JP2917563B2 - 渦流式ポンプ - Google Patents
渦流式ポンプInfo
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- JP2917563B2 JP2917563B2 JP3082553A JP8255391A JP2917563B2 JP 2917563 B2 JP2917563 B2 JP 2917563B2 JP 3082553 A JP3082553 A JP 3082553A JP 8255391 A JP8255391 A JP 8255391A JP 2917563 B2 JP2917563 B2 JP 2917563B2
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- radial gap
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-
- 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
- F04D29/08—Sealings
- F04D29/083—Sealings especially adapted for elastic fluid pumps
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04D23/00—Other rotary non-positive-displacement pumps
- F04D23/008—Regenerative pumps
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は渦流式ポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】従来の内燃機関のエミッション低減用な
どに適用可能な渦流式エアポンプが、実開昭５５−４１
５３１号公報に開示されている。この種の渦流式ポンプ
では、渦流室の内周部に開口する環状溝の近傍における
ハウジングとディスク部との間のシ−ル部が、遠心方向
に延在する径小軸方向隙間と、径小軸方向隙間の外周か
らディスク部に対し離遠すべく軸方向に延在する径方向
隙間と、径方向隙間の外端から遠心方向に延在する径大
軸方向隙間とを有している。
どに適用可能な渦流式エアポンプが、実開昭５５−４１
５３１号公報に開示されている。この種の渦流式ポンプ
では、渦流室の内周部に開口する環状溝の近傍における
ハウジングとディスク部との間のシ−ル部が、遠心方向
に延在する径小軸方向隙間と、径小軸方向隙間の外周か
らディスク部に対し離遠すべく軸方向に延在する径方向
隙間と、径方向隙間の外端から遠心方向に延在する径大
軸方向隙間とを有している。
【０００３】このようなシ−ル部構造では、渦流室から
外部にリ−クする漏れエアは径大軸方向隙間と径方向隙
間との境界部、及び、径方向隙間と径小軸方向隙間との
間の境界部において方向が急変するので、シ−ル部を大
型化することなくすなわち隙間長さの合計を増加するこ
となくリ−ク抵抗を増大することができ、小型でシ−ル
効率を確保できる。
外部にリ−クする漏れエアは径大軸方向隙間と径方向隙
間との境界部、及び、径方向隙間と径小軸方向隙間との
間の境界部において方向が急変するので、シ−ル部を大
型化することなくすなわち隙間長さの合計を増加するこ
となくリ−ク抵抗を増大することができ、小型でシ−ル
効率を確保できる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】上記した渦流式ポンプ
