JP2008038817A - 渦流ポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】
薄型・小型の渦流ポンプにおいて、ポンプ性能を高く保つために羽根車に作用するラジアル方向荷重を低減させる手法を提供することを目的とする。
【解決手段】昇圧流路が形成されたケーシングと、昇圧流路の周方向の一端に連通する吸入口４と多端に連通する吐出口とを、インペラ中心点に対し点対称にそれぞれ２個有し、高圧吐出口からインペラ回転方向に沿って吸入口に至る区間に高圧領域と低圧領域を仕切る仕切部を２個有し、前記２つの吐出口から伸びる２本の流路を下流で１本に合流させ、前記負荷を通過した流体が流れる１本の流路を更にその下流側で再び２本の吸入流路へと分岐し、分岐した２本の流路は２つの吸入口に連結。
【選択図】図１

Description

本発明は、渦流ポンプに関するものである。

近年電子機器の電子部品を冷却する一手段として、冷媒液を循環させて冷却する冷媒式液冷システムがあるが、この液冷システムは小型機器用の燃料電池やバイオや医療などのナノテク分野からも注目を集めているが、この液冷システムに用いられるポンプは搭載スペースに制約が多いことから小型・薄型化の要求が高まりつつある。

小型・薄型化の要求に応えるポンプとして、例えば特許文献１や特許文献２に記載されているような薄型渦流式ポンプがあるが、この渦流式ポンプは羽根車の内周側にローターマグネットが設けられ、このローターマグネットの内周側にはモーターステータが配置されて吸込口・吐出口が径方向へと向いた構造をとっている。従って、モーター部の軸方向厚みを薄く出来ることに加え、従来の遠心式ポンプのように羽根車中央の吸水口から流体を吸入する必要がなくポンプ高さを薄くする事が可能である。

この渦流ポンプは、円周方向に伸びる流路においてポンプ吸入口から吐出口に向かって徐々に流体を昇圧していく構造となっているため、高圧の吐出口側から低圧の吸込側へと向かう静的なラジアル方向不釣合い力が働く。この不釣合い力が加わっても軸心がずれない軸受け構造を構成することが出来なければ、渦流式ポンプの構造上必ず存在するインペラ外周部及び吸入・吐出口を仕切る仕切り壁の内周側との間の狭クリアランス部分が接触してしまってポンプは運転不能になってしまう。

しかしながら、小型・薄型化を目指した渦流ポンプでは羽根車を支承するための軸の軸受け部分に利用出来る領域が狭く、両持ちのボールベアリング構造といった軸構造を構成する事が難しい。

一方、前記狭クリアランス部においてクリアランス幅が大きい場合には、高圧の吐出口側から低圧の吸入口側へと漏れる漏れ流量が増大し、渦流式ポンプの性能が著しく低下する。薄型化と小型化を図った渦流式ポンプでは漏れ流量が性能へ与える影響は寸法が大きなポンプと比較し大きいため、薄型で小型の渦流式ポンプでは性能を高めるためには前記クリアランス部をなるべく狭く保つ必要がある。

以上のように、渦流式ポンプの性能を高く保ったまま薄型化・小型化しようとすると、前記クリアランス部の幅は狭めながら、同時に軸受け構造は簡単なものにせざるを得なくなり、ポンプを安定に運転出来ない問題がある。従って、前記の静的な不釣合力を低減することは重要となる。

この静的な不釣合力を相殺する効果を狙って、２組の吸入・吐出口を直径に沿って反対側に配置する特許文献３に記載の渦流式ポンプがある。

また、渦流式ポンプで前記の静的なラジアル方向不釣合力の他に、前記仕切り部付近における仕切り部壁端とインペラ羽根端面との相互干渉によって生ずる〔インペラ羽根の数〕×〔１秒当たりの回転数〕で表される非定常圧力変動も問題となる。この非定常圧力変動に対して特許文献４や特許文献５に示すような従来技術がある。

これは、羽根車の回転時に垂直な上下両面に形成された周方向に所定のピッチで並ぶ複数の羽根溝を有する羽根車とポンプ流路の始端及び終端に設けられ、軸方向上側へと伸びる第１のポンプ吸入・吐出口と、前記ポンプ流路の始端及び終端に設けられた軸方向下側へと伸びる第２のポンプ吸入・吐出口と、前記第１・第２の吸入口及び前記第１・第２の吐出口とを合流させる合流路とを備えている渦流式ポンプである。この渦流式ポンプの前記上下両面に形成された羽根溝と前記仕切り部端部との位相を調整する事で、羽根車上下面での非定常圧力変動の位相を１８０゜ずらす事で圧力変動を打ち消している。

特開２００３−１６１２８４号公報 特開２００３−１７２２８６号公報 特開２００４−２７８９８９号公報 特開２００３−３３６５９１号公報 特開２００４−６８６４５号公報

上記特許文献３の構造において、２組の吸入口及び吐出口における圧力は、吸入口と接続される吸入口上流側の流路及び吐出口と接続される吐出口下流側の流路における流路抵抗等の状況により異なる。従って、このままでは２つの吸入・吐出口の圧力が両者で異なってしまいラジアル方向の不釣合力を完全に相殺することは難しく、インペラ外周と仕切部との狭クリアランス部が接触してしまう恐れがある。従って、ポンプの安定的な作動が難しく、振動や騒音の原因となる可能性がある。ポンプを安定に動作させるためには、上記狭クリアランス部を広げる必要がある。しかし、前記の通り、これではポンプ性能が落ちる。

ポンプ性能を維持するには狭クリアランスを維持する必要があるが、小さいクリアランスを維持するには羽根車を回転軸の軸受で強固に固定しなくてはならない。そのためには軸受が大きくなってしまい、その分渦流ポンプ自体が大きくなり電子機器への搭載が困難となってしまうという問題がある。

本発明の目的は、ポンプ高さを小さく抑えながら高性能で安定動作が可能な渦流ポンプを提供することにある。

上記目的は、半径方向に伸びる複数枚の羽根を備えた円板状のインペラと、このインペラを回転可能に収納するケーシングと、このケーシングの内部に設けられ前記羽根が位置するポンプ昇圧流路と、前記ケーシングに設けられ前記流路と連通する第１と第２の吸込口・吐出口とを備えた渦流ポンプにおいて、前記第１の吸込口と第２の吸入口と連結する第１の流体通路と、前記第１の吐出口と第２の吐出口を連結する第２の流体通路とを備え、前記第１と第２の流体通路を連結した合流流路を設けたことにより達成される。

