から請求項６までのいずれか１項に記載のターボポンプである。
【００１５】
請求項８の発明は、前記ポンプの出力総圧と流量とを乗じた出力パワーが最大４４ｋＷを、タービン最大径が９５ｍｍ以下で達成することを特徴とする請求項１から請求項７までのいずれか１項に記載のターボポンプである。
【００１６】
請求項９の発明は、タービン端からシャフト端、インペラ端までを含めた最大長さが２０５ｍｍ以下とすることを特徴とする請求項１から請求項８までのいずれか１項に記載のターボポンプである。
【００１７】
請求項１０の発明は、インペラ長は３０ｍｍ以下とすることを特徴とする請求項１から請求項９までのいずれか１項に記載のターボポンプである。
【００１８】
また、前述の課題は、回転軸（シャフト）の一端にタービン，もう一端にポンプ，タービンとポンプの間に回転軸を支承する軸受から構成されるターボポンプにおいて，ラジアルタービンと，液体を吸い込んで一定高さまで吐出できる複数条の羽根を有する１段のポンプを備えた構成とすることによって達成される。
【００１９】
ラジアルタービンは、特に内向半径流型、混流式、ノズル羽根なしのタイプを１段で用いる。ラジアルタービンの、反動度が比較的大きいため小型でも比較的効率が高い、構造上高い周速を使うことができるため１段あたりの圧力比を比較的高くできる、構造が簡単という特長を活かして、タービン径の小型化を図っている。
【００２０】
前記タービンは、前記ポンプ出力パワー（＝出力総圧×流量）が、回転数６５０００ｒｐｍ（round per min.）において４４ｋWであるターボポンプにおいて、タービン羽根最大径を９５mm以下で達成することで小型化を図っている。
【００２１】
タービン径を小径にすると、同一のポンプ出力パワー（＝出力総圧×流量）を得るには回転速度を上げなければならない。このため危険速度を、高くなった回転数を回避するまで、高くする必要が発生する。本発明では、使用最大回転数が６５０００ｒｐｍ以上に達するが、これは従来のターボポンプの例よりも大きい。
このため、前記シャフト長を短くし、弾性固有振動数を高くする必要がある。このため、前記ターボポンプにおいて、タービン端からシャフト端、インペラ端までを含めた最大長さが２０５ｍｍ以下とした。
【００２２】
さらに、危険速度は、シャフトの径、剛性、シャフトを支持する軸受間の距離等のパラメータがあるが、構造的に弾性一次危険速度を８３０００ｒｐｍとすることにした。
【００２３】
また、前述のシャフト長２０５ｍｍ以下の制約に対応するため、前記ターボポンプにおいて、インペラの占める部分の長さを短くする目的で、インペラを１段とし、インペラ長は３０mm以下とした。
【００２４】
また、回転数が高い状態でインペラ入口のブレード端周速を低く抑えるため、シャフトのインペラ取り付け位置での径も考慮して、インペラ入口のブレード半径を２１．５ｍｍ、ハブ入口の半径を９．５ｍｍとした。
実際のブレード端は、後述する後退角を得るために加工し、実際のブレード半径の最大値は減少するが、この加工を行う前のブレード半径（後退角を与えないと仮定した場合のブレード半径）である。
なお、本明細書、特許請求の範囲などにおいて、後退角とは、ブレードの前縁がインペラの半径方向に対して外径側が後方側となるように傾斜するようにつけられた角度のことを示すものとする。
【００２５】
また、インペラにおける入口のブレード端の翼角を９．５ｄｅｇ．とした。
実際のブレード端は、後述する後退角を得るために加工し、ブレード半径は減少するが、この加工を行う前のブレード端の設計上の値である。
【００２６】
また、前記の両入口半径で、所定のポンプパワーを得るために、インペラ出口のブレードの半径を２４．０ｍｍ、ハブ出口の半径を１２．０ｍｍとした。
【００２７】
また、回転数が高い状態でインペラ入口のブレード端でのキャビテーション発生をできるだけ抑制するため、インペラ入口のブレード前縁の、ハブへの付け根から端部まで、接線方向から半径方向に９０ｄｅｇ．の円弧となる後退角を備えた。
【発明の効果】
【００２８】
本発明のターボポンプを使用することによって、記述した様々な問題を解決することができる。すなわち、第１にタービン径の小型化は、ターボポンプの小型化、ひいてはロケットエンジンの小型、軽量化に繋がる。また、場合によっては、既存の自動車用ターボチャージャのタービン、シャフト、軸受を含めた軸受ユニットが利用できるため、大幅なコスト低減を実現できる。
【００２９】
第２に、タービン径の小型化は、同一パワーでは回転数の増大につながるが、本発明により従来にない高速の範囲まで以上に、危険速度を高めることができる。
【００３０】
第３に、ポンプ性能においては、回転数の周速の増大により、キャビテーション発生の可能性が高まるが、発生を最小限に抑えるインペラを提供できる。
【図面の簡単な説明】
【００３１】
【図１】本発明が、ロケットエンジンシステム内で使用される例を示す概略図である。
【図２】ターボポンプ１のユニット構成図である。
【図３】ターボポンプ１の概略構成図である。
【図４】インペラ１２１の構造図である。
【図５】インペラ１２１のキャビテーション係数を示す特性図である。
【図６】インペラ１２１の入口ブレード端翼角βitipと迎角の関係を示す特性図である。
【図７】インペラ１２１の圧力上昇特性と出口ブレード半径との相関を示す特性図である。
【図８】インペラ１２１の圧力上昇特性と出口ハブ半径との相関を示す特性図である。
【図９】回転実験結果を示す図である。
【図１０】危険速度での振動モードを示す図である。
【図１１】ポンプ実験のブロックダイアグラムである。
【図１２】流量係数および揚程係数を示す図である。
【図１３】タービンインプットパワーとポンプアウトプットパワーを示す図である。
【図１４】キャビテーション係数と回転数、揚程係数を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００３２】
以下、図１乃至図１４を参照して本発明のターボポンプの実施形態を簡単に説明する。
図１は、本発明を適用したターボポンプの一実施形態が、ロケットエンジンシステム内で使用される例を示す概略図である。
なお、通常、液体ロケットエンジンは、推進剤として、液体酸素等の酸化剤と、液化天然ガス等の燃料の、２液体の混合燃焼を行うため、ターボポンプ、推進剤タンク、配管も２系統ある。しかしターボポンプの使用方法としては差異が小さいので、この図ではその１系統のみ示す。
図１に示すようにターボポンプ１は、タービン１１にロケットエンジン燃焼室３からの燃焼ガスを注入することで、軸受ユニット１４で支持されたシャフト１３を介してタービン１１と繋がったポンプ１２を駆動する。このポンプ１２で、推進剤タンク２に充填された推進剤を、昇圧し、ロケットエンジン燃焼室３に送出する。
軸受ユニット１４は、シャフト１３を回転可能に支持する一対の軸受１４１、１４２を備えている。軸受１４１、１４２は、シャフト１３の軸方向に離間して配置されている。また、軸受ユニット１４は、軸受１４１、１４２を潤滑する図示しない潤滑装置を備えている。
【００３３】
図２に、本実施形態の液体ロケットエンジン用ターボポンプ１のユニット構成図を示す。
また、図３に、図２のターボポンプ１の概略構成図を示す。各構成品の番号は両図で一致させている。
タービン１１はタービン羽根１１１とタービンハウジング１１２で構成される。
タービン羽根１１１は、タービンハウジング１１２に対して回転可能に支持されている。また、タービンハウジング１１２は、タービン羽根１１１を収容するとともに、タービン羽根１１１と協働して燃焼ガスが通過するガス流路を構成する。
このタービンハウジング１１２のタービン気流入口１１２１に、矢印で示した気流方向（タービン１１の径方向）に注入された燃焼ガスが、タービンハウジング１１２内のタービン羽根１１１を駆動（回転）させながら、タービンハウジング１１２のタービン気流出口１１２２で、矢印で示した気流方向（タービン１１の軸方向）に排出される。
【００３４】
この駆動ガスである燃焼ガスの流量、温度、タービン気流入口１１２１の圧力とタービン気流出口１１２２の圧力との圧力比を調整することにより、タービン１１の出力パワーを調整できるが、タービン羽根１１１の回転数は、高出力パワーで大きくなる。また、同一のパワーでもタービン羽根１１１の径が小さいと高回転数が必要である。
【００３５】
タービン１１の型は、内向半径流型、混流式、ノズル羽根なしのラジアルタービンで１段である。一般にタービンには、大きく分けて軸流タービンとラジアルタービンがあるが、ラジアルタービンの持つ以下の特長を活かして採用し、タービン径の小型化を図っている。
・一般に反動度が比較的大きいため小型でも比較的効率が高い
