羽根車とプレッシャースリーブが取り付けられた軸と、プレッシャーレデューシングブッシュが取り付けられたケーシングリングと、前記軸を回転駆動するモータと、前記プレッシャースリーブと前記プレッシャーレデューシングブッシュの間に設けられた環状細隙と、該環状細隙の羽根車側に設けられた高圧室と、前記環状細隙の反羽根車側に設けられたバランス室と、該バランス室からの排水のための排水配管と、前記環状細隙の差圧を調整する圧力調整手段と、を具備することを特徴とするポンプ。請求項1に記載のポンプにおいて、前記圧力調整手段は、前記排水配管に設けたバルブであることを特徴とするポンプ。請求項1に記載のポンプにおいて、さらに、前記軸の軸推力荷重を支持する軸推力軸受と、該軸推力軸受が支持する荷重の大きさを測定するロードセルと、該ロードセルの出力に基づいて前記バルブを調整する制御回路と、を具備することを特徴とするポンプ。請求項1に記載のポンプにおいて、前記羽根車の高圧室側外周に設けた放射状凸部であることを特徴とするポンプ。請求項1に記載のポンプにおいて、前記プレッシャーレデューシングブッシュの高圧室側内周に設けた放射状凸部または放射状凹部であることを特徴とするポンプ。近年、ポンプは高効率化と高速化が進んでいる。特許文献1の軸推力平衡装置は軸自励振動を安定化しつつ環状細隙の漏洩流量を低減する技術として優れているが、環状細隙の漏洩流量の更なる低減による効率の向上と高速運転時の軸自励振動の更なる低減に適した構成ではない。また、軸推力軸受の種類によって決まる許容値以下に軸推力を平衡させることが必要であるがこの点も考慮されていない。さらに、経年した場合に土砂摩耗などにより羽根車に取り付けられているライナリングの細隙クリアランスが拡大してしまい、軸推力が変化した場合においても、環状細隙部漏洩流量と軸推力を最適化できることが望ましいが、特許文献1ではこれに対処する構成は示されていない。本発明は以上のような事情を背景になされたものであり、簡易な構造で、環状細隙の漏洩流量の低減、軸推力の平衡、軸自励振動の安定化を実現するポンプを提供することを目的とする。上記課題は、羽根車とプレッシャースリーブが取り付けられた軸と、プレッシャーレデューシングブッシュが取り付けられたケーシングリングと、前記軸を回転駆動するモータと、前記プレッシャースリーブと前記プレッシャーレデューシングブッシュの間に設けられた環状細隙と、該環状細隙の羽根車側に設けられた高圧室と、前記環状細隙の反羽根車側に設けられたバランス室と、該バランス室からの排水のための排水配管と、前記環状細隙の差圧を調整する圧力調整手段と、を具備するポンプによって解決される。本発明によれば、簡易な構造で軸推力を平衡させつつ軸自励振動を安定化し、かつ細隙部の漏洩流量を低減することを可能とするポンプが実現される。まず、実施例の概要を説明する。ポンプにおいて、軸推力が軸推力軸受によって決まる許容値以下になる範囲でバランス室の圧力を増加し、細隙部の差圧を低減することで細隙部の漏洩流量と軸自励振動の要因の一つである流体膜の軸受作用不安定流体力を抑制する。具体的には、羽根車側の高圧室と反羽根車側の低圧バランス室を環状細隙で連通した軸推力平衡装置を有するポンプにおいて、低圧バランス室の圧力を可変としたことを特徴としている。これによりバランス室の圧力を増加させ、環状細隙の差圧を低減する。そして、軸推力軸受に取り付けられたロードセルの出力信号に応じて、軸推力軸受に作用する荷重が許容値以下になるようバランス室の圧力を制御する。こうすることで、軸推力が平衡する範囲において環状細隙の差圧を最小化することが可能となり、経年劣化などにより軸推力が変化した際にも軸推力を平衡させることが可能となる。バランス室に通ずる配管と配管に取り付けるバルブなどの抵抗体を設け、抵抗体の抵抗の大きさを調整することでバランス室の圧力を可変とすることが好ましい。こうすることで、外部動力を用いない簡易な構造で圧力を制御することが可能となる。また、ポンプ始動時など管内が水で満たされていない状態においては、別ポンプなど外部動力を用いてバランス室の圧力を制御することが好ましい。また、羽根車の高圧室側に旋回を促進する放射状の凸部を設けることが好ましい。このようにすることで、周方向速度に基づく遠心力が大きくなるために半径方向の圧力勾配が大きくなり、環状細隙入口の圧力が小さくなる。また、羽根車に設けた放射状凸部の半径方向位置を外周側に設定することが好ましい。こうすることで細隙部に流入する水の旋回流れを低減し、不安定流体力を低減することが可能となる。また、プレッシャーレデューシングブッシュの高圧室側内周に旋回を抑制する放射状の凸部または凹部を組み合わせて設けることが好ましい。