また上記目的は、前記第１と第２の流体通路と前記合流流路とを前記ケーシング内に形成したことにより達成される。

また上記目的は、前記合流流路の管径は前記第１と第２の流体通路の管径よりも小さいことにより達成される。

また上記目的は、前記合流流路は前記第１と第２の流体通路のいずれか一方の管を貫通して交差させたことにより達成される。

また上記目的は、前記第１と第２の流体通路を貫通する前記合流流路の管を流路方向に楕円となるように成形したことにより達成される。

本発明によれば、ポンプ高さを小さく抑えながら高性能で安定動作が可能な渦流ポンプを提供できる。

以下、本発明の一実施例を図面を使って説明する。

図１は本発明の一実施例を備えた渦流ポンプの概略構成を示す横断面図である。
図２は本発明の一実施例を備えた渦流ポンプの概略構成を示す縦断面図である。
図１，図２において、１は外周側に多数の羽根を有する円板状のインペラである。２はこのインペラ１を軸支する軸である。３は前記インペラ１の内周側に取り付けられたローターマグネットである。図２の７ａは前記インペラ１を収納するとともに軸２を支承するための溝を中心部に備え吸入流路４ａ，４ｂ及び吐出口５ａ，５ｂを備えた上側カバーである。７ｂはインペラ１を収納するとともに軸２を支承するための溝を中心部に備えるとともに、モーターステータ６を格納するスペースが中心に設けられた下側ケーシングである。７は上下両ケーシング７ａ，７ｂを含めケーシングを指す。

前記下側ケーシング７ｂの内面には、前記インペラ１を収納するための円形状の窪みが形成されている。前記下側ケーシング７ｂ内面の円形状の窪みは前記インペラ１の円周外周部分に設けられた複数の羽根が回転移動すると共に流体が通流するポンプ昇圧流路８となる略半円形の溝が形成されている。一方、上側カバー７ａの内面には前記下側ケーシング７ｂの内面に形成されているポンプ昇圧流路８となる略半円形の溝に対応する位置に、ポンプ昇圧流路８となる略半円形の溝が形成されている。この上側カバー７ａと下側ケーシング７ｂとが重なり合うことによりケーシング７が形成されると同時に略半円形の溝が重なってポンプ昇圧流路８が形成される。

このような下側ケーシング７ｂの円形状の窪みに前記インペラ１を収納して前記上側カバー７ａを被せることで前記インペラ１がケーシング７内に回転自由に収納される。また、前記インペラ１の円周外周部に設けられた複数の羽根が回転移動すると共に流体が通流する、断面が略楕円形状のポンプ昇圧流路８が形成される。

このように形成されたポンプ昇圧流路８は、図１に示すように有端円弧状に延在し、断面形状は円周方向にほぼ同一である。そして、前記ケーシング７に設けられた前記ポンプ昇圧流路８の一方の端部には、流体をケーシング７内に導入するための吸入流路４ａ，
４ｂが接続されている。また、下側ケーシング７ｂ内のポンプ昇圧流路８において、吸入流路４ａ，４ｂが接続されている端部とは反対の昇圧流路端部には、流体をケーシング７から排出するための吐出口５ａ，５ｂが接続されている。この前記ポンプ昇圧流路８に連通された吸込・吐出口は、図１に示すように前記ケーシング７内に収納された前記インペラ１の回転中心に対して点対称となるように２個ずつ、それぞれケーシング７内に設けられている。そして、ポンプ昇圧流路８において吐出部及び吸入部との間を仕切るための仕切り部材９が２個、それぞれ設けられている。従って、ポンプ昇圧流路８は図１に示すように、左側半分の昇圧流路８ａと右側半分の昇圧流路８ｂの２つに分離されている。

更に、前記ポンプ昇圧流路８とは別に前記ケーシング７内に形成された流体通路１０ａ，１０ｂが前記２つの吸入流路４ａ，４ｂとそれぞれ連通している。また、前記ポンプ昇圧流路８とは別に前記ケーシング７内に形成された流体通路１１ａ，１１ｂが前記２つの吐出口５ａ，５ｂと連通している。

前記流体通路１０ａ，１０ｂは上流側の１０ｃ部にて合流し、前記ケーシング７の外側へと開口しているポンプ全体の吸入口１０ｄへと連通している。また、前記流体通路11ａ，１１ｂは下流側の１１ｃ部にて合流し、前記ケーシング７の外側へと開口しているポンプ全体の吐出口１１ｄへと連通している。そして、前記ポンプ全体の吸入口１０ｄ及び前記ポンプ全体の吐出口１１ｄは、圧力損失を生じる負荷へと連通されている。また、以上の流体通路１０ａ，１０ｂ，１０ｃ，１０ｄ及び流体通路１１ａ，１１ｂ，１１ｃ，11ｄはケーシング７内に全て形成されている。１２ａ，１２ｂは流路交差部である。

このような渦流ポンプの動作を図３〜図１１を用いて説明する。なお、図１と図２に示した番号と同一番号は同一物を示すのでその説明は省略する。
外部電源より電力を供給されると、渦流ポンプに設置された電流整流回路により制御された電流がモーターステータ６のコイルに流れ込んで回転磁界が発生する。この回転磁界がインペラ１と一体化されたローターマグネット３に作用することで、インペラ１は回転力を得て回転する。この時インペラ１は、前記ケーシング７に設けられた前記吸入流路
４ａ，４ｂからそれぞれ前記吐出口５ｂ，５ａへと向かう方向に回転する。

このとき図３のように、インペラ１の各羽根間に形成された羽根溝１３内の流体はインペラ１が回転することにより回転方向の速度成分を与えられると同時に、回転による遠心力を受けることでインペラ１の径方向外側に向かう速度成分を与えられ、羽根溝１３の外に押し出される。羽根溝１３から押し出された流体は、前記ポンプケーシング７ｃ内に形成された昇圧流路８の内壁に衝突し、図４（ａ）のように断面略楕円形状のポンプ昇圧流路８の内壁に沿って流れて別の羽根溝１３に流入する。