では、シ−ル部の上記各隙間、すなわち、径小軸方向隙
間、径方向隙間、径大軸方向隙間の幅を縮小することに
より、シ−ル効率の向上を図ることができる。しかしな
がら、ディスク部を駆動軸に嵌装する場合、この嵌装作
業上どうしても駆動軸が理想軸心に対して傾いてしま
う。したがって、ディスク部がハウジングに接触するの
を防止するために上記各隙間の幅は充分に余裕をもって
設定する必要があり、そのためにシ−ル効率を充分に向
上できない不満があった。
では、シ−ル部の上記各隙間、すなわち、径小軸方向隙
間、径方向隙間、径大軸方向隙間の幅を縮小することに
より、シ−ル効率の向上を図ることができる。しかしな
がら、ディスク部を駆動軸に嵌装する場合、この嵌装作
業上どうしても駆動軸が理想軸心に対して傾いてしま
う。したがって、ディスク部がハウジングに接触するの
を防止するために上記各隙間の幅は充分に余裕をもって
設定する必要があり、そのためにシ−ル効率を充分に向
上できない不満があった。
【０００５】また、シ−ル効率を向上する他の方法とし
て各隙間の長さを延長することが効果的であるが、これ
らの隙間を延長することは、回転質量の増加などポンプ
設計上の限界があり、特に径方向隙間の軸方向の長さを
延長することはディスク部の軸方向厚さの縮小に繋がる
のでディスク部の耐遠心力が低下するという問題が生
じ、高回転ポンプを製作できないという不具合が生じ
た。
て各隙間の長さを延長することが効果的であるが、これ
らの隙間を延長することは、回転質量の増加などポンプ
設計上の限界があり、特に径方向隙間の軸方向の長さを
延長することはディスク部の軸方向厚さの縮小に繋がる
のでディスク部の耐遠心力が低下するという問題が生
じ、高回転ポンプを製作できないという不具合が生じ
た。
【０００６】本発明は、上記問題点に鑑みなされたもの
であり、ディスク部とハウジングとの接触を防止しつつ
優れたシ−ル効率を有し高速回転が可能な渦流式ポンプ
を提供することをその目的としている。
であり、ディスク部とハウジングとの接触を防止しつつ
優れたシ−ル効率を有し高速回転が可能な渦流式ポンプ
を提供することをその目的としている。
【０００７】
【課題を解決するための手段】本発明の渦流式ポンプ
は、環状溝が内周部に開口する環状の渦流室を有するハ
ウジングと、該ハウジングの中央部に回転自在に嵌装さ
れる駆動軸と、該駆動軸に固定され前記環状溝を通じて
前記渦流室内に延在する略円板状のディスク部と、前記
渦流室の前記ディスク部の両端 面に配設され前記渦流
室内に渦流を形成する翼部とを備えるとともに、前記環
状溝近傍における前記ハウジングと前記ディスク部との
間のシ−ル部が、遠心方向に延在する径小軸方向隙間
と、該径小軸方向隙間の外周から前記ディスク部に対し
離遠すべく軸方向に延在する径方向隙間と、該径方向隙
間の外端から遠心方向に延在する径大軸方向隙間とから
なる渦流式ポンプにおいて、前記径方向隙間の幅は前記
径小軸方向隙間及び前記径大軸方向隙間の少なくともど
ちらか一方の幅の１／２以下に設定され、かつ、前記径
方向隙間の長さは２ｍｍ以上、５ｍｍ以下に設定される
ことを特徴としている。
は、環状溝が内周部に開口する環状の渦流室を有するハ
ウジングと、該ハウジングの中央部に回転自在に嵌装さ
れる駆動軸と、該駆動軸に固定され前記環状溝を通じて
前記渦流室内に延在する略円板状のディスク部と、前記
渦流室の前記ディスク部の両端 面に配設され前記渦流
室内に渦流を形成する翼部とを備えるとともに、前記環
状溝近傍における前記ハウジングと前記ディスク部との
間のシ−ル部が、遠心方向に延在する径小軸方向隙間
と、該径小軸方向隙間の外周から前記ディスク部に対し
離遠すべく軸方向に延在する径方向隙間と、該径方向隙