・一般に構造上高い周速を使うことができるため、１段あたりの圧力比を比較的高くできる。圧力比が３程度で、高効率が得られる。
・一般に回転数が高いとタービン効率は良くなるが、構造が簡単で、高回転数での使用に適している。
・一般に軸流式より、１段あたりのエネルギー消費が大きい
・一般に軸流式より、クリアランスによる損失が小さい。
なお、今回、タービン羽根１１１の最大直径は例えば９５ｍｍ以下のものである。また、圧力比は約２から３の範囲で使用する。
なお、本実施形態において、タービン１１として、公知の自動車用ターボチャージャのタービンを流用することが可能である。
【００３６】
また、ポンプ１２は、インペラ１２１とポンプハウジング１２２で構成される。液体酸化剤、燃料等の扱う液体は、ポンプハウジング１２２のポンプ液入口１２２１から矢印で示す液方向（ポンプ１２の軸方向）に入り、インペラ１２１で昇圧され、ポンプ液出口１２２２から矢印で示す液方向（ポンプ１２の径方向）に排出される。
【００３７】
インペラ１２１はタービン羽根１１１に固定されたシャフト１３のもう一端の先にインペラ止め１２３で固定されており、このシャフト１３の長さ（タービン羽根１１１端からインペラ１２１、インペラ止め１２３先端まで含めた全長）は２０５ｍｍ、またはそれ以下としてある。
インペラ止め１２３としては、例えば、シャフト１３のインペラ１２１側の端部に形成されたＭ９ネジ部に締結される２面幅１３ｍｍのナットが用いられる。
【００３８】
また、前記の、シャフト１３の長さが２０５ｍｍ以下の制約に対応するため、前記ターボポンプ１において、インペラ１２１がシャフト１３に取り付けられる部分の長さを短くする目的で、インペラ１２１を１段とし、インペラ１２１の長さは３０ｍｍ以下とした。
このことで、タービン羽根１１１、軸受ユニット１４、ポンプハウジング１２２の各構造、寸法の制約の中においても、上記シャフト１３の長さのもとで、ターボポンプ１の構成、構造が成立する。
【００３９】
図４にインペラ１２１の構造図を示す。インペラ１２１はそのハブ１２１１の外周に螺旋状３６０ｄｅｇ．のブレード１２１２を３枚、１２０ｄｅｇ．間隔で有している。本発明ではこの３条の螺旋ブレード１２１２を持つ単段のインペラ１２１を用いる。
【００４０】
また、回転数が高い状態でインペラ１２１入口のブレード１２１２端の周速を低く抑えるため、インペラ１２１入口におけるブレード１２１２の半径は小さくする必要がある。
しかし、一方、シャフト１３のインペラ１２１取り付け位置での軸径（Ｍ９ネジで固定）から、そこに取り付くハブ１２１１の半径は、９．５ｍｍとした。
ハブ１２１１の半径が、９．０ｍｍ、９．５ｍｍ、１０．０ｍｍのときのキャビテーション係数Ｋ２（定義は後述する）の計算値を、図５に示す。
図５で、ハブ１２１１の半径、９．５ｍｍにおける最適値（ｋの最大値）が得られるインペラ入口ブレード半径を選び、インペラ１２１入口におけるブレード１２１２の半径を２１．５ｍｍとした。特性への影響度では、ハブ１２１１の半径とともに、公差±０．５ｍｍを許容するが、実際の製造上の公差はこれより十分小さい値で製造できる。
【００４１】
また、インペラ１２１入口におけるブレード１２１２端の翼角（βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．））を入口での単位面積当たりの流量係数（φ）から以下の式で求め、９．５ｄｅｇ．とした。翼角とは、インペラ１２１の中心軸と直交する平面に対してブレード１２１２端がなす傾斜角を示すものとする。特性への影響度では、公差±０．５deｇ．を許容するが、実際の製造上の公差はこれより十分小さい値で製造できる。
βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）＝φ×１００
φ＝Ｑ／（Ｓ×ｎ）
Ｑ：インペラ１２１入口体積流量（ｍ３／ｓ）
Ｓ：インペラ１２１入口断面積・（ｍ２）（ハブを除いた流路部分）
ｎ：＝２π・ｒｔ・（Ｎ／６０）
ｒｔ：インペラ１２１入口におけるブレード１２１２の半径（ｍ）
Ｎ：回転数（ｒｐｍ）
図６で、この翼角βｉｔｉｐと、流入流体に対する迎角の関係を示す。
図６に示すように、仰角は翼角βｉｔｉｐに対してほぼ比例関係にあり、ハブ側と先端部側とでは、翼角βｉｔｉｐが同等ではハブ側のほうが仰角が大きくなることがわかる。
本実施形態のように、翼角βｉｔｉｐを９．５ｄｅｇ．に設定した場合、仰角は先端側、ハブ側でそれぞれ約４．２ｄｅｇ．及び８．０ｄｅｇ．となる。
【００４２】
また、前記のブレード１２１２、ハブ１２１１の入口半径で、所定の圧力上昇（揚程）を得るための特性を図７、図８に示す。
今回、要求の圧力上昇（５．０ＭＰａ＝ｈｅａｄ４９０ｍ）に対して、計算マージンを１．５倍取った、７５０ｍを圧力上昇の目標値とした。
図７より、翼角が９．５ｄｅｇ．で、この目標値を達成するために、インペラ１２１出口のブレード１２１２の半径を２４．０ｍｍ、とした。
このとき、出口のハブ１２１１の半径を変化させたときの、圧力上昇特性を図８に示す。これより、最適値を選び、出口のハブ１２１１の半径を１２．０ｍｍとした。
特性への影響度では、公差±０．５ｍｍを許容するが、実際の製造上の公差はこれより十分小さい値で製造できる。
インペラ１２１のハブ１２１２は、上述したように、入口の半径が９．０ｍｍ、出口の半径が１２．０ｍｍであり、この間は軸方向距離に応じて半径が増大する円錐台状に形成されている。
【００４３】
また、回転数が高い状態でインペラ１２１入口のブレード１２１２端でのキャビテーション発生をできるだけ抑制するため、図４に示すように、前記のブレード１２１２は、インペラ１２１入口で、前縁のハブへの付け根から端部まで、接線方向から半径方向に９０ｄｅｇ．の円弧となる後退角形状とした。
図４に示すこの円弧は、中心はインペラ１２１入口より９０ｄｅｇ．回転した方向の線上に位置し、その半径と、この円弧の中心のインペラ軸からの距離は以下の式から求められる。
・インペラ１２１入口のブレード１２１２の半径（後退角加工前、設計上）：ｒｉｔｉｐ
・インペラ１２１入口のハブ１２１１の半径：ｒｉｈｕｂ
・インペラ１２１出口のブレード１２１２の半径：ｒｏｔｉｐ
・上記インペラ１２１入口におけるブレード１２１２とインペラ１２１出口のブレード１２１２間のインペラ軸方向の距離：
Ｌｈ＝２π・ｒｉｔｉｐ・ｔａｎ（βｉｔｉｐ）
・インペラ１２１入口より９０ｄｅｇ．回転した位置（図４参照）におけるブレード１２１２の半径：ｒ９０ｔｉｐ＝ｒｉｔｉｐ＋（ｒ０ｔｉｐ−ｒｉｔｉｐ）／Ｌｈ・(90/360)
・この円弧は、中心はインペラ１２１入口より９０ｄｅｇ．回転した方向の線上に位置するとし、円弧の式を ｘ２＋（ｙ−ｙｂｏ）２＝ｒｂ２ と置く。（ｙｂｏ：この円弧の中心のインペラ軸からの距離、ｒｂ：円弧の半径）
この円弧は（ｘ、ｙ）＝（ｒｉｈｕｂ、０）と（０、ｒ９０ｔｉｐ）を通ることより、ｙｂｏ、ｒｂが以下の式で求められる。
円弧の半径：ｒｂ
ｒｂ＝（ｒｉｈｕｂ２＋ｒ９０ｔｉｐ２）/（２ｒ９０ｔｉｐ）
円弧の中心のインペラ軸からの距離：ｙｂｏ
ｙｂｏ＝ｒ９０ｔｉｐ−ｒｂ
図４のｒｂは、後退角の先端とハブとの付け根にＲ２．５の接合部を設けたため、上記式のｒｂより０．１ｍｍ大きめに取ってある。
【００４４】
ポンプハウジング１２２は、図３に示すふたつのラビリンスシール１２２３、ラビリンスシール１２２４を有している。
ラビリンスシール１２２３は、シャフト１３に面している。ラビリンスシール１２２４は、図４に示すインペラ１２１のハブ１２１１の底面にあるラビリンスシール１２１３と凹凸を対で合わせたものである。これらはシャフト１３の回転軸を中心とした同心円状のものである。これらにより、ポンプハウジング１２２内の液体がインペラ１２１の底面の隙間を通って軸受ユニット１４に流れるのを防いでいる。
【００４５】
ポンプハウジング１２２は、インペラ１２１に合わせて設計した。図３で説明する。インペラ１２１に軸方向から流入してインペラ１２１から軸方向に出た液体は、その後流の案内領域１２２５で外径側へ周方向に曲げられ、下流の渦巻き状ケーシング１２２６に吐出する。ポンプハウジング１２２はベーンレスとした。
【００４６】
インペラ１２１の出口から案内領域１２２５入口に流入してきた液体は、そこで流路面積を約１．２倍にすることで減速する。案内領域１２２５出口では、軸方向流れ成分を遠心方向に変えるために出口は半径方向になるようにしている。案内領域１２２５出口の流路面積はインペラ１２１出口の約１．４倍にした。その後流の渦巻き状ケーシング１２２６の設計については、内部の絶対速度が維持できるよう、出口部における最大面積を、ポンプ１２に流れる流量から決定した。なお、渦巻き状ケーシング１２２６入口部から出口部（最大面積部）までの流路面積については、周方向３６０度として一次近似で滑らかにつないだ。