以下、図面を用いて本発明の具体的な実施例を説明する。本発明の実施例を、図1から図3および図7を用いて説明する。図1は、本実施例のポンプの要部の断面図で、縦方向で断面したポンプの構造を模式化した図である。ここに示すように、本実施例のポンプは、羽根車9とプレッシャースリーブ1が取り付けられた軸7と、プレッシャースリーブ1と略等しい軸方向長さのプレッシャーレデューシングブッシュ2を取り付けたケーシングリング図示せずと、軸7を回転駆動する原動機図示せずを有し、プレッシャースリーブ1とプレッシャーレデューシングブッシュ2の間に環状細隙8を設けている。また、環状細隙8の羽根車9側には高圧室3を設け、反羽根車側には低圧のバランス室4を設けている。このような構造のポンプにおいて、羽根車9の吸込口9aから吸い込まれ、羽根車吐出口9bから吐き出された吐出水の大部分は吐出ケーシング図示せずを経て所定の排水先18へ送られる。吐出水の一部は羽根車9と吐出ケーシングの隙間から羽根車9の背部に設けられた高圧室3に流入し、さらに環状細隙8、バランス室4、排水配管5を経て排水先18へ排出される。なお、本実施例では、排水先18をポンプの吸込側とした。排水配管5には、圧力調整手段としてバルブ6を取り付けており、バルブ6の抵抗を増大させることでバランス室4の圧力を増大させることができ、また、バルブ6の抵抗を減少させることでバランス室4の圧力を低減させることができる。このようにバランス室4の圧力を可変させることで、環状細隙8の差圧を抑制することが可能となる。次に、本実施例のポンプの軸系を単純化した図2を用いて、本実施例のポンプの構成を更に説明する。なお、図1で説明済みの構成については説明を省略する。図2に示すように、バランス室4の反羽根車側には軸封装置14が設けられている。また、軸7の両端には、軸7に作用する軸推力荷重を支持する軸推力軸受10が設けられている。反羽根車側の軸推力軸受10にはロードセル11が取り付けられており、軸推力軸受10が支持する荷重の大きさを連続測定する。ロードセル11の出力信号は制御回路19に入力され、制御回路19はその信号に応じてバルブ6を制御し、バランス室4の圧力を調整する。このようにして、バランス室4の圧力はロードセル11の信号により決定される。このとき、バランス室4の圧力は、軸推力軸受10の種類によって決まる許容値以下となる最大値をとることが好ましい。こうすることで、環状細隙8の差圧と軸推力軸受10に作用する荷重を最適とすることが可能となる。図3は、流量比とスラスト荷重軸推力実測値の関係を示す図であり、設計時のスラスト荷重と経年劣化時のスラスト荷重を比較する図である。図3において、スラスト荷重が正のときはスラスト荷重が羽根車方向であることを示しており、負のときは反羽根車方向であることを示す。ここに示すように、設計時には何れの流量比のときも反羽根車側方向のスラスト荷重がかかる。一方、土砂摩耗などに起因する経年劣化によってライナリング図示せずの細隙クリアランスが拡大すると、スラスト荷重が増加していき、最終的には何れの流量比のときも羽根車側方向のスラスト荷重がかかる。すなわち、経年劣化により、スラスト荷重の方向が逆転してしまうという問題が生じる。このようなスラスト荷重変動に対応するため、制御回路19は、バランス室4の圧力を減少させるようにバルブ6を調節し、環状細隙8の差圧を調整することで、反羽根車側のスラスト荷重を調整し、軸推力軸受10にかかるスラスト荷重を所望の値に保ちながら差圧を最適化することができる。このようにして、増加した羽根車9方向の軸推力の大きさに合わせてバルブ6を調整しバランス室4の圧力を減少調整することで、経年した場合など軸推力が変化した場合にも環状細隙8の差圧と軸推力軸受10に作用する荷重を最適化することが可能となる。図7は、環状細隙8を流れる流体膜の連成ばね係数kxyの計算値と環状細隙8の差圧ΔPの関係を示した図であり、差圧ΔPを小さくすると連成ばね係数kxyが小さくなることが示されている。ここで、環状細隙8を流れる流体膜の不安定流体力は連成ばね係数kxyの大きさによるので、軸自励振動を安定化させるためには、環状細隙8の差圧ΔPを小さくし、連成ばね係数kxyを小さくすることが望ましい。なお、以上の実施例では、排水配管5に取り付けたバルブ6によりバランス室4の圧力を制御しているが、ポンプ始動時に排水配管5に水が充満していない場合などは外部の別ポンプをバランス室4に接続してバランス室4の圧力を制御することもできる。図4~図7を用いて、本発明の実施例2を説明する。