これを繰り返すことによりポンプ昇圧流路８内の流体は、図５（ａ）のように螺旋軌道を描きながら昇圧流路８の吸入流路４ａから吐出口５ｂ及び吸入流路４ｂから吐出口５ａへと徐々に昇圧されながら送り出される。尚、図４（ａ）及び図５（ａ）は円周流式と呼ばれる形式であるが、図４（ｂ）及び図５（ｂ）のような側流式と呼ばれる形式でも良い。

ここで図１において、左右２つの吸入流路４ａ，４ｂから左右のポンプ昇圧流路８ａ，８ｂに流入する流体は、同一のポンプ全体の吸入口１０ｄから分岐した流体通路１０ａ，１０ｂを通過したものである。ポンプ全体の吸入口１０ｄの径と、前記流体通路１０ａ及び１０ｂの径とは等しくするのが好ましい。

図６は、図１に示した渦流ポンプの吸入流路部を簡略化した横断面図である。
図６において、２つの流体通路１０ａ，１０ｂの長さの差をそれぞれＬ１０ａ及び
Ｌ１０ｂとし、Ｌ１０ａとＬ１０ｂとが等しくなるように流路長さをそれぞれ設定する。また、２つの流体通路１０ａ，１０ｂの流路曲率を両者で等しく設定する。このようにすれば、ポンプ全体の吸入口１０ｄからそれぞれの吸入流路４ａ，４ｂへ至るまでの管路での圧力損失を両者で等しくする事が出来る。従って、吸入流路４ａと４ｂにおける流速及び静圧を等しくする事が出来る。

また、２つの流体通路１０ａ及び１０ｂは両者の流路曲率が等しくなるように設定しているが、より厳密に吸入流路４ａと４ｂにおける流速及び静圧を等しくしたい場合、例えば流路を前記のように曲率を有する滑らかな形状にするのではなく、直線部と９０゜流路曲がり部にて形成すると良い。この場合、２つの吸入流路の流路長さ、及び流路の９０゜曲がり部の数は、２つの流体通路１０ａと１０ｂとで等しく設定する必要がある。

上記した構造をとれば２つの吸入流路４ａ，４ｂでの静圧を等しくする事が出来るため、前記２つの吐出口５ａ及び５ｂにおいても両者で静圧を完全に等しくする事が出来れば、ラジアル方向の静的な不釣合荷重を完全に打ち消す事が可能となる。従って、以下に吐出口５ａ及び５ｂにおいて両者で静圧を完全に等しくするためのポンプ構造を述べる。

図７は図１に示した渦流ポンプの吐出流路部を簡略化し横断面図である。なお、図６とは異なり図７では吸入流路及び吐出流路を両方とも記載している。
図７において、本実施例では流体通路１０ａと流体通路１１ｂとが交差する部分１２ａ及び吸入口１０ｄと流体通路１１ｂとが交差する部分１２ｂというように、吸入流路と吐出流路が交差する部分１２（１２ａ，１２ｂ）が２箇所存在する。本発明はポンプの薄型化を目的としており、流路が交差する部分１２（１２ａ，１２ｂ）を単純に上下に配置すると流路管径２本分の厚みとなってしまので、本実施例では流路の交差部１２を図８のように構成すると良い。

図８は流路の交差部を示す斜視図である。
図８において、流体通路１１ｂの方が流体通路１０ａよりも管径がそれぞれ太くなっており、流体通路１１ｂ中を流体通路１０ａが貫通する構造とし、流体通路１１ｂの管径が等しくなっている。

図９は、図８に示した交差部の断面図である。
図９において、流体通路１１ｂ中を流体通路１０ａが貫通する構造となっている。実際に製作をする際には、図１０に示すように前記下側ケーシング７ｂ中に形成された流体通路１０ａとなる略円弧状の溝、及び流体通路１１ｂとなり前記流体通路１０ａとなる略円弧状の溝よりも大きな略円弧状の溝を予め形成しておき、後から中空の管状部材１４を嵌め込めば良い。但し、管状部材１４の肉厚分を考慮して、管状部材１４を嵌め込む部分の溝は、流体通路１０ａのそれ以外の部分に形成された溝よりも管状部材１４の肉厚分だけ深い溝を形成する。そうすれば、管状部材１４の内周側面と、流体通路１０ａのそれ以外の部分に形成された略円弧状の溝の内周面との位置が一致し、更に１０ａの管路軸方向へも固定されるので、流体通路１０ａでの流路交差部１２ａにおける圧力損失を防止出来る。流路交差部１２ａの構造は、前記のように管状部材１４を後から嵌め込む構造にしないで、予めケーシング７と一体で成形しても良い。一方、もうひとつの流路交差部１２ｂに関しても前記流路交差部１２ａと同様な構成にする。

流路交差部１２における流体通路１１ｂ内の液の流れは、図９に示したように円柱形状の流体通路１０ａの周りを流れる流れとなる。流体通路１１ｂ内の流れは、流体通路10ａの貫通部に抗力を及ぼし、その分だけエネルギーを失い圧力損失を生じる。ここで、流体通路１０ａ及び吸入口１０ｄの管径を等しくし、また流体通路１１ａ，１１ｂの管径もそれぞれ等しくすれば二つの流路交差部１２における圧力損失は等しくなる。更にここで、２つの流体通路１１ａ及び１１ｂの流路曲率及び流路長さを両者で等しくすれば、管路の曲がり及び管路摩擦に伴う圧力損失は、１１ａと１１ｂの両者で等しくなる。

なお、図示していないが流体通路１０ａの管形状を液の流れ方向に対して楕円形に成形しておけば流路抵抗が小さくなる。

図６及び図７において、ポンプ全体の吸入口１０ｄを図のようにＬ字型に曲げているのは流路の交差部１２を２つの流体通路１１ａ及び１１ｂにおいてそれぞれ一箇所ずつ設けると同時に、１１ａと１１ｂの流路長さをそれぞれ等しくするためである。

図７において、２つの流体通路１１ａ及び１１ｂは両者の流路曲率が等しくなるように設定しているが、より厳密に吐出口５ａと５ｂにおける流速及び静圧を等しくしたい場合、例えば流路を前記のように曲率を有する滑らかな形状にするのではなく、直線部と90゜流路曲がり部にて形成すると良い。この場合、２つの吐出流路の流路長さ、及び流路の
９０゜曲がり部の数は、２つの流体通路１１ａと１１ｂとで等しく設定する必要がある。