【００４７】
軸受ユニット１４は、内部に設けたふたつの軸受１４１、１４２によって、両端支持でタービン羽根１１１、インペラ１２１の付いたシャフト１３を支持する。軸受１４１、１４２は、シャフト１３の軸方向に離間して１対が設けられている。このとき、危険速度は、シャフト１３の径、剛性、シャフト１３を支持する軸受１４１、軸受１４２間の距離等のパラメータにより値が変化するが、構造的に弾性一次危険速度を８３０００ｒｐｍとさせて、これにより、使用最高回転数を危険速度以下となるようにしている。
【００４８】
前述の弾性一次危険速度は、実験により確認したので、以下に示す。
実験では、タービン羽根１１１とインペラ１２１をシャフト１３の両端に付けた回転部分を軸受１４１、軸受１４２を介して軸受ユニット１４で支持し、液体なしで、電動モータで回転させることにより、軸受ユニット１４１に支持された状態の回転部分の危険速度を確認した。図９は各回転数での、シャフト１３の軸に垂直な２方向ｘ、ｙ（これらも直交の向き）の振動による軸振動変位量を計測した回転実験結果である。また、回転のタイミングを計測することで、振動の位相も計測した。電動モータの限界で１７０００ｒｐｍまでである。回転部分のバランシングが良いため、軸振動変位量に大きな共振点は見られないが、位相が−９０ｄｅｇ．となる点が共振点であり、すなわち１次の危険速度（後述するように弾性一次危険速度ではない）が判明した。
【００４９】
なお、軸受ユニット１４で支持された状態の前記の回転部分につき、伝達マトリクス法で数値シミュレーションを行った。このとき、軸受１４１，軸受１４２の弾性係数を前記実験で求めた１次の危険速度から求め、シミュレーションモデルをコリレーションした。この結果より、２次、３次の振動モードと周波数、すなわち危険速度を求めた。図１０は、これらの危険速度における振動モードである。この結果、危険速度、約回転９０００ｒｐｍ（１次）、２４０００ｒｐｍ（２次）、８３０００ｒｐｍ（３次）が確認された。図１０に示すように、この３次が弾性一次危険速度である。
１次に関しては、振動強度が許容できることを、本実験で確認した。
２次に関しては、水流し実験で、この周波数を超えた回転数まで回転させ、振動強度が許容できることを確認した。
３次に関しては、この回転数以下でターボポンプ１を使用することとすることで、回避する。すなわち、使用最高回転数を危険速度以下とする。
【００５０】
ターボポンプ１の実際の性能は、ポンプ効率等、解析的に確定できないものもあるため、最終的には実験が必要であり、性能は、この実験データから、相似側により、確認される。
【００５１】
本発明であるターボポンプ１の特性確認のために実施した、水流し実験につき以下に示す。
図１１は、実験のブロックダイアグラムである。
タービン１１を高回転で駆動させるためのガス源は高エンタルピー風洞を用いた。この風洞を用い、駆動ガスの流量、温度、タービン気流入口１１２１の圧力とタービン気流出口１１２２の圧力との圧力比によって、タービン１１の出力パワーを調整できる。タービン羽根１１１の回転数は、高出力で大きくなる。また、同一のパワーでもタービン羽根１１１の径が小さいと高回転数が必要となる。また、この実験では、ポンプ１２の液体は、常温の水を使用している。
【００５２】
図１２は水流し実験結果のうち、以下で定義される流量係数および揚程係数である。
・ 流量係数＝Ｑ／Ｎ
Ｑ： ポンプ液入口１２２１に入る液体の体積流量（ｌ／ｓ：リットル/秒）
Ｎ：回転数（ｒｐｍ）
・揚程係数＝Head／Ｎ
Head（m）＝ΔP／ρｗ・ｇ
ΔP＝Pout−Pin
Pin:ポンプ液入口１２２１における総圧（絶対圧）（Ｐa）
Pout:ポンプ液出口１２２２における総圧（絶対圧）（Ｐa）
ρｗ：水密度（ｋｇ/ｍ３）、g：重力係数（ｍ／ｓ２）、Ｎ：回転数（ｒｐｍ）
【００５３】
図１３は水流し実験結果のうち、タービンインプットパワーとポンプアウトプットパワーである。なお、タービンインプットパワー（Pwrt-i）、ポンプアウトプットパワー（Pwrp-o）は、以下の式で求めたものである。
・Pwrt-i = G・κ/(κ-1)・R・Tin・(1-π＾((1-κ)/κ))
G : タービン気流入口１１２１に入れるガス流量（質量流量）（kg/s）
κ: 比熱比=1.4
R: 空気のガス乗数(joule/(kg・K))
Tin: タービン気流入口１１２１の気流静温度 (K)
π: 圧力比＝タービン気流出口１１２２の静圧（絶対圧）/タービン気流入口１１２１の静圧（絶対圧）
・Pwrp-o= Q・(Pout-Pin)
Q: ポンプ液入口１２２１に入る液体の体積流量(m3/s)
Pin: ポンプ液入口１２２１における総圧（絶対圧）（Ｐa）
Pout: ポンプ液出口１２２２における総圧（絶対圧）（Ｐa）
【００５４】
図１４は、キャビテーション係数と、回転数、揚程係数の関係を示すものである。
なお、キャビテーション係数（k）は、以下の式で求めたものである。
k=(Pins-Pv)/((1/2)ρw・V２)
Pins:ポンプ液入口１２２１の液体（水）の静圧（絶対圧）（Ｐa）
ρw：液体（水）の密度（kg/m3）
Pv: 液体（水）の飽和水蒸気圧（絶対圧）（Ｐa）
V: インペラ１２１の入口におけるブレード１２１２端の速度と、その点での液体（水）との相対速度（m/ｓ）
【００５５】
図１４上のグラフで見られるように、キャビテーション係数が約０．０４、回転数で約３００００rpmのデータより、それ以下で、急激に揚程係数が下がる。図１２の下図に示したデータの詳細な解析では、この点より上の、回転数で約２００００rpm以下のデータでの揚程係数の平均値は９．１９×１０−８（m/rpm２）であるが、回転数で約３００００rpmのデータでは８．０５×１０−８と、１２％以上も低下しており、この実験のターボポンプ１へのインタフェース条件において、キャビテーションが発生していることが分かる。
逆に、これより下の回転数、約２００００rpm以下のデータから求めた流量係数、揚程係数は、ポンプ１２の性能であると判断できる。なお、流量係数は、0.000179（l/s/rpm）となる。（図１２の上図参照）
キャビテーションの対策は、ポンプ液入口１２２１の圧力を上げることで実施できる。今回の実施例でも、図１の推進剤タンク２の圧力を上げることによって対策することが可能である。
【００５６】
図１３のタービンインプットパワーとポンプアウトプットパワーのグラフにおいて、キャビテーション発生前の約２００００rpm以下のデータから、最小二乗法によって求めた近似曲線を、同図に示す。なお、曲線はタービンインプットパワーとポンプアウトプットパワー各々の２本である。ポンプアウトプットパワーの曲線は、パワーが回転数の３乗にのみ比例する（２次以下の項はない。すなわち、Pwrp-o＝ａｐ・Ｎ３）とした。また、タービンインプットパワーも、回転数の３乗にのみ比例する（２次以下の項はない。すなわち、 Pwrt-i＝ａｔ・Ｎ３）とした。ここではターボポンプ１全体の全効率であるポンプアウトプットパワーとタービンインプットパワーの比が一定であることを前提とした。実験結果より、ａｐ＝１．７０×１０−１３（ｋｗ/ｒｐｍ３）、ａｔ＝６．２０×１０−１３（ｋｗ/ｒｐｍ３）となった。なお、前記の流量係数、揚程係数の積として、ａｐを求めると、ａｐ＝１．６５×１０−１３（ｋｗ/ｒｐｍ３）となり、ほぼ一致する。
【００５７】
前記の式、Pwrp-o＝ａｐ・Ｎ３よりａｐ＝１．６５×１０−１３で、回転数６５０００ｒｐｍで、４４ｋＷとなる。なお、他の密度の液体としても、成立するため、本実施例の特性が確認されたことになる。
【００５８】
よって、本発明のターボポンプ１の性能は、回転数６５０００ｒｐｍにおいて、ポンプ出力パワー４４ｋＷである。同様に、前記、揚程係数より、ポンプ液入口１２２１とポンプ液出口の総圧差（ポンプ１２による総圧上昇分）は３．８ＭＰａ、前記、流量係数より、流量は０．０１１６ｌ／ｓとなる。
【産業上の利用可能性】
【００５９】
本発明は、ロケットエンジン用ターボポンプに利用可能である。また、液体を扱う民生用を含む一般の小型ターボポンプに利用可能である。
【符号の説明】
【００６０】
１ ターボポンプ
１１ タービン
１１１ タービン羽根
１１２ タービンハウジング
１１２１ タービン気流入口
１１２２ タービン気流出口
１２ ポンプ
１２１ インペラ
１２１１ ハブ
１２１２ ブレード
１２１３ ラビリンスシール
１２２ ポンプハウジング
１２２１ ポンプ液入口
１２２２ ポンプ液出口
１２２３ ラビリンスシール
１２２４ ラビリンスシール
１２２５ 案内領域
１２２６ 渦巻き状ケーシング
１２３ インペラ止め