間の外端から遠心方向に延在する径大軸方向隙間とから
なる渦流式ポンプにおいて、前記径方向隙間の幅は前記
径小軸方向隙間及び前記径大軸方向隙間の少なくともど
ちらか一方の幅の１／２以下に設定され、かつ、前記径
方向隙間の長さは２ｍｍ以上、５ｍｍ以下に設定される
ことを特徴としている。
【０００８】
【作用及び発明の効果】本発明の渦流式ポンプでは、渦
流室の内周部に開口する環状溝の近傍におけるハウジン
グとディスク部との間のシ−ル部が、遠心方向に延在す
る径小軸方向隙間と、径小軸方向隙間の外周からディス
ク部に対し離遠すべく軸方向に延在する径方向隙間と、
径方向隙間の外端から遠心方向に延在する径大軸方向隙
間とを有しているので、渦流室から上記シ−ル部のリ−
ク流量は、各隙間の幅及び長さの関数となる。
流室の内周部に開口する環状溝の近傍におけるハウジン
グとディスク部との間のシ−ル部が、遠心方向に延在す
る径小軸方向隙間と、径小軸方向隙間の外周からディス
ク部に対し離遠すべく軸方向に延在する径方向隙間と、
径方向隙間の外端から遠心方向に延在する径大軸方向隙
間とを有しているので、渦流室から上記シ−ル部のリ−
ク流量は、各隙間の幅及び長さの関数となる。
【０００９】本発明者らは、渦流式ポンプにおけるシ−
ル部形状の解析及び実験を行い、その結果として、以下
の事実に気がついた。第１に、ディスク部を駆動軸に嵌
装する場合にディスク部がその理想位置に対して傾斜す
る場合における径方向隙間の縮小の程度は、径小軸方向
隙間及び径大軸方向隙間の縮小の程度に比べて格段に小
さく、そのために径方向隙間を上記他の各隙間より大幅
に小さくしたとしてもディスク部とハウジングとの接触
を充分余裕をもって防止でき、その結果、この径方向隙
間におけるシ−ル効果が大幅に向上することに気がつい
た。
ル部形状の解析及び実験を行い、その結果として、以下
の事実に気がついた。第１に、ディスク部を駆動軸に嵌
装する場合にディスク部がその理想位置に対して傾斜す
る場合における径方向隙間の縮小の程度は、径小軸方向
隙間及び径大軸方向隙間の縮小の程度に比べて格段に小
さく、そのために径方向隙間を上記他の各隙間より大幅
に小さくしたとしてもディスク部とハウジングとの接触
を充分余裕をもって防止でき、その結果、この径方向隙
間におけるシ−ル効果が大幅に向上することに気がつい
た。
【００１０】第２に、通常の径方向隙間の幅の範囲にお
いては、常識に反して、径方向隙間の長さの延長とシ−
ル効果の増加（流量増加）とは、径方向隙間の長さが２
ｍｍまでの範囲では比較的に直線的な関係にあり、そし
て径方向隙間の長さがそれ以上増加するとシ−ル効果の
増加量は次第に減少し、径方向隙間の長さが３ｍｍを超
えるとほとんどシ−ル効果の増加はなくなることが判明
した。
いては、常識に反して、径方向隙間の長さの延長とシ−
ル効果の増加（流量増加）とは、径方向隙間の長さが２
ｍｍまでの範囲では比較的に直線的な関係にあり、そし
て径方向隙間の長さがそれ以上増加するとシ−ル効果の
増加量は次第に減少し、径方向隙間の長さが３ｍｍを超
えるとほとんどシ−ル効果の増加はなくなることが判明
した。
【００１１】上記の事実から、本発明者らは、径方向隙
間を上記他の各隙間の半分以下とし、更に、径方向隙間
の長さを２ｍｍ以上、５ｍｍ以下とすることが、全体と
して最も優れた性能を発揮することを発見した。すなわ
ち、径方向隙間の長さが２ｍｍ以下ではシ−ル効果が低
下してしまい（吐出流量が減少してしまい）、５ｍｍ以
上ではシ−ル効果の向上はほとんど望めないにもかかわ
らずディスク部の軸方向厚さ（肉厚）が減少してディス
ク部の高速回転耐力（抗遠心力）が低下してしまう。そ