以上述べて来た構造をとれば、２つのポンプ吸入流路４ａと４ｂ、及び２つの吐出口
５ａと５ｂにおける液の流速及び静圧をそれぞれ等しくする事が可能となる。故に、渦流ポンプにおける、高圧の吐出口側から低圧の吸入口側へと向かうラジアル方向の静的不釣合い力を打ち消す事が可能になる。

本実施形態の渦流ポンプにおいて、インペラの回転方向を逆にすると、吸入・吐出口位置が反転した渦流ポンプにする事が可能となる。また渦流ポンプでは図１１に示すように、吐出口において羽根溝１３が仕切り部に突入する際、羽根溝１３に出入りする燃料流れが急変する事によって、回転数と羽根枚数の積の周波数を有する圧力変動及びインペラ振動が起こる。

ここで、本実施形態の渦流ポンプにて使用されるインペラの羽根枚数を偶数枚にしておけば、対向する２つの吐出口に面する仕切り部の端面１５と前記インペラの羽根溝１３との相対的な位置関係が一致する。従って、仕切り部にて発生する前記圧力変動及びインペラを振動させる加振力の変動状態が対向する２つの仕切り部でそれぞれ一致する。一致した位相状態にある圧力変動が対向しているため、仕切り部での圧力変動及び加振力変動が釣り合い、インペラの振動を抑制することが可能となる。従って、ポンプの振動や振動に起因する騒音を抑制することが出来る。

本発明の実施例２における渦流ポンプについて、図２〜図５、及び図１２〜図１６を用いて説明する。
図１２は本発明を適用してなる渦流ポンプの概略構成を示す横断面図である。図２は本発明を適用してなる渦流ポンプの概略構成を示す縦断面図である。
図１２において、外周側に多数の羽根を有する円板状のインペラ１０１と、インペラ
１０１を軸支する回転軸１０２と、前記インペラ１０１の内周側に取り付けられたローターマグネット１０３と、前記インペラ１０１を収納するとともに回転軸１０２を支承するための溝を中心部に備え、吸入及び吐出口１０４，１０５を備えた上側カバー７ａと、インペラ１０１を収納するとともに回転軸１０２を支承するための溝を中心部に備えるとともに、モーターステータ１０６を格納するスペースが中心に設けられた下側ケーシング
１０７ｂとから構成される。

前記下側ケーシング１０７ｂの内面には、前記インペラ１０１を収納するための円形状の窪みが形成されている。前記下側ケーシング１０７ｂ内面の円形状の窪みは、前記インペラ１０１の円周外周部分に設けられた複数の羽根が回転移動すると共に流体が通流するポンプ流路１０８となる略半円形の溝が形成されている。一方、前記上側カバー１０７ａの内面には前記下側ケーシング１０７ｂの内面に形成されているポンプ流路１０８となる略半円形の溝に対応する位置に、ポンプ昇圧流路１０８となる略半円形の溝が形成されている。

このような下側ケーシング１０７ｂの円形状の窪みに前記インペラ１０１を収納し、前記上側カバー１０７ａを取り付けることで前記インペラ１０１がケーシング１０７ａ，
１０７ｂを合わせたケーシング１０７内に回転自由に収納され、また、前記インペラ101の円周外周部に設けられた複数の羽根が回転移動すると共に流体が通流する、断面が略楕円形状のポンプ昇圧流路１０８が形成される。このように形成されたポンプ昇圧流路108は、図１２に示すように有端円弧状に延在し、断面形状は円周方向にほぼ同一である。そして、下側ケーシング１０７ｂに設けられたポンプ昇圧流路１０８の一方の端部には、流体をケーシング内に導入するための吸入流路１０４ａ，１０４ｂが接続されている。また、下側ケーシング内の昇圧流路１０８において、吸入流路１０４ａ，１０４ｂが接続されている端部とは反対の昇圧流路端部には、流体をケーシングから排出するための吐出口
１０５ａ，１０５ｂが接続されている。

この前記ポンプ昇圧流路１０８に連通された吸込・吐出口は、図１２に示すように前記ケーシング１０７内に収納された前記インペラ１０１の回転中心に対して点対称となるように２個ずつ、それぞれケーシング１０７内に設けられている。そして、ポンプ流路108において吐出部及び吸入部との間を仕切るための仕切り部材１０９が２個、それぞれ設けられている。従って、ポンプ昇圧流路１０８は図１２に示すように、左側半分の昇圧流路１０８ａと右側半分の昇圧流路１０８ｂの２つに分離されている。

更に、前記ポンプ昇圧流路１０８とは別に前記ケーシング１０７内に形成された流体通路１１０ａ，１１０ｂが、前記２つの吸入流路１０４ａ，１０４ｂとそれぞれ連通している。また、前記ポンプ昇圧流路１０８とは別に前記ケーシング１０７内に形成された流体通路１１１ａ，１１１ｂが、前記２つの吐出口１０５ａ，１０５ｂと連通している。

前記流体通路１１０ａ，１１０ｂは上流側の１１０ｃ部にて合流し、前記ケーシング
１０７の外側へと開口しているポンプ全体の吸入口１１０ｄへと連通している。また、前記流体通路１１１ａ，１１１ｂは下流側の１１１ｃ部にて合流し、前記ケーシング１０７の外側へと開口しているポンプ全体の吐出口１１１ｄへと連通している。そして、前記ポンプ全体の吸入口１１０ｄ及び前記ポンプ全体の吐出口１１１ｄは、圧力損失を生じる負荷へと連通されている。

このような構成の渦流ポンプの動作と本発明の特徴について図１２を用いて説明する。外部電源より電力を供給されると、渦流ポンプに設置された電流整流回路により制御された電流がモーターステータ１０６のコイルに流れ込み、回転磁界が発生する。この回転磁界が、インペラ１０１と一体化されたローターマグネット１０３に作用することで、インペラ１０１は回転力を得て回転する。