１３ シャフト
１４ 軸受ユニット
１４１ 軸受
１４２ 軸受
２ 推進剤タンク
３ ロケットエンジン燃焼室
【技術分野】
【０００１】
本発明は、例えば液体ロケットエンジン用として用いられるターボポンプに関し、特にタービンにより駆動されるインペラの回転によって液体推進剤に推力を与えて、送液するものに関する。
【背景技術】
【０００２】
液体ロケット用のターボポンプとして、従来は、下記特許文献１及び２に記載されているように、ロケットエンジン専用の大タービン径のターボポンプが使用されてきた。それ故、これらの特許文献に記載された発明ではターボポンプは大型にならざるを得なかった。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開平９−１４４６９９号公報
【特許文献２】特開平１０−６８３９６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
本発明の目的は既述したような問題を解決したターボポンプを提供することであり、具体的には、タービン径を小型化し、ひいては小型のターボポンプを提供することである。
前記特許文献記載の発明は、本発明の目的の解決を指向していないし、その示唆も開示されていない。
【０００５】
タービン径の小型化は、ターボポンプの小型化、ひいてはロケットエンジンの小型、軽量化に繋がるという利点がある。さらに、類似の例として、自動車用のターボチャージャがあり、このときの駆動ガスはエンジンのシリンダから排出される、排気ガスであるが、どちらも同様な温度の高温ガスというところで共通である。
また、自動車のターボチャージャでは、内向半径流型、混流式、ノズル羽根なしのラジアルタービンを用いている。このことから、前記のラジアルタービンを採用し、タービン径を自動車のターボチャージャのサイズまで小型化すれば、ターボチャージャのタービン、シャフト、さらに場合によっては軸受を含めた軸受ユニットが流用でき、製造コストの大幅な減少につながる。
【０００６】
逆に、タービン径の小型化は、同一パワーでは回転数の増大につながる。通常、回転数との共振に起因するところの危険速度は、使用最大回転数より高くなるように設定する必要があるが、タービン径の小型化により、従来以上に危険速度を高める必要がある。
このため、タービン、インペラの付いたシャフト自体の、また、このシャフトと軸受等の弾性特性が連成した振動系に起因する危険速度の確認が必要で、危険速度が使用最大回転数より小さいときは、たとえばシャフト長の短縮、シャフト径の増大、シャフト、軸受の剛性を高める等の対策が必要になる。
【０００７】
一方、ポンプ性能においては、回転数の増大は、インペラ周速の増大になり、ひいてはキャビテーション発生の可能性が高まるため、対策を行う必要がある。
キャビテーションの多くはインペラの入口ブレード端から発生し、対策としては液体とブレード端との相対速度を減少させる必要がある。この相対速度は、ブレード端の周速とインペラ入口に流入する軸方向流速の合成である。ブレード端の周速を減少させるためには、軸中心からこのブレード端までの半径を小さくする必要があるが、軸、インペラのハブの半径には機械的、強度的に制限があるため、ブレード端までの半径も制限される。また、この対策でインペラ入口断面積を小さくすることになり、要求流量を満たすためには、インペラ入口に流入する軸方向流速が大きくなる。このために、周速を小さくしたのにかかわらず、液体とブレード端の相対速度が結果として大きくなる場合もある。従って、前記ブレード端までの半径は、両者を考慮して、相対速度が最小になるように選ぶ必要がある。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明は、上述した課題を、以下の手段によって解決する。
請求項１の発明は、回転軸と、前記回転軸の一方の端部に設けられたタービンと、前記回転軸の他方の端部に設けられたポンプと、前記回転軸を支承する軸受とを備えて構成されるターボポンプにおいて、前記タービンはラジアルタービンであり、前記ポンプは液体を吸い込んで一定高さまで吐出できる複数条の羽根を有するインペラを備えたポンプであることを特徴とするターボポンプである。
【０００９】
請求項２の発明は、前記ポンプは、前記回転軸回りにおける位相が略３６０ｄｅｇ．にわたって延在するブレードを、略１２０ｄｅｇ．間隔で３枚有するインペラを備えることを特徴とする請求項１に記載のターボポンプである。
【００１０】
請求項３の発明は、前記ポンプのインペラの入口におけるブレード半径をｒｔ（ｍ）、前記インペラの回転数をＮ（ｒｐｍ）、前記インペラの入口体積流量をＱ（ｍ３／ｓ）、前記インペラの入口流路断面積をＳ（ｍ２）、ｎ＝２π・ｒｔ・（Ｎ／６０）、φ＝Ｑ／（Ｓ×ｎ）としたときに、前記インペラの入口のブレード端翼角βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）を、βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）＝φ×１００となるよう設定したことを特徴とする請求項２に記載のターボポンプである。
【００１１】
請求項４の発明は、前記ポンプの入口のハブ半径を、機械的強度を充足して成立し得る最小寸法に設定し、前記インペラの入口のブレード半径を、前記ハブ半径におけるキャビテーション係数が最大となるように設定し、使用上要求される揚程に応じて前記インペラの出口のブレード半径及び出口のハブ半径を設定したことを特徴とする請求項３に記載のターボポンプである。
【００１２】
請求項５の発明は、前記インペラの入口のブレード半径を２１．５（±０．５）ｍｍ、入口のハブ半径を９．５（±０．５）ｍｍ、出口のブレード半径を、２４．０（±０．５）ｍｍ、出口のハブ半径を、１２．０（±０．５）ｍｍ、入口のブレード端翼角（βitip（ｄｅｇ．））を９．５（±０．５）ｄｅｇ．としたことを特徴とする請求項４に記載のターボポンプである。
【００１３】
請求項６の発明は、インペラ入口のブレード前縁を、ハブへの付け根から端部まで、接線方向から半径方向に９０ｄｅｇ．の後退角を有しかつ下記式で得られる円弧状に形成したことを特徴とする請求項１から請求項５までのいずれか１項に記載のターボポンプである。
後退角を与えない場合のインペラ入口のブレードの仮想半径：ｒｉｔｉｐ
インペラ入口のハブの半径：ｒｉｈｕｂ
インペラ出口のブレードの半径：ｒｏｔｉｐ
インペラの入口のブレード端翼角βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）
インペラ入口のブレードとインペラ出口のブレード間のインペラ軸方向の距離：Ｌｈ＝２π・ｒｉｔｉｐ・ｔａｎ（βｉｔｉｐ）
インペラ入口のブレード前縁より９０ｄｅｇ．回転した位置におけるブレードの半径：ｒ９０ｔｉｐ＝ｒｉｔｉｐ＋（ｒｏｔｉｐ−ｒｉｔｉｐ）/Ｌｈ・(90/360)
としたときに、前記円弧は、中心はインペラ入口のブレード前縁より９０ｄｅｇ．回転した方向の線上に位置し、
円弧の半径ｒｂ＝（ｒｉｈｕｂ２＋ｒ９０ｔｉｐ２）/（２ｒ９０ｔｉｐ）
円弧の中心のインペラ軸からの距離：ｙｂｏ＝ｒ９０ｔｉｐ−ｒｂ
【００１４】
請求項７の発明は、前記ラジアルタービンが内向半径流型かつ混流式でありノズル羽根を具備していないものであることを特徴とする請求項１から請求項６までのいずれか１項に記載のターボポンプである。
【００１５】
請求項８の発明は、前記ポンプの出力総圧と流量とを乗じた出力パワーが最大４４ｋＷを、タービン最大径が９５ｍｍ以下で達成することを特徴とする請求項１から請求項７までのいずれか１項に記載のターボポンプである。
【００１６】
請求項９の発明は、タービン端からシャフト端、インペラ端までを含めた最大長さが２０５ｍｍ以下とすることを特徴とする請求項１から請求項８までのいずれか１項に記載のターボポンプである。
【００１７】
請求項１０の発明は、インペラ長は３０ｍｍ以下とすることを特徴とする請求項１から請求項９までのいずれか１項に記載のターボポンプである。
【００１８】
また、前述の課題は、回転軸（シャフト）の一端にタービン，もう一端にポンプ，タービンとポンプの間に回転軸を支承する軸受から構成されるターボポンプにおいて，ラジアルタービンと，液体を吸い込んで一定高さまで吐出できる複数条の羽根を有する１段のポンプを備えた構成とすることによって達成される。
【００１９】
ラジアルタービンは、特に内向半径流型、混流式、ノズル羽根なしのタイプを１段で用いる。ラジアルタービンの、反動度が比較的大きいため小型でも比較的効率が高い、構造上高い周速を使うことができるため１段あたりの圧力比を比較的高くできる、構造が簡単という特長を活かして、タービン径の小型化を図っている。