して、この２ｍｍ以上、５ｍｍ以下の範囲では、シ−ル
効果の改善とディスク部の軸方向の実質的な肉厚とを両
立させることができる。
間を上記他の各隙間の半分以下とし、更に、径方向隙間
の長さを２ｍｍ以上、５ｍｍ以下とすることが、全体と
して最も優れた性能を発揮することを発見した。すなわ
ち、径方向隙間の長さが２ｍｍ以下ではシ−ル効果が低
下してしまい（吐出流量が減少してしまい）、５ｍｍ以
上ではシ−ル効果の向上はほとんど望めないにもかかわ
らずディスク部の軸方向厚さ（肉厚）が減少してディス
ク部の高速回転耐力（抗遠心力）が低下してしまう。そ
して、この２ｍｍ以上、５ｍｍ以下の範囲では、シ−ル
効果の改善とディスク部の軸方向の実質的な肉厚とを両
立させることができる。
【００１２】したがって本発明によれば、ディスク部と
ハウジングとの接触を防止しつつ優れたシ−ル効率を有
し高速回転が可能な渦流式ポンプを実現できるという優
れた効果を奏することができる。
ハウジングとの接触を防止しつつ優れたシ−ル効率を有
し高速回転が可能な渦流式ポンプを実現できるという優
れた効果を奏することができる。
【００１３】
【実施例】本発明の一実施例を図１に示す。このポンプ
は、内燃機関のエミッション低減用などに採用されるモ
−タ一体型の渦流式エアポンプであって、モ−タ５と、
モ−タ５と一体化されるとともにモ−タ５の駆動軸１を
軸受け６ａ、６ｂを介して支承するハウジング３と、駆
動軸１に固定される略円板状のディスク部２と、ディス
ク部２の両端面の外周部に配設される翼部２ａとを備
え、上記ディスク部２及び翼部２ａはいわゆるインペラ
を構成している。
は、内燃機関のエミッション低減用などに採用されるモ
−タ一体型の渦流式エアポンプであって、モ−タ５と、
モ−タ５と一体化されるとともにモ−タ５の駆動軸１を
軸受け６ａ、６ｂを介して支承するハウジング３と、駆
動軸１に固定される略円板状のディスク部２と、ディス
ク部２の両端面の外周部に配設される翼部２ａとを備
え、上記ディスク部２及び翼部２ａはいわゆるインペラ
を構成している。
【００１４】更にこのポンプは、上記インペラを回転自
在に挟んでハウジング３に締結されるカバ−（本発明で
いうハウジングの一部）４を備え、ハウジング３とカバ
−４とは翼部２ａを収容するための渦流室１０を備えて
いる。更に説明すると、駆動軸１にはＣリング８が装着
され、Ｃリング８を軸受け６ａの内輪６ａ１の後端面に
当接させて、ディスク部２の軸方向の位置を決めてい
る。そして、ディスク部２が嵌着されるインサ−ト２ｂ
の端面が軸受６ａの内輪６ａの前端面に当接する迄イン
サ−ト２ｂを駆動軸１に挿入した後、ディスク部２を駆
動軸１にナット７で固定している。
在に挟んでハウジング３に締結されるカバ−（本発明で
いうハウジングの一部）４を備え、ハウジング３とカバ
−４とは翼部２ａを収容するための渦流室１０を備えて
いる。更に説明すると、駆動軸１にはＣリング８が装着
され、Ｃリング８を軸受け６ａの内輪６ａ１の後端面に
当接させて、ディスク部２の軸方向の位置を決めてい
る。そして、ディスク部２が嵌着されるインサ−ト２ｂ
の端面が軸受６ａの内輪６ａの前端面に当接する迄イン
サ−ト２ｂを駆動軸１に挿入した後、ディスク部２を駆
動軸１にナット７で固定している。
【００１５】したがって、ディスク部２が径方向に挿通
する環状溝９がこの渦流室１０の内径側に連通してお
り、この環状溝９の近傍におけるハウジング３及びカバ
−４とディスク部２との間の隙間が本発明でいうシ−ル
部８を構成している。このシ−ル部８は、図２の要部拡
大断面図に示すように、遠心方向に延在する径小軸方向
隙間８１と、径小軸方向隙間８１の外周からディスク部