この時インペラ１０１は、前記ケーシング１０７に設けられた前記吸入流路１０４ａから前記吐出流路１０５ｂ，１０４ｂから前記吐出口１０５ａへと向かう方向に回転する。すると図３のように、インペラ１０１の各羽根間に形成された羽根溝１１３内の流体はインペラ１０１が回転することにより回転方向の速度成分を与えられると同時に、回転による遠心力を受けることでインペラ１０１の径方向外側に向かう速度成分を与えられ、羽根溝１１３の外に押し出される。羽根溝113から押し出された流体は、前記ポンプケーシング１０７内に形成された昇圧流路１０８の内壁に衝突し、図４（ａ）のように断面略楕円形状のポンプ昇圧流路１０８の内壁に沿って流れることで、別の羽根溝に流入する。これを繰り返すことにより昇圧流路１０８内の流体は、図５（ａ）のように螺旋軌道を描きながら昇圧流路１０８の吸入流路１０４ａ，１０４ｂから吐出口１０５ａ，１０５ｂへと徐々に昇圧されながら送り出される。尚、図４（ａ）及び図５（ａ）は円周流式と呼ばれる形式であるが、図４（ｂ）及び図５（ｂ）のような側流式と呼ばれる形式でも良い。

ここで図１２において、左右２つの吸入流路１０４ａ，１０４ｂから左右のポンプ昇圧流路１０８ａ，１０８ｂに流入する流体は、同一のポンプ全体の吸入口１１０ｄから分岐した流体通路１１０ａ，１１０ｂを通過したものである。ポンプ全体の吸入口１１０ｄの径は、前記流体通路１１０ａ及び１１０ｂの総断面積と１１０ｄの断面積とが等しくなるようにするのが好ましい。

図１３は、図１２のポンプ全体吸入口１１０ｄから、２つの吸入流路１０４ａ，104bまでの吸入流路部を簡略化して描いたものであるが、図１３に示される通り２つの流体通路１１０ａ，１１０ｂの長さの差をＬａとし、図１３の流路曲がり部１１０ｅから１１０ｆまでの流路長さをＬｂとした時に、合流部１１０ｃから前記流路曲がり部１１０ｅまでの流路長さを（Ｌｂ−Ｌａ）／２とし、合流部１１０ｃからもう一つの前記流路曲がり部
１１０ｆまでの流路長さを（Ｌｂ＋Ｌａ）／２とすれば、ポンプ全体の吸入口１１０ｄから２つの吸入流路１０４ａ及び１０４ｂまでの分岐流路の長さは両者とも（Ｌｂ＋Ｌａ）／２となり等しくなる。また、２つの流体通路１１０ａ及び１１０ｂが合流部１１０ｃからそれぞれの吸入流路１０４ａ及び１０４ｂに至るまでに、本実施例では流路の曲がり部を２箇所ずつ設けている。以上より、２つの流体通路１１０ａ，１１０ｂは流路長さが等しく流路の曲がり部の数も等しいため、ポンプ全体の吸入口１１０ｄからそれぞれの吸入流路１０４ａ，１０４ｂへ至るまでの管路での圧力損失を両者で等しくする事が出来る。従って、吸入流路１０４ａと１０４ｂにおける流速及び静圧を等しくする事が出来る。

図１３において２つの流体通路１１０ａ及び１１０ｂは、全体の吸入口１１０ｄから吸入流路１０４ａ及び１０４ｂに至るまでの流路配置を、９０゜の流路曲がり部３箇所を組み合わせる事で実現しているが必ずしもそのような流路構造をとる必要はなく、例えばポンプ昇圧流路１０８ｂの外周側に１０８ｂに沿うような曲がり部のない流路を形成しても良い。この場合にも、流体通路１１０ａ及び１１０ｂの、合流部１１０ｃから吸入流路
１０４ａ及び１０４ｂまでの長さ、及び流路での圧力損失を等しくするため管径と曲率を両者で等しくなるようにする必要がある。

上記の構造をとれば２つの吸入口での静圧を等しくする事が出来るため、前記２つの吐出口１０５ａ及び１０５ｂにおいても両者で静圧を完全に等しくする事が出来れば、ラジアル方向の静的な不釣合荷重を完全に打ち消す事が可能となる。従って、以下に吐出口
１０５ａ及び１０５ｂにおいて両者で静圧を完全に等しくするためのポンプ構造を述べる。

図１４は図１２の２つの吐出口１０５ａ，１０５ｂから、ポンプ全体の吐出口１１１ｄまでの吐出流路部を簡略化して描いたものである。ポンプ全体の吐出口１１１ｄの径は、前記流体通路１１１ａ及び１１１ｂの総断面積と１１１ｄの断面積とが等しくなるようにするのが好ましい。また図１４から分かる通り、本実施例では流体通路１１０ａと流体通路１１１ｂとは交差する部分１１２が存在する。本発明はポンプの薄型化を目指しているものであるから、このような流路の交差部１１２を単純に上下に流路を配置させるように設置してしまうと、交差部１１２は流路管径２本分の厚みとなってしまう。従って、本実施例では流路の交差部１１２を図８のように構成する。図８は流路の交差部１１２を斜め上方から見た図である。図８から分かる通り、流体通路１１１ｂの方が流体通路１１０ａよりも管径が太くなっており、流体通路１１１ｂ中を流体通路１１０ａが貫通している構造となっている。そして、流体通路１１１ｂの管径ともう一方の吐出流路１１１ａの管径は等しくするのが好ましい。

図９は、図８において流体通路１１１ｂの中心に位置する平面ｂで流路交差部１１２付近を切断した図である。流体通路１１１ｂ中を流体通路１１０ａが貫通している。実際に製作をする際には、図１０に示すように前記下側ケーシング１０７ｂ中に形成された流体通路１１０ａとなる略円弧状の溝、及び流体通路１１１ｂとなり前記流体通路１１０ａとなる略円弧状の溝よりも大きな略円弧状の溝を予め形成しておき、後から中空の管状部材１１４を嵌め込めば良い。但し、管状部材１１４の肉厚分を考慮して、管状部材１１４を嵌め込む部分の溝は、流体通路１１０ａのそれ以外の部分に形成された溝よりも管状部材１１４の肉厚分だけ深い溝を形成する。そうすれば、管状部材１１４の内周側面と、流体通路１１０ａのそれ以外の部分に形成された略円弧状の溝の内周面との位置が一致し、更に１１０ａの管路軸方向へも固定されるので、流体通路１１０ａでの流路交差部１１２における圧力損失を防止出来る。流路交差部１１２の構造は、前記のように管状部材１１４を後から嵌め込む構造にしないで、予めケーシング１０７と一体で成形しても良い。