【００２０】
前記タービンは、前記ポンプ出力パワー（＝出力総圧×流量）が、回転数６５０００ｒｐｍ（round per min.）において４４ｋWであるターボポンプにおいて、タービン羽根最大径を９５mm以下で達成することで小型化を図っている。
【００２１】
タービン径を小径にすると、同一のポンプ出力パワー（＝出力総圧×流量）を得るには回転速度を上げなければならない。このため危険速度を、高くなった回転数を回避するまで、高くする必要が発生する。本発明では、使用最大回転数が６５０００ｒｐｍ以上に達するが、これは従来のターボポンプの例よりも大きい。
このため、前記シャフト長を短くし、弾性固有振動数を高くする必要がある。このため、前記ターボポンプにおいて、タービン端からシャフト端、インペラ端までを含めた最大長さが２０５ｍｍ以下とした。
【００２２】
さらに、危険速度は、シャフトの径、剛性、シャフトを支持する軸受間の距離等のパラメータがあるが、構造的に弾性一次危険速度を８３０００ｒｐｍとすることにした。
【００２３】
また、前述のシャフト長２０５ｍｍ以下の制約に対応するため、前記ターボポンプにおいて、インペラの占める部分の長さを短くする目的で、インペラを１段とし、インペラ長は３０mm以下とした。
【００２４】
また、回転数が高い状態でインペラ入口のブレード端周速を低く抑えるため、シャフトのインペラ取り付け位置での径も考慮して、インペラ入口のブレード半径を２１．５ｍｍ、ハブ入口の半径を９．５ｍｍとした。
実際のブレード端は、後述する後退角を得るために加工し、実際のブレード半径の最大値は減少するが、この加工を行う前のブレード半径（後退角を与えないと仮定した場合のブレード半径）である。
なお、本明細書、特許請求の範囲などにおいて、後退角とは、ブレードの前縁がインペラの半径方向に対して外径側が後方側となるように傾斜するようにつけられた角度のことを示すものとする。
【００２５】
また、インペラにおける入口のブレード端の翼角を９．５ｄｅｇ．とした。
実際のブレード端は、後述する後退角を得るために加工し、ブレード半径は減少するが、この加工を行う前のブレード端の設計上の値である。
【００２６】
また、前記の両入口半径で、所定のポンプパワーを得るために、インペラ出口のブレードの半径を２４．０ｍｍ、ハブ出口の半径を１２．０ｍｍとした。
【００２７】
また、回転数が高い状態でインペラ入口のブレード端でのキャビテーション発生をできるだけ抑制するため、インペラ入口のブレード前縁の、ハブへの付け根から端部まで、接線方向から半径方向に９０ｄｅｇ．の円弧となる後退角を備えた。
【発明の効果】
【００２８】
本発明のターボポンプを使用することによって、記述した様々な問題を解決することができる。すなわち、第１にタービン径の小型化は、ターボポンプの小型化、ひいてはロケットエンジンの小型、軽量化に繋がる。また、場合によっては、既存の自動車用ターボチャージャのタービン、シャフト、軸受を含めた軸受ユニットが利用できるため、大幅なコスト低減を実現できる。
【００２９】
第２に、タービン径の小型化は、同一パワーでは回転数の増大につながるが、本発明により従来にない高速の範囲まで以上に、危険速度を高めることができる。
【００３０】
第３に、ポンプ性能においては、回転数の周速の増大により、キャビテーション発生の可能性が高まるが、発生を最小限に抑えるインペラを提供できる。
【図面の簡単な説明】
【００３１】
【図１】本発明が、ロケットエンジンシステム内で使用される例を示す概略図である。
【図２】ターボポンプ１のユニット構成図である。
【図３】ターボポンプ１の概略構成図である。
【図４】インペラ１２１の構造図である。
【図５】インペラ１２１のキャビテーション係数を示す特性図である。
【図６】インペラ１２１の入口ブレード端翼角βitipと迎角の関係を示す特性図である。
【図７】インペラ１２１の圧力上昇特性と出口ブレード半径との相関を示す特性図である。
【図８】インペラ１２１の圧力上昇特性と出口ハブ半径との相関を示す特性図である。
【図９】回転実験結果を示す図である。
【図１０】危険速度での振動モードを示す図である。
【図１１】ポンプ実験のブロックダイアグラムである。
【図１２】流量係数および揚程係数を示す図である。
【図１３】タービンインプットパワーとポンプアウトプットパワーを示す図である。
【図１４】キャビテーション係数と回転数、揚程係数を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００３２】
以下、図１乃至図１４を参照して本発明のターボポンプの実施形態を簡単に説明する。
図１は、本発明を適用したターボポンプの一実施形態が、ロケットエンジンシステム内で使用される例を示す概略図である。
なお、通常、液体ロケットエンジンは、推進剤として、液体酸素等の酸化剤と、液化天然ガス等の燃料の、２液体の混合燃焼を行うため、ターボポンプ、推進剤タンク、配管も２系統ある。しかしターボポンプの使用方法としては差異が小さいので、この図ではその１系統のみ示す。
図１に示すようにターボポンプ１は、タービン１１にロケットエンジン燃焼室３からの燃焼ガスを注入することで、軸受ユニット１４で支持されたシャフト１３を介してタービン１１と繋がったポンプ１２を駆動する。このポンプ１２で、推進剤タンク２に充填された推進剤を、昇圧し、ロケットエンジン燃焼室３に送出する。
軸受ユニット１４は、シャフト１３を回転可能に支持する一対の軸受１４１、１４２を備えている。軸受１４１、１４２は、シャフト１３の軸方向に離間して配置されている。また、軸受ユニット１４は、軸受１４１、１４２を潤滑する図示しない潤滑装置を備えている。
【００３３】
図２に、本実施形態の液体ロケットエンジン用ターボポンプ１のユニット構成図を示す。
また、図３に、図２のターボポンプ１の概略構成図を示す。各構成品の番号は両図で一致させている。
タービン１１はタービン羽根１１１とタービンハウジング１１２で構成される。
タービン羽根１１１は、タービンハウジング１１２に対して回転可能に支持されている。また、タービンハウジング１１２は、タービン羽根１１１を収容するとともに、タービン羽根１１１と協働して燃焼ガスが通過するガス流路を構成する。
このタービンハウジング１１２のタービン気流入口１１２１に、矢印で示した気流方向（タービン１１の径方向）に注入された燃焼ガスが、タービンハウジング１１２内のタービン羽根１１１を駆動（回転）させながら、タービンハウジング１１２のタービン気流出口１１２２で、矢印で示した気流方向（タービン１１の軸方向）に排出される。
【００３４】
この駆動ガスである燃焼ガスの流量、温度、タービン気流入口１１２１の圧力とタービン気流出口１１２２の圧力との圧力比を調整することにより、タービン１１の出力パワーを調整できるが、タービン羽根１１１の回転数は、高出力パワーで大きくなる。また、同一のパワーでもタービン羽根１１１の径が小さいと高回転数が必要である。
【００３５】
タービン１１の型は、内向半径流型、混流式、ノズル羽根なしのラジアルタービンで１段である。一般にタービンには、大きく分けて軸流タービンとラジアルタービンがあるが、ラジアルタービンの持つ以下の特長を活かして採用し、タービン径の小型化を図っている。
・一般に反動度が比較的大きいため小型でも比較的効率が高い
・一般に構造上高い周速を使うことができるため、１段あたりの圧力比を比較的高くできる。圧力比が３程度で、高効率が得られる。
・一般に回転数が高いとタービン効率は良くなるが、構造が簡単で、高回転数での使用に適している。
・一般に軸流式より、１段あたりのエネルギー消費が大きい
・一般に軸流式より、クリアランスによる損失が小さい。
なお、今回、タービン羽根１１１の最大直径は例えば９５ｍｍ以下のものである。また、圧力比は約２から３の範囲で使用する。
なお、本実施形態において、タービン１１として、公知の自動車用ターボチャージャのタービンを流用することが可能である。
【００３６】
また、ポンプ１２は、インペラ１２１とポンプハウジング１２２で構成される。液体酸化剤、燃料等の扱う液体は、ポンプハウジング１２２のポンプ液入口１２２１から矢印で示す液方向（ポンプ１２の軸方向）に入り、インペラ１２１で昇圧され、ポンプ液出口１２２２から矢印で示す液方向（ポンプ１２の径方向）に排出される。
【００３７】
インペラ１２１はタービン羽根１１１に固定されたシャフト１３のもう一端の先にインペラ止め１２３で固定されており、このシャフト１３の長さ（タービン羽根１１１端からインペラ１２１、インペラ止め１２３先端まで含めた全長）は２０５ｍｍ、またはそれ以下としてある。