２に対し離遠すべく軸方向に延在する径方向隙間８２
と、径方向隙間８２の外端から遠心方向に延在する径大
軸方向隙間８３とからなる。そして、これら隙間８１、
８２、８３を確保するために、ハウジング３及びカバ−
４からディスク部２の外周部両端面に向けて環状突起３
ａ、４ａが互いに同径で突設されており、更にこの環状
突起３ａ、４ａの外周面に径方向隙間８２を挟んでディ
スク部８１の翼部支持用の基筒部８１ａが対面してい
る。更に、この径方向隙間８２の幅は径小軸方向隙間８
１及び径大軸方向隙間８３の幅の１／２に設定され、か
つ、径方向隙間８２の長さは３．９ｍｍに設定されてい
る。
する環状溝９がこの渦流室１０の内径側に連通してお
り、この環状溝９の近傍におけるハウジング３及びカバ
−４とディスク部２との間の隙間が本発明でいうシ−ル
部８を構成している。このシ−ル部８は、図２の要部拡
大断面図に示すように、遠心方向に延在する径小軸方向
隙間８１と、径小軸方向隙間８１の外周からディスク部
２に対し離遠すべく軸方向に延在する径方向隙間８２
と、径方向隙間８２の外端から遠心方向に延在する径大
軸方向隙間８３とからなる。そして、これら隙間８１、
８２、８３を確保するために、ハウジング３及びカバ−
４からディスク部２の外周部両端面に向けて環状突起３
ａ、４ａが互いに同径で突設されており、更にこの環状
突起３ａ、４ａの外周面に径方向隙間８２を挟んでディ
スク部８１の翼部支持用の基筒部８１ａが対面してい
る。更に、この径方向隙間８２の幅は径小軸方向隙間８
１及び径大軸方向隙間８３の幅の１／２に設定され、か
つ、径方向隙間８２の長さは３．９ｍｍに設定されてい
る。
【００１６】次に、駆動軸１がその理想軸心ａよりも傾
斜した場合におけるＣ１の変化量ΔＣ１及びＣ２の変化
量ΔＣ２との関係を図３に図示する。Ｃ１はほぼＬｔａ
ｎθ、△Ｃ２はほぼＲｔａｎθで表わされ、△Ｃ２／△
Ｃ１はほぼＲ／Ｌとなる。ここで、Ｃ１は径方向隙間８
２の幅すなわちラジアルクリアランスであり、Ｃ２は径
小軸方向隙間８１及び径方向隙間８３の幅すなわちサイ
ドクリアランスであり、Ｌは軸受け部６ａからディスク
部２までの軸方向距離、Ｒは隙間８１の半径とする。な
お実際の設計では、軸受け部６ａの距離Ｌは隙間８１の
半径よりも格段に小さく例えばその１／２以下に設計す
ることは容易である。
斜した場合におけるＣ１の変化量ΔＣ１及びＣ２の変化
量ΔＣ２との関係を図３に図示する。Ｃ１はほぼＬｔａ
ｎθ、△Ｃ２はほぼＲｔａｎθで表わされ、△Ｃ２／△
Ｃ１はほぼＲ／Ｌとなる。ここで、Ｃ１は径方向隙間８
２の幅すなわちラジアルクリアランスであり、Ｃ２は径
小軸方向隙間８１及び径方向隙間８３の幅すなわちサイ
ドクリアランスであり、Ｌは軸受け部６ａからディスク
部２までの軸方向距離、Ｒは隙間８１の半径とする。な
お実際の設計では、軸受け部６ａの距離Ｌは隙間８１の
半径よりも格段に小さく例えばその１／２以下に設計す
ることは容易である。
【００１７】次に、径方向隙間８２の幅すなわちラジア
ルクリアランスＣ１と、ポンプの吐出流量との関係を図
４に示す。この時、サイドクリアランスＣ２は通常の軸
傾斜に対し上記接触を防止可能な０．２５ｍｍとする。
図４からわかるように、ラジアルクリアランスＣ１が
０．１２５ｍｍすなわちサイドクリアランスＣ２の半分
以下に範囲において吐出流量が顕著に増加することがわ
かる。なお、この場合、径方向隙間８１における接触を
防止するために△Ｃ１＝△Ｃ２・Ｒ／Ｌの式から得られ
る△Ｃ１の値以下にＣ１を設定すると、軸傾斜により径
方向隙間８１において先に接触が生じてしまう。理想的
には、径方向隙間８１と径大軸方向隙間８３とで同時に
接触が生じるのが理想的であり、そのためには、Ｃ２／