流体通路１１１ｂ内の液の流れは、図９に示したように円柱形状の流体通路１１０ａの周りを流れる流れとなる。流体通路１１１ｂ内の流れは、流体通路１１０ａの貫通部に抗力を及ぼし、その分だけエネルギーを失い圧力損失を生じる。一方、図１２においてもう一方の吐出口１０５ｂから続く流体通路１１１ａには、前記流体通路１１１ｂにあるような流路の交差部が存在しない。故に吐出口１０５ａ及び１０５ｂにおける吐出圧を両者で等しくするためには、流体通路１１１ａ及び流体通路１１１ｂの流路長さや、２つの吐出口１０５ａ及び１０５ｂから合流部１１１ｃまでの間の流体通路１１１ａ，１１１ｂにおける流路曲がり部の個数等を調節する必要がある。

図１５は、本実施例の渦流ポンプにおいて流量を０.４（Ｌ／min）とした時に、流体通路１１１ｂの管径をｄ、流体通路１１０ａの管径をｄ′とした時に管径の比ｄ′／ｄに対して、流路交差部１１２を通過する際に流体通路１１１ｂの液体に生じる圧力損失を求める際の抵抗係数と、管径５（mm）で曲率半径が１.０(mm) の９０゜の流路曲がり部１箇所につき、流路の曲がりに伴う圧力損失を求める際の抵抗係数を同時にプロットしたものである。一方、同流量時における管路摩擦損失を求める際の抵抗係数は、凡そ０.０３８ である。流体通路１１０ａの管径ｄ′を小さくとると、流速が増大し管摩擦が増大するため好ましくない。従って、前記管径比ｄ′／ｄの値を０.６ 以上とすると、図１５に示される抵抗係数の大きさは、管路摩擦の抵抗係数の大きさと比較し１桁大きい。故に、吐出口１０５ａ及び１０５ｂにおける吐出圧を両者で等しくするためには、図１５の損失ヘッドの大きさがほぼ等しくなる条件にすれば良い。以下の各構成が、前記条件を満たす。
（１）流体通路１１１ｂに対して流体通路１１１ａ部に９０゜の流路曲がり部が１箇所余分にある際に、管径比ｄ′／ｄを凡そ０.６にした場合。
（２）流体通路１１１ｂに対して流体通路１１１ａ部に９０゜の流路曲がり部が２箇所余分にある際に、管径比ｄ′／ｄを凡そ０.８にした場合。

この条件を満たすように流路構造を形成すれば、２つの吐出口１０５ａ及び１０５ｂにおける液の流速及び静圧は等しくなる。

図１４において２つの流体通路１１１ａ及び１１１ｂは、全体の吐出口１１１ｄから吐出口１０５ａ及び１０５ｂに至るまでの流路配置を、９０゜の流路曲がりと直線流路部を組み合わせる事で実現しているが、必ずしもそのような流路構造をとる必要はなく、例えばポンプ昇圧流路１０８ａの外周側に１０８ａに沿うような曲がり部のない流路を形成しても良い。この場合にも、流体通路１１１ａ及び１１１ｂについて、合流部１１１ｃから吐出口１０５ａ及び１０５ｂまでの長さと管径比、及び９０゜の流路曲がり部の個数差を、２つの吐出口１０５ａ及び１０５ｂにおける静圧が等しくなるように形成する必要がある。

以上述べて来た構造をとれば、２つのポンプ吸入流路１０４ａと１０４ｂ、及び２つの吐出口１０５ａと１０５ｂにおける液の流速及び静圧をそれぞれ等しくする事が可能となる。故に、渦流ポンプにおける、高圧の吐出口側から低圧の吸入口側へと向かうラジアル方向の静的不釣合い力を完全に打ち消す事が可能になる。

また渦流ポンプでは図１１に示すように、吐出口において羽根溝１１３が仕切り部に突入する際、羽根溝１１３に出入りする燃料流れが急変する事によって、回転数と羽根枚数の積の周波数を有する圧力変動、及びインペラ振動が起こる。ここで、本実施形態の渦流ポンプにて使用されるインペラの羽根枚数を偶数枚にしておけば、対向する２つの吐出口に面する仕切り部の端面１１５と前記インペラの羽根溝１１３との相対的な位置関係が一致する。従って、仕切り部にて発生する前記圧力変動及びインペラを振動させる加振力の変動状態が対向する２つの仕切り部でそれぞれ一致する。一致した位相状態にある圧力変動が対向しているため、仕切り部での圧力変動及び加振力変動が釣り合い、インペラの振動を抑制することが可能となる。従って、ポンプの振動や振動に起因する騒音を抑制することが出来る。

本発明の実施例３における渦流ポンプについて、図３〜図５、及び図１６〜図１８を用いて説明する。図１６は本発明を適用してなる渦流ポンプの概略構成を示す横断面図である。図１７は本発明を適用してなる渦流ポンプの概略構成を示す縦断面図である。図１８は本実施例における渦流ポンプの斜視図である。

本実施例の渦流ポンプは、図１６〜図１８に示すように外周側に多数の羽根を有する円板状のインペラ２０１と、インペラ２０１を軸支する回転軸２０２と、前記インペラ201の内周側に取り付けられたローターマグネット２０３と、前記インペラ２０１を収納するとともに回転軸２０２を支承するための溝を中心部に備え、吸入口２０４ａ，２０４ｂ、及び吐出口２０５ａ，２０５ｂを備えた中間部ケーシング２０７ｂ及び、インペラ２０１を収納するとともに回転軸２０２を支承するための溝を中心部に備えるとともに、モーターステータ２０６を格納するスペースが中心に設けられた下側ケーシング２０７ｃ、そして前記中間部ケーシングの軸方向情報に更に被せる上側ケーシング２０７ａとからなる。前記各ケーシング２０７ａ，２０７ｂ，２０７ｃを組み合わせたものをケーシング２０７とする。

前記下側ケーシング２０７ｃの内面には、前記インペラ２０１を収納するための円形状の窪みが形成されている。前記下側ケーシング２０７ｃ内面の円形状の窪みは、前記インペラ２０１の円周外周部分に設けられた複数の羽根が回転移動すると共に流体が通流するポンプ流路２０８となる略半円形の溝が形成されている。一方、前記中間部ケーシング
２０７ｂの内面には前記下側ケーシング２０７ｃの内面に形成されているポンプ流路208となる略半円形の溝に対応する位置に、ポンプ昇圧流路２０８となる略半円形の溝が形成されている。