なお、実施例1と同等の構成については同一の符号を付し説明を省略することとする。実施例2のポンプの断面模式図を図4に示す。ここに示すように、本実施例のポンプは羽根車9の高圧室側外周に旋回を促進する放射状凸部12を設けるとともに、プレッシャーレデューシングブッシュ2の高圧室側内周に旋回を抑制する放射状凸部13を設けたものである。また、図5は本実施例の羽根車9を高圧室3側から見た正面図であり、図6は本実施例の羽根車9、プレッシャースリーブ1、プレッシャーレデューシングブッシュ2を羽根車吸込口9a側から見た正面図である。なお、図6の右上象限では、羽根車9を省略し、プレッシャースリーブ1、および、プレッシャーレデューシングブッシュ2を図示した。このようなポンプを用いる場合、数1に示す様に高圧室3の半径方向の圧力勾配は周方向速度に基づく遠心力と釣り合う。ここで、p:流体の圧力、r:半径位置、ρ:流体の密度、v:流体の旋回速度である。よって、放射状凸部12を設けて外周側での旋回を促進することで半径方向の圧力勾配を増加させ、高圧室3の内周側での圧力を抑制することが可能となる。また、高圧室3内の旋回を促進することで高圧室3の静圧成分をさらに抑制し、羽根車9方向の軸推力が抑制される。これらの抑制された軸推力分だけバランス室4の圧力を増加させることで環状細隙8の差圧を更に低減することが可能となる。また、内周側に旋回を抑制する放射状凸部13を設けることで環状細隙8に流入する旋回流れを抑制することが可能となり、軸自励振動を安定化することが可能となる。なお、プレッシャーレデューシングブッシュ2には、放射状凸部13に代え、放射状の凹部を設けても良い。次に、本実施例を用いて環状細隙8の差圧を低減した場合の、軸自励振動の要因の一つである不安定流体力への効果とポンプ効率を説明する。環状細隙8の漏洩流量と差圧は以下の関係式で表される。ここで、Qleak:環状細隙8の漏洩流量、ΔH:環状細隙8の差圧である。ポンプの吐出流量をQ、本実施例を適用しない場合の環状細隙8の差圧の割合をαとすると、ポンプ効率ηは以下の式で表される。ここで、Qleak′:本実施例を適用しない場合の環状細隙8の漏洩流量、η′:本実施例を適用しない場合のポンプ効率である。数3において、Qleak′=001Q、α=08、η′=90とすると、約01の効率向上が見込める。図4~図6で示した本実施例の構成を適用することによって、高圧室3の半径方向の圧力勾配を大きくでき、環状細隙8の入口の圧力を小さくできる。この結果、環状細隙8の差圧ΔPを小さくでき不安定流体力を小さくできるので、軸自励振動は安定化する。図8を用いて、本発明の実施例3を説明する。なお、実施例1と同等の構成については同一の符号を付し説明を省略することとする。図8は本実施例の軸系を単純化した図であり、バランス室4の軸封装置14側にシール構造15を設け、シール構造15の軸7に面する面に圧力室16を設けた点で実施例1と相違する。こうすることで、バランス室4の圧力を軸封装置14が受ける圧力よりも大きくし、軸封装置14の許容圧力よりもバランス室4の圧力を大きくすることが可能となる。なお、図8では、3つの圧力室16を設けた例を示すが、本実施例の適用対象はこれに限られず、シール構造15の軸方向長さを長くし、より多くの圧力室16を設けても良い。また、図8では、シール構造15の内周面に凹部を設けることで圧力室16を形成しているが、シール構造15の内周面および軸7の外周面のいずれか一方または双方に凹部を形成し圧力室16を設けても良い。さらに、シール構造15と軸7の間の環状細隙17のクリアランスを環状細隙8のクリアランスと同程度にすることが、シール構造15からの漏洩を抑制する上で望ましい。以上で説明した実施例1~実施例3の構成に以下の構成を組み合わせても良い。以上の実施例では、軸推力軸受10の荷重を測定するセンサとしてロードセル11を用いたが、軸推力荷重を測定できる代替センサを用いることも可能である。このような構成を採用しても、実施例1~実施例3と同様の効果を得ることができる。また、以上の実施例では、環状細隙8を挟むプレッシャースリーブ1とプレッシャーレデューシングブッシュ2に圧力室を設けていないが、いずれか一方または双方に凹部を形成し任意数の圧力室を設けることもできる。このような構成を採用した場合には、減圧効果を向上させて、漏れ量を更に減らすことができる。さらに、以上の実施例ではプレッシャースリーブ1に旋回を抑制する放射状凸部13を設けているが、放射状凸部13に代えて凹部とすることも可能である。このような構成を採用した場合には、羽根車とプレッシャースリーブ1の間隔が狭くても、両者が接触する危険性を低くすることができる。