インペラ止め１２３としては、例えば、シャフト１３のインペラ１２１側の端部に形成されたＭ９ネジ部に締結される２面幅１３ｍｍのナットが用いられる。
【００３８】
また、前記の、シャフト１３の長さが２０５ｍｍ以下の制約に対応するため、前記ターボポンプ１において、インペラ１２１がシャフト１３に取り付けられる部分の長さを短くする目的で、インペラ１２１を１段とし、インペラ１２１の長さは３０ｍｍ以下とした。
このことで、タービン羽根１１１、軸受ユニット１４、ポンプハウジング１２２の各構造、寸法の制約の中においても、上記シャフト１３の長さのもとで、ターボポンプ１の構成、構造が成立する。
【００３９】
図４にインペラ１２１の構造図を示す。インペラ１２１はそのハブ１２１１の外周に螺旋状３６０ｄｅｇ．のブレード１２１２を３枚、１２０ｄｅｇ．間隔で有している。本発明ではこの３条の螺旋ブレード１２１２を持つ単段のインペラ１２１を用いる。
【００４０】
また、回転数が高い状態でインペラ１２１入口のブレード１２１２端の周速を低く抑えるため、インペラ１２１入口におけるブレード１２１２の半径は小さくする必要がある。
しかし、一方、シャフト１３のインペラ１２１取り付け位置での軸径（Ｍ９ネジで固定）から、そこに取り付くハブ１２１１の半径は、９．５ｍｍとした。
ハブ１２１１の半径が、９．０ｍｍ、９．５ｍｍ、１０．０ｍｍのときのキャビテーション係数Ｋ２（定義は後述する）の計算値を、図５に示す。
図５で、ハブ１２１１の半径、９．５ｍｍにおける最適値（ｋの最大値）が得られるインペラ入口ブレード半径を選び、インペラ１２１入口におけるブレード１２１２の半径を２１．５ｍｍとした。特性への影響度では、ハブ１２１１の半径とともに、公差±０．５ｍｍを許容するが、実際の製造上の公差はこれより十分小さい値で製造できる。
【００４１】
また、インペラ１２１入口におけるブレード１２１２端の翼角（βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．））を入口での単位面積当たりの流量係数（φ）から以下の式で求め、９．５ｄｅｇ．とした。翼角とは、インペラ１２１の中心軸と直交する平面に対してブレード１２１２端がなす傾斜角を示すものとする。特性への影響度では、公差±０．５deｇ．を許容するが、実際の製造上の公差はこれより十分小さい値で製造できる。
βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）＝φ×１００
φ＝Ｑ／（Ｓ×ｎ）
Ｑ：インペラ１２１入口体積流量（ｍ３／ｓ）
Ｓ：インペラ１２１入口断面積・（ｍ２）（ハブを除いた流路部分）
ｎ：＝２π・ｒｔ・（Ｎ／６０）
ｒｔ：インペラ１２１入口におけるブレード１２１２の半径（ｍ）
Ｎ：回転数（ｒｐｍ）
図６で、この翼角βｉｔｉｐと、流入流体に対する迎角の関係を示す。
図６に示すように、仰角は翼角βｉｔｉｐに対してほぼ比例関係にあり、ハブ側と先端部側とでは、翼角βｉｔｉｐが同等ではハブ側のほうが仰角が大きくなることがわかる。
本実施形態のように、翼角βｉｔｉｐを９．５ｄｅｇ．に設定した場合、仰角は先端側、ハブ側でそれぞれ約４．２ｄｅｇ．及び８．０ｄｅｇ．となる。
【００４２】
また、前記のブレード１２１２、ハブ１２１１の入口半径で、所定の圧力上昇（揚程）を得るための特性を図７、図８に示す。
今回、要求の圧力上昇（５．０ＭＰａ＝ｈｅａｄ４９０ｍ）に対して、計算マージンを１．５倍取った、７５０ｍを圧力上昇の目標値とした。
図７より、翼角が９．５ｄｅｇ．で、この目標値を達成するために、インペラ１２１出口のブレード１２１２の半径を２４．０ｍｍ、とした。
このとき、出口のハブ１２１１の半径を変化させたときの、圧力上昇特性を図８に示す。これより、最適値を選び、出口のハブ１２１１の半径を１２．０ｍｍとした。
特性への影響度では、公差±０．５ｍｍを許容するが、実際の製造上の公差はこれより十分小さい値で製造できる。
インペラ１２１のハブ１２１２は、上述したように、入口の半径が９．０ｍｍ、出口の半径が１２．０ｍｍであり、この間は軸方向距離に応じて半径が増大する円錐台状に形成されている。
【００４３】
また、回転数が高い状態でインペラ１２１入口のブレード１２１２端でのキャビテーション発生をできるだけ抑制するため、図４に示すように、前記のブレード１２１２は、インペラ１２１入口で、前縁のハブへの付け根から端部まで、接線方向から半径方向に９０ｄｅｇ．の円弧となる後退角形状とした。
図４に示すこの円弧は、中心はインペラ１２１入口より９０ｄｅｇ．回転した方向の線上に位置し、その半径と、この円弧の中心のインペラ軸からの距離は以下の式から求められる。
・インペラ１２１入口のブレード１２１２の半径（後退角加工前、設計上）：ｒｉｔｉｐ
・インペラ１２１入口のハブ１２１１の半径：ｒｉｈｕｂ
・インペラ１２１出口のブレード１２１２の半径：ｒｏｔｉｐ
・上記インペラ１２１入口におけるブレード１２１２とインペラ１２１出口のブレード１２１２間のインペラ軸方向の距離：
Ｌｈ＝２π・ｒｉｔｉｐ・ｔａｎ（βｉｔｉｐ）
・インペラ１２１入口より９０ｄｅｇ．回転した位置（図４参照）におけるブレード１２１２の半径：ｒ９０ｔｉｐ＝ｒｉｔｉｐ＋（ｒ０ｔｉｐ−ｒｉｔｉｐ）／Ｌｈ・(90/360)
・この円弧は、中心はインペラ１２１入口より９０ｄｅｇ．回転した方向の線上に位置するとし、円弧の式を ｘ２＋（ｙ−ｙｂｏ）２＝ｒｂ２ と置く。（ｙｂｏ：この円弧の中心のインペラ軸からの距離、ｒｂ：円弧の半径）
この円弧は（ｘ、ｙ）＝（ｒｉｈｕｂ、０）と（０、ｒ９０ｔｉｐ）を通ることより、ｙｂｏ、ｒｂが以下の式で求められる。
円弧の半径：ｒｂ
ｒｂ＝（ｒｉｈｕｂ２＋ｒ９０ｔｉｐ２）/（２ｒ９０ｔｉｐ）
円弧の中心のインペラ軸からの距離：ｙｂｏ
ｙｂｏ＝ｒ９０ｔｉｐ−ｒｂ
図４のｒｂは、後退角の先端とハブとの付け根にＲ２．５の接合部を設けたため、上記式のｒｂより０．１ｍｍ大きめに取ってある。
【００４４】
ポンプハウジング１２２は、図３に示すふたつのラビリンスシール１２２３、ラビリンスシール１２２４を有している。
ラビリンスシール１２２３は、シャフト１３に面している。ラビリンスシール１２２４は、図４に示すインペラ１２１のハブ１２１１の底面にあるラビリンスシール１２１３と凹凸を対で合わせたものである。これらはシャフト１３の回転軸を中心とした同心円状のものである。これらにより、ポンプハウジング１２２内の液体がインペラ１２１の底面の隙間を通って軸受ユニット１４に流れるのを防いでいる。
【００４５】
ポンプハウジング１２２は、インペラ１２１に合わせて設計した。図３で説明する。インペラ１２１に軸方向から流入してインペラ１２１から軸方向に出た液体は、その後流の案内領域１２２５で外径側へ周方向に曲げられ、下流の渦巻き状ケーシング１２２６に吐出する。ポンプハウジング１２２はベーンレスとした。
【００４６】
インペラ１２１の出口から案内領域１２２５入口に流入してきた液体は、そこで流路面積を約１．２倍にすることで減速する。案内領域１２２５出口では、軸方向流れ成分を遠心方向に変えるために出口は半径方向になるようにしている。案内領域１２２５出口の流路面積はインペラ１２１出口の約１．４倍にした。その後流の渦巻き状ケーシング１２２６の設計については、内部の絶対速度が維持できるよう、出口部における最大面積を、ポンプ１２に流れる流量から決定した。なお、渦巻き状ケーシング１２２６入口部から出口部（最大面積部）までの流路面積については、周方向３６０度として一次近似で滑らかにつないだ。
【００４７】
軸受ユニット１４は、内部に設けたふたつの軸受１４１、１４２によって、両端支持でタービン羽根１１１、インペラ１２１の付いたシャフト１３を支持する。軸受１４１、１４２は、シャフト１３の軸方向に離間して１対が設けられている。このとき、危険速度は、シャフト１３の径、剛性、シャフト１３を支持する軸受１４１、軸受１４２間の距離等のパラメータにより値が変化するが、構造的に弾性一次危険速度を８３０００ｒｐｍとさせて、これにより、使用最高回転数を危険速度以下となるようにしている。
【００４８】
前述の弾性一次危険速度は、実験により確認したので、以下に示す。
実験では、タービン羽根１１１とインペラ１２１をシャフト１３の両端に付けた回転部分を軸受１４１、軸受１４２を介して軸受ユニット１４で支持し、液体なしで、電動モータで回転させることにより、軸受ユニット１４１に支持された状態の回転部分の危険速度を確認した。図９は各回転数での、シャフト１３の軸に垂直な２方向ｘ、ｙ（これらも直交の向き）の振動による軸振動変位量を計測した回転実験結果である。また、回転のタイミングを計測することで、振動の位相も計測した。電動モータの限界で１７０００ｒｐｍまでである。回転部分のバランシングが良いため、軸振動変位量に大きな共振点は見られないが、位相が−９０ｄｅｇ．となる点が共振点であり、すなわち１次の危険速度（後述するように弾性一次危険速度ではない）が判明した。