このような下側ケーシング２０７ｃの円形状の窪みに前記インペラ２０１を収納し、前記中間部ケーシング２０７ｂを取り付けることで前記インペラ２０１がケーシング２０７内に回転自由に収納され、また、前記インペラ２０１の円周外周部に設けられた複数の羽根が回転移動すると共に流体が通流する、断面が略楕円形状のポンプ昇圧流路２０８が形成される。

このように形成されたポンプ昇圧流路２０８は、図１６に示すように有端円弧状に延在し、断面形状は円周方向にほぼ同一である。そして、前記下側ケーシング２０７ｃの羽根車回転軸方向上側の面２１４と、前記中間部ケーシング２０７ｂの羽根車回転軸方向下側の面２１５が合致する位置に設けられたポンプ昇圧流路２０８の一方の端部には、流体をケーシング内に導入するための吸入流路２０４ａ，２０４ｂが接続されている。

また、前記昇圧流路２０８において、吸入流路２０４ａ，２０４ｂが接続されている端部とは反対の昇圧流路端部には、流体をケーシングから排出するための吐出口２０５ａ，
２０５ｂが接続されている。この前記ポンプ昇圧流路２０８に連通された吸込・吐出口は、図１６に示すように前記ケーシング２０７内に収納された前記インペラ２０１の回転中心に対して点対称となるように２個ずつ、それぞれケーシング２０７内に設けられている。そして、ポンプ流路２０８において吐出部及び吸入部との間を仕切るための仕切り部材２０９が２個、それぞれ設けられている。従って、ポンプ昇圧流路２０８は図１６に示すように、左側半分の昇圧流路２０８ａと右側半分の昇圧流路２０８ｂの２つに分離されている。

更に、前記ポンプ昇圧流路２０８とは別に前記下側ケーシング２０７ｃ及び前記中間部ケーシング２０７ｂとの間に形成された流体通路２１０ａ，２１０ｂが、前記２つの吸入流路２０４ａ，２０４ｂとそれぞれ連通している。また、前記ポンプ昇圧流路２０８とは別に前記下側ケーシング２０７ｃ及び前記中間部ケーシング２０７ｂとの間に形成された流体通路２１１ａ，２１１ｂが、前記２つの吐出口２０５ａ，２０５ｂと連通している。

前記流体通路２１０ａ，２１０ｂは上流側の２１０ｃ部にて合流し、前記ケーシング
２０７の外側へと開口しているポンプ全体の吸入口２１０ｄへと連通する。

一方、前記下側ケーシング２０７ｃ及び前記中間部ケーシング２０７ｂとの間に形成された前記流体通路２１１ａ及び２１１ｂは、図１６及び図１８に示す流路の行き止まり部２１２ａ，２１２ｂへと達した後、進路を羽根車回転軸上方へと向かう方向、つまり前記中間部ケーシング２０７ｂの面２１５から２１６へと向かう方向へと変え、前記中間部ケーシング２０７ｂを羽根車回転軸方向へと貫通し、面２１６へと達する。

ここで上側ケーシング２０７ａの羽根車回転軸方向下方の面２１７には、前記流体通路２１１ａ及び２１１ｂの一部なる溝が形成されている。従って、今度は面２１６及び面
２１７が流体通路２１１ａと２１１ｂを形成することになる。面２１６へと達した前記流体通路２１１ａ及び２１１ｂは、進路を面２１６に沿う方向へと変え、合流地点２１１ｃにて一本の吐出流路となる。合流した吐出流路は、その後流路の行き止まり部２１２ｆへと達すると進路を羽根車回転軸方向下方へと変え、前記中間部ケーシング２０７ｂを貫通して再び面２１４及び面２１５の接する部分に達する。そして、進路を面２１４，２１５に沿う方向へと変え、最終的に前記ケーシング２０７の外側へと開口しているポンプ全体の吸入口２１０ｄへと連通している。吐出流路構造を以上のようにすると、シールをするためのｏ−リング溝を前記上側ケーシング２０７ａ及び前記中間部ケーシング２０７ｂとの間に容易に作成する事が出来るため、都合が良い。

前記ポンプ全体の吸入口２１０ｄ及び前記ポンプ全体の吐出口２１１ｄは、圧力損失を生じる負荷の両端へと連通される。

このような構成の渦流ポンプの動作と本発明の特徴について図３〜図５、及び図１６〜図１８を用いて説明する。外部電源より電力を供給されると、渦流ポンプに設置された電流整流回路により制御された電流がモーターステータ２０６のコイルに流れ込み、回転磁界が発生する。この回転磁界が、インペラ２０１と一体化されたローターマグネット203に作用することで、インペラ２０１は回転力を得て回転する。

この時インペラ２０１は、前記ケーシング２０７に設けられた前記吸入流路２０４から前記吐出口２０５へと向かう方向に回転する。すると図３のように、インペラ２０１の各羽根間に形成された羽根溝２１３内の流体はインペラ２０１が回転することにより回転方向の速度成分を与えられると同時に、回転による遠心力を受けることでインペラ２０１の径方向外側に向かう速度成分を与えられ、羽根溝２１３の外に押し出される。羽根溝213から押し出された流体は、前記ポンプケーシング２０７内に形成された昇圧流路２０８の内壁に衝突し、図４（ａ）のように断面略楕円形状のポンプ昇圧流路２０８の内壁に沿って流れることで、別の羽根溝に流入する。これを繰り返すことにより昇圧流路２０８内の流体は、図５（ａ）のように螺旋軌道を描きながら昇圧流路２０８の吸入流路２０４から吐出口２０５へと徐々に昇圧されながら送り出される。尚、図４（ａ）及び図５（ａ）は円周流式と呼ばれる形式であるが、図４（ｂ）及び図５（ｂ）のような側流式と呼ばれる形式でも良い。

ここで、図１６に示す流入通路２１０ａ及び２１０ｂの流路の曲がり部の個数と流路の曲率、そして流路長さを両者で等しくすれば、管路の曲がりによる圧力損失や管路摩擦に伴う圧力損失は２１０ａ及び２１０ｂで等しくなる。従って、前記吸入流路２０４ａ及び
２０４ｂにおける液の流量と静圧を両者で等しくする事が出来る。

また、図１６に示す流体通路２１１ａ及び２１１ｂの流路の曲がり部の個数と流路の曲率、そして流路長さを両者で等しくすれば、管路の曲がりによる圧力損失や管路摩擦に伴う圧力損失は２１１ａ及び２１１ｂで等しくなる。従って、前記吐出口２０５ａ及び205bにおける液の流量と静圧を両者で等しくする事が出来る。

以上述べて来た構造をとれば、２つのポンプ吸入流路２０４ａと２０４ｂ、及び２つの吐出口２０５ａと２０５ｂにおける液の流速及び静圧をそれぞれ等しくする事が可能となる。故に、渦流ポンプにおける、高圧の吐出口側から低圧の吸入口側へと向かうラジアル方向の静的不釣合い力を完全に打ち消す事が可能になる。

本実施例においては図１８に示す通り、ポンプ全体の吸入口２１０ｄ及びポンプ全体の吐出口２１１ｄは下側ケーシング２０７ｃの対辺上に設置されているが、必ずしも対辺状に設置する必要はなく、前記２つの流体通路２１０ａと２１０ｂ、及び前記２つの流体通路２１１ａと２１１ｂとで圧力損失が等しくなるように形成してあれば良い。但し、ポンプ厚みを薄くする必要性から、ポンプ全体の吸入口２１０ｄ及びポンプ全体の吐出口211dが羽根車軸方向に上下に重なりさえしなければ良い。

本実施形態の渦流ポンプにおいて、インペラの回転方向を逆にすると、吸入・吐出口位置が反転した渦流ポンプにする事が可能となる。

また渦流ポンプでは図１０に示すように、吐出口において羽根溝２１３が仕切り部に突入する際、羽根溝２１３に出入りする燃料流れが急変する事によって、回転数と羽根枚数の積の周波数を有する圧力変動、及びインペラ振動が起こる。ここで、本実施形態の渦流ポンプにて使用されるインペラの羽根枚数を偶数枚にしておけば、対向する２つの吐出口に面する仕切り部の端面と前記インペラの羽根溝２１３との相対的な位置関係が一致する。従って、仕切り部にて発生する前記圧力変動及びインペラを振動させる加振力の変動状態が対向する２つの仕切り部でそれぞれ一致する。一致した位相状態にある圧力変動が対向しているため、仕切り部での圧力変動及び加振力変動が釣り合い、インペラの振動を抑制することが可能となる。従って、ポンプの振動や振動に起因する騒音を抑制することが出来る。

本発明の一実施例を備えた渦流ポンプの横断面図である。 本発明の一実施例を備えた渦流ポンプの縦断面図である。 本発明の一実施例を説明するための羽根車における速度三角形を示す図である。 本発明の一実施例の原理を説明するための図である。 本発明の一実施例の原理を説明するための図である。 本発明の一実施例における吸入流路を示す図である。 本発明の一実施例における吸入流路及び吐出流路を説明する図である。 本発明の一実施例を備えた流路交差部を説明する図である。 本発明の一実施例を備えた流路交差部を説明する図である。 本発明の一実施例を備えた流路交差部の構造を説明する図である。 本発明の一実施例を備えた羽根溝と仕切り部端相対位置を示す図である。 本発明の実施例２を備えた渦流ポンプの横断面図である。 本発明の実施例２を備えた吸入流路を示す図である。 本発明の実施例２を備えた吐出流路を示す図である。 本発明の実施例２を備えた各種抵抗係数を示すグラフ図である。 本発明の実施例３を備えた渦流ポンプの横断面図である。 本発明の実施例３を備えた渦流ポンプの縦断面図である。 本発明の実施例３を備えた渦流ポンプの斜視図である。

符号の説明

１，１０１，２０１…インペラ、２，１０２，２０２…回転軸、３，１０３，２０３…ローターマグネット、４ａ，４ｂ，１０４ａ，１０４ｂ，２０４ａ，２０４ｂ…吸入流路、５ａ，５ｂ，１０５ａ，１０５ｂ，２０５ａ，２０５ｂ…吐出口、６…モーターステータ、７…ケーシング、７ａ…上側カバー、７ｂ…下側ケーシング，７ｃ…ポンプケーシング、８ａ，８ｂ…昇圧流路、９…仕切り部材、１０ａ，１０ｂ，１１ａ,１１ｂ,１１０ａ，１１０ｂ，１１１ａ，１１１ｂ，２１０ａ，２１０ｂ，２１１ａ，２１１ｂ…流体通路、１０ｃ，１１ｃ，１１０ｃ，１１１ｃ，２１０ｃ,２１１ｃ…合流部、１０ｄ,１１０ｄ，２１０ｄ…吸入口、１１ｄ，１１１ｄ，２１１ｄ…全体の吐出口、１２，１１２…流路交差部、１３，１１３，２１３…羽根溝、１４，１１４…管状部材、１５，１１５…仕切り部端、２１２ａ，２１２ｂ，２１２ｃ，２１２ｄ，２１２ｅ，２１２ｆ…流路行き止まり部、２１４，２１５，２１６，２１７…面。

Claims (6)

1. 半径方向に伸びる複数枚の羽根を備えた円板状のインペラと、このインペラを回転可能に収納するケーシングと、このケーシングの内部に設けられ前記羽根が位置するポンプ昇圧流路と、前記ケーシングに設けられ前記流路と連通する第１と第２の吸込口・吐出口とを備えた渦流ポンプにおいて、
   前記第１の吸込口と第２の吸入口と連結する第１の流体通路と、前記第１の吐出口と第２の吐出口を連結する第２の流体通路とを備え、前記第１と第２の流体通路を連結した合流流路を設けたことを特徴とする渦流ポンプ。
2. 請求項１記載の渦流ポンプにおいて、
   前記第１と第２の流体通路と前記合流流路とを前記ケーシング内に形成したことを特徴とする渦流ポンプ。
3. 請求項１記載の渦流ポンプにおいて、
   前記合流流路の管径は前記第１と第２の流体通路の管径よりも小さいことを特徴とする渦流ポンプ。
4. 請求項１記載の渦流ポンプにおいて、
   前記合流流路は前記第１と第２の流体通路のいずれか一方の管を貫通して交差させたことを特徴とする渦流ポンプ。
5. 請求項４記載の渦流ポンプにおいて、
   前記第１と第２の流体通路を貫通する前記合流流路の管を流路方向に楕円となるように成形したことを特徴とする渦流ポンプ。
6. 請求項１ないし５のいずれかに記載の渦流ポンプにおいて、
   前記インペラ羽根枚数が偶数であることを特徴とする渦流ポンプ。

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