【００４９】
なお、軸受ユニット１４で支持された状態の前記の回転部分につき、伝達マトリクス法で数値シミュレーションを行った。このとき、軸受１４１，軸受１４２の弾性係数を前記実験で求めた１次の危険速度から求め、シミュレーションモデルをコリレーションした。この結果より、２次、３次の振動モードと周波数、すなわち危険速度を求めた。図１０は、これらの危険速度における振動モードである。この結果、危険速度、約回転９０００ｒｐｍ（１次）、２４０００ｒｐｍ（２次）、８３０００ｒｐｍ（３次）が確認された。図１０に示すように、この３次が弾性一次危険速度である。
１次に関しては、振動強度が許容できることを、本実験で確認した。
２次に関しては、水流し実験で、この周波数を超えた回転数まで回転させ、振動強度が許容できることを確認した。
３次に関しては、この回転数以下でターボポンプ１を使用することとすることで、回避する。すなわち、使用最高回転数を危険速度以下とする。
【００５０】
ターボポンプ１の実際の性能は、ポンプ効率等、解析的に確定できないものもあるため、最終的には実験が必要であり、性能は、この実験データから、相似側により、確認される。
【００５１】
本発明であるターボポンプ１の特性確認のために実施した、水流し実験につき以下に示す。
図１１は、実験のブロックダイアグラムである。
タービン１１を高回転で駆動させるためのガス源は高エンタルピー風洞を用いた。この風洞を用い、駆動ガスの流量、温度、タービン気流入口１１２１の圧力とタービン気流出口１１２２の圧力との圧力比によって、タービン１１の出力パワーを調整できる。タービン羽根１１１の回転数は、高出力で大きくなる。また、同一のパワーでもタービン羽根１１１の径が小さいと高回転数が必要となる。また、この実験では、ポンプ１２の液体は、常温の水を使用している。
【００５２】
図１２は水流し実験結果のうち、以下で定義される流量係数および揚程係数である。
・ 流量係数＝Ｑ／Ｎ
Ｑ： ポンプ液入口１２２１に入る液体の体積流量（ｌ／ｓ：リットル/秒）
Ｎ：回転数（ｒｐｍ）
・揚程係数＝Head／Ｎ
Head（m）＝ΔP／ρｗ・ｇ
ΔP＝Pout−Pin
Pin:ポンプ液入口１２２１における総圧（絶対圧）（Ｐa）
Pout:ポンプ液出口１２２２における総圧（絶対圧）（Ｐa）
ρｗ：水密度（ｋｇ/ｍ３）、g：重力係数（ｍ／ｓ２）、Ｎ：回転数（ｒｐｍ）
【００５３】
図１３は水流し実験結果のうち、タービンインプットパワーとポンプアウトプットパワーである。なお、タービンインプットパワー（Pwrt-i）、ポンプアウトプットパワー（Pwrp-o）は、以下の式で求めたものである。
・Pwrt-i = G・κ/(κ-1)・R・Tin・(1-π＾((1-κ)/κ))
G : タービン気流入口１１２１に入れるガス流量（質量流量）（kg/s）
κ: 比熱比=1.4
R: 空気のガス乗数(joule/(kg・K))
Tin: タービン気流入口１１２１の気流静温度 (K)
π: 圧力比＝タービン気流出口１１２２の静圧（絶対圧）/タービン気流入口１１２１の静圧（絶対圧）
・Pwrp-o= Q・(Pout-Pin)
Q: ポンプ液入口１２２１に入る液体の体積流量(m3/s)
Pin: ポンプ液入口１２２１における総圧（絶対圧）（Ｐa）
Pout: ポンプ液出口１２２２における総圧（絶対圧）（Ｐa）
【００５４】
図１４は、キャビテーション係数と、回転数、揚程係数の関係を示すものである。
なお、キャビテーション係数（k）は、以下の式で求めたものである。
k=(Pins-Pv)/((1/2)ρw・V２)
Pins:ポンプ液入口１２２１の液体（水）の静圧（絶対圧）（Ｐa）
ρw：液体（水）の密度（kg/m3）
Pv: 液体（水）の飽和水蒸気圧（絶対圧）（Ｐa）
V: インペラ１２１の入口におけるブレード１２１２端の速度と、その点での液体（水）との相対速度（m/ｓ）
【００５５】
図１４上のグラフで見られるように、キャビテーション係数が約０．０４、回転数で約３００００rpmのデータより、それ以下で、急激に揚程係数が下がる。図１２の下図に示したデータの詳細な解析では、この点より上の、回転数で約２００００rpm以下のデータでの揚程係数の平均値は９．１９×１０−８（m/rpm２）であるが、回転数で約３００００rpmのデータでは８．０５×１０−８と、１２％以上も低下しており、この実験のターボポンプ１へのインタフェース条件において、キャビテーションが発生していることが分かる。
逆に、これより下の回転数、約２００００rpm以下のデータから求めた流量係数、揚程係数は、ポンプ１２の性能であると判断できる。なお、流量係数は、0.000179（l/s/rpm）となる。（図１２の上図参照）
キャビテーションの対策は、ポンプ液入口１２２１の圧力を上げることで実施できる。今回の実施例でも、図１の推進剤タンク２の圧力を上げることによって対策することが可能である。
【００５６】
図１３のタービンインプットパワーとポンプアウトプットパワーのグラフにおいて、キャビテーション発生前の約２００００rpm以下のデータから、最小二乗法によって求めた近似曲線を、同図に示す。なお、曲線はタービンインプットパワーとポンプアウトプットパワー各々の２本である。ポンプアウトプットパワーの曲線は、パワーが回転数の３乗にのみ比例する（２次以下の項はない。すなわち、Pwrp-o＝ａｐ・Ｎ３）とした。また、タービンインプットパワーも、回転数の３乗にのみ比例する（２次以下の項はない。すなわち、 Pwrt-i＝ａｔ・Ｎ３）とした。ここではターボポンプ１全体の全効率であるポンプアウトプットパワーとタービンインプットパワーの比が一定であることを前提とした。実験結果より、ａｐ＝１．７０×１０−１３（ｋｗ/ｒｐｍ３）、ａｔ＝６．２０×１０−１３（ｋｗ/ｒｐｍ３）となった。なお、前記の流量係数、揚程係数の積として、ａｐを求めると、ａｐ＝１．６５×１０−１３（ｋｗ/ｒｐｍ３）となり、ほぼ一致する。
【００５７】
前記の式、Pwrp-o＝ａｐ・Ｎ３よりａｐ＝１．６５×１０−１３で、回転数６５０００ｒｐｍで、４４ｋＷとなる。なお、他の密度の液体としても、成立するため、本実施例の特性が確認されたことになる。
【００５８】
よって、本発明のターボポンプ１の性能は、回転数６５０００ｒｐｍにおいて、ポンプ出力パワー４４ｋＷである。同様に、前記、揚程係数より、ポンプ液入口１２２１とポンプ液出口の総圧差（ポンプ１２による総圧上昇分）は３．８ＭＰａ、前記、流量係数より、流量は０．０１１６ｌ／ｓとなる。
【産業上の利用可能性】
【００５９】
本発明は、ロケットエンジン用ターボポンプに利用可能である。また、液体を扱う民生用を含む一般の小型ターボポンプに利用可能である。
【符号の説明】
【００６０】
１ ターボポンプ
１１ タービン
１１１ タービン羽根
１１２ タービンハウジング
１１２１ タービン気流入口
１１２２ タービン気流出口
１２ ポンプ
１２１ インペラ
１２１１ ハブ
１２１２ ブレード
１２１３ ラビリンスシール
１２２ ポンプハウジング
１２２１ ポンプ液入口
１２２２ ポンプ液出口
１２２３ ラビリンスシール
１２２４ ラビリンスシール
１２２５ 案内領域
１２２６ 渦巻き状ケーシング
１２３ インペラ止め
１３ シャフト
１４ 軸受ユニット
１４１ 軸受
１４２ 軸受
２ 推進剤タンク
３ ロケットエンジン燃焼室
【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転軸と、
前記回転軸の一方の端部に設けられたタービンと、
前記回転軸の他方の端部に設けられたポンプと、
前記回転軸を支承する軸受と
を備えて構成されるターボポンプにおいて、
前記タービンはラジアルタービンであり、
前記ポンプは液体を吸い込んで一定高さまで吐出できる複数条の羽根を有するインペラを備えたポンプであること
を特徴とするターボポンプ。
【請求項２】
前記ポンプは、前記回転軸回りにおける位相が略３６０ｄｅｇ．にわたって延在するブレードを、略１２０ｄｅｇ．間隔で３枚有するインペラを備えること
を特徴とする請求項１に記載のターボポンプ。
【請求項３】
前記ポンプのインペラの入口におけるブレード半径をｒｔ（ｍ）、
前記インペラの回転数をＮ（ｒｐｍ）、
前記インペラの入口体積流量をＱ（ｍ３／ｓ）、
前記インペラの入口流路断面積をＳ（ｍ２）、
ｎ＝２π・ｒｔ・（Ｎ／６０）、
φ＝Ｑ／（Ｓ×ｎ）、
としたときに、
前記インペラの入口のブレード端翼角βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）を、
βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）＝φ×１００となるよう設定したこと
を特徴とする請求項２に記載のターボポンプ。
【請求項４】
前記ポンプの入口のハブ半径を、機械的強度を充足して成立し得る最小寸法に設定し、
前記インペラの入口のブレード半径を、前記ハブ半径におけるキャビテーション係数が最大となるように設定し、
使用上要求される揚程に応じて前記インペラの出口のブレード半径及び出口のハブ半径を設定したこと
を特徴とする請求項３に記載のターボポンプ。
【請求項５】
前記インペラの
入口のブレード半径を２１．５（±０．５）ｍｍ、
入口のハブ半径を９．５（±０．５）ｍｍ、
出口のブレード半径を、２４．０（±０．５）ｍｍ、
出口のハブ半径を、１２．０（±０．５）ｍｍ、
入口のブレード端翼角（βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．））を９．５（±０．５）ｄｅｇ．
としたことを特徴とする請求項４に記載のターボポンプ。
【請求項６】
インペラ入口のブレード前縁を、ハブへの付け根から端部まで、接線方向から半径方向に９０ｄｅｇ．の後退角を有しかつ下記式で得られる円弧状に形成したこと
を特徴とする請求項１から請求項５までのいずれか１項に記載のターボポンプ。
後退角を与えない場合のインペラ入口のブレードの仮想半径：ｒｉｔｉｐ
インペラ入口のハブの半径：ｒｉｈｕｂ
インペラ出口のブレードの半径：ｒｏｔｉｐ
インペラの入口のブレード端翼角βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）
インペラ入口のブレードとインペラ出口のブレード間のインペラ軸方向の距離：Ｌｈ＝２π・ｒｉｔｉｐ・ｔａｎ（βｉｔｉｐ）
インペラ入口のブレード前縁より９０ｄｅｇ．回転した位置におけるブレードの半径：ｒ９０ｔｉｐ＝ｒｉｔｉｐ＋（ｒｏｔｉｐ−ｒｉｔｉｐ）/Ｌｈ・(90/360)
としたときに、前記円弧は、中心はインペラ入口のブレード前縁より９０ｄｅｇ．回転した方向の線上に位置し、
円弧の半径ｒｂ＝（ｒｉｈｕｂ２＋ｒ９０ｔｉｐ２）/（２ｒ９０ｔｉｐ）
円弧の中心のインペラ軸からの距離：ｙｂｏ＝ｒ９０ｔｉｐ−ｒｂ
【請求項７】
前記ラジアルタービンが内向半径流型かつ混流式でありノズル羽根を具備していないものであること
を特徴とする請求項１から請求項６までのいずれか１項に記載のターボポンプ。
【請求項８】
前記ポンプの出力総圧と流量とを乗じた出力パワーが最大４４ｋＷを、タービン最大径が９５ｍｍ以下で達成すること
を特徴とする請求項１から請求項７までのいずれか１項に記載のターボポンプ。
【請求項９】
タービン端からシャフト端、インペラ端までを含めた最大長さが２０５ｍｍ以下とすること
を特徴とする請求項１から請求項８までのいずれか１項に記載のターボポンプ。
【請求項１０】
インペラ長は３０ｍｍ以下とすること
を特徴とする請求項１から請求項９までのいずれか１項に記載のターボポンプ。
【請求項１】
回転軸と、
前記回転軸の一方の端部に設けられたタービンと、
前記回転軸の他方の端部に設けられたポンプと、
前記回転軸を支承する軸受と
を備えて構成されるターボポンプにおいて、
前記タービンはラジアルタービンであり、
前記ポンプは液体を吸い込んで一定高さまで吐出できる複数条の羽根を有するインペラを備えたポンプであること
を特徴とするターボポンプ。
【請求項２】
前記ポンプは、前記回転軸回りにおける位相が略３６０ｄｅｇ．にわたって延在するブレードを、略１２０ｄｅｇ．間隔で３枚有するインペラを備えること
を特徴とする請求項１に記載のターボポンプ。
【請求項３】
前記ポンプのインペラの入口におけるブレード半径をｒｔ（ｍ）、
前記インペラの回転数をＮ（ｒｐｍ）、
前記インペラの入口体積流量をＱ（ｍ３／ｓ）、
前記インペラの入口流路断面積をＳ（ｍ２）、
ｎ＝２π・ｒｔ・（Ｎ／６０）、
φ＝Ｑ／（Ｓ×ｎ）、
としたときに、
前記インペラの入口のブレード端翼角βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）を、
βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）＝φ×１００となるよう設定したこと
を特徴とする請求項２に記載のターボポンプ。
【請求項４】
前記ポンプの入口のハブ半径を、機械的強度を充足して成立し得る最小寸法に設定し、
前記インペラの入口のブレード半径を、前記ハブ半径におけるキャビテーション係数が最大となるように設定し、
使用上要求される揚程に応じて前記インペラの出口のブレード半径及び出口のハブ半径を設定したこと
を特徴とする請求項３に記載のターボポンプ。
【請求項５】
前記インペラの
入口のブレード半径を２１．５（±０．５）ｍｍ、
入口のハブ半径を９．５（±０．５）ｍｍ、
出口のブレード半径を、２４．０（±０．５）ｍｍ、
出口のハブ半径を、１２．０（±０．５）ｍｍ、
入口のブレード端翼角（βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．））を９．５（±０．５）ｄｅｇ．
としたことを特徴とする請求項４に記載のターボポンプ。
【請求項６】
インペラ入口のブレード前縁を、ハブへの付け根から端部まで、接線方向から半径方向に９０ｄｅｇ．の後退角を有しかつ下記式で得られる円弧状に形成したこと
を特徴とする請求項１から請求項５までのいずれか１項に記載のターボポンプ。
後退角を与えない場合のインペラ入口のブレードの仮想半径：ｒｉｔｉｐ
インペラ入口のハブの半径：ｒｉｈｕｂ
インペラ出口のブレードの半径：ｒｏｔｉｐ
インペラの入口のブレード端翼角βｉｔｉｐ（ｄｅｇ．）
インペラ入口のブレードとインペラ出口のブレード間のインペラ軸方向の距離：Ｌｈ＝２π・ｒｉｔｉｐ・ｔａｎ（βｉｔｉｐ）
インペラ入口のブレード前縁より９０ｄｅｇ．回転した位置におけるブレードの半径：ｒ９０ｔｉｐ＝ｒｉｔｉｐ＋（ｒｏｔｉｐ−ｒｉｔｉｐ）/Ｌｈ・(90/360)
としたときに、前記円弧は、中心はインペラ入口のブレード前縁より９０ｄｅｇ．回転した方向の線上に位置し、
円弧の半径ｒｂ＝（ｒｉｈｕｂ２＋ｒ９０ｔｉｐ２）/（２ｒ９０ｔｉｐ）
円弧の中心のインペラ軸からの距離：ｙｂｏ＝ｒ９０ｔｉｐ−ｒｂ
【請求項７】
前記ラジアルタービンが内向半径流型かつ混流式でありノズル羽根を具備していないものであること
を特徴とする請求項１から請求項６までのいずれか１項に記載のターボポンプ。
【請求項８】
前記ポンプの出力総圧と流量とを乗じた出力パワーが最大４４ｋＷを、タービン最大径が９５ｍｍ以下で達成すること
を特徴とする請求項１から請求項７までのいずれか１項に記載のターボポンプ。
【請求項９】
タービン端からシャフト端、インペラ端までを含めた最大長さが２０５ｍｍ以下とすること
を特徴とする請求項１から請求項８までのいずれか１項に記載のターボポンプ。
【請求項１０】
インペラ長は３０ｍｍ以下とすること
を特徴とする請求項１から請求項９までのいずれか１項に記載のターボポンプ。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【公開番号】特開２０１１−２７１０１（Ｐ２０１１−２７１０１Ａ）
【公開日】平成２３年２月１０日（２０１１．２．１０）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１０−１５１９９５（Ｐ２０１０−１５１９９５）
【出願日】平成２２年７月２日（２０１０．７．２）
【出願人】（５０３２２３５８８）有人宇宙システム株式会社 (4)
【出願人】（５０４２０３５７２）国立大学法人茨城大学 (99)
【出願人】（５０９２１０９１１）株式会社小林製作所 (1)
【出願人】（５９４１５９４９０）荻野工業株式会社 (8)
【出願人】（５９６１７５２０１）株式会社環境測定サービス (5)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２３年２月１０日（２０１１．２．１０）
【国際特許分類】
【出願日】平成２２年７月２日（２０１０．７．２）
【出願人】（５０３２２３５８８）有人宇宙システム株式会社 (4)
【出願人】（５０４２０３５７２）国立大学法人茨城大学 (99)
【出願人】（５０９２１０９１１）株式会社小林製作所 (1)
【出願人】（５９４１５９４９０）荻野工業株式会社 (8)
【出願人】（５９６１７５２０１）株式会社環境測定サービス (5)
【Ｆターム（参考）】
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