Ｃ１をほぼＲ／Ｌとすればよい。
ルクリアランスＣ１と、ポンプの吐出流量との関係を図
４に示す。この時、サイドクリアランスＣ２は通常の軸
傾斜に対し上記接触を防止可能な０．２５ｍｍとする。
図４からわかるように、ラジアルクリアランスＣ１が
０．１２５ｍｍすなわちサイドクリアランスＣ２の半分
以下に範囲において吐出流量が顕著に増加することがわ
かる。なお、この場合、径方向隙間８１における接触を
防止するために△Ｃ１＝△Ｃ２・Ｒ／Ｌの式から得られ
る△Ｃ１の値以下にＣ１を設定すると、軸傾斜により径
方向隙間８１において先に接触が生じてしまう。理想的
には、径方向隙間８１と径大軸方向隙間８３とで同時に
接触が生じるのが理想的であり、そのためには、Ｃ２／
Ｃ１をほぼＲ／Ｌとすればよい。
【００１８】次に、径大軸方向隙間８１の長さＬｘと吐
出流量（シ−ル効果）との関係を図５に示す。このと
き、Ｃ２は０．２５ｍｍ、Ｃ１は０．１２５ｍｍとす
る。図５からわかるように、ＬｘがＬｂ＝３ｍｍを超え
ると、吐出流量増加効果は飽和してしまい、ディスク部
２の厚さが減って高速回転において不利となる。一方、
ＬｘがＬａ＝２ｍｍ以下の場合には吐出流量の増加が少
ない。なお、通常の車両用の渦流ポンプでは、Ｃ１は
０．１２５ｍｍ程度であり、Ｃ１がこの程度である場合
には、Ｌｘは上記範囲で上記効果を奏することがわかっ
た。
出流量（シ−ル効果）との関係を図５に示す。このと
き、Ｃ２は０．２５ｍｍ、Ｃ１は０．１２５ｍｍとす
る。図５からわかるように、ＬｘがＬｂ＝３ｍｍを超え
ると、吐出流量増加効果は飽和してしまい、ディスク部
２の厚さが減って高速回転において不利となる。一方、
ＬｘがＬａ＝２ｍｍ以下の場合には吐出流量の増加が少
ない。なお、通常の車両用の渦流ポンプでは、Ｃ１は
０．１２５ｍｍ程度であり、Ｃ１がこの程度である場合
には、Ｌｘは上記範囲で上記効果を奏することがわかっ
た。
【００１９】次に、素材の選択について説明する。この
実施例では、ハウジング３、カバ−４の材質はＡｌ合金
であり、一方、インペラすなわちディスク部２及び翼部
２ａは、ガラス繊維４０％入りのＰＰＳ（ポリフェニレ
ンサルファイド）樹脂とした。なお、ガラス繊維は略径
方向へ配向されている。
実施例では、ハウジング３、カバ−４の材質はＡｌ合金
であり、一方、インペラすなわちディスク部２及び翼部
２ａは、ガラス繊維４０％入りのＰＰＳ（ポリフェニレ
ンサルファイド）樹脂とした。なお、ガラス繊維は略径
方向へ配向されている。
【００２０】このインペラの成形については、ウェルド
割れをなくす（ウェルドラインをなくす）ため、樹脂を
内径部から遠心方向に押し込むセンタ−ゲ−ト方式を採
用した。ディスク部２の線膨張係数を測定した結果、ガ
ラス繊維の配向性の関係で、径方向隙間８２近傍におい
て２．２×１０- 5 ／℃、径小軸方向隙間８１及び径大
軸方向隙間８３の近傍において、３．４×１０- 5 ／℃
であることがわかった。ちなみにディスク部２の上記Ｒ
は８１．５ｍｍ、その厚さはほぼ１３．５ｍｍとした。
ここで、Ａｌ合金の線膨張係数は２．１×１０- 5 ／℃
であるから、径方向隙間８２近傍におけるディスク部２
の線膨張係数とほぼ等しくなり、温度変化によりラジア
ルクリアランスＣ１が広がり過ぎたり縮小しすぎたりす
ることを回避することができる。
割れをなくす（ウェルドラインをなくす）ため、樹脂を
内径部から遠心方向に押し込むセンタ−ゲ−ト方式を採
用した。ディスク部２の線膨張係数を測定した結果、ガ
ラス繊維の配向性の関係で、径方向隙間８２近傍におい
て２．２×１０- 5 ／℃、径小軸方向隙間８１及び径大
軸方向隙間８３の近傍において、３．４×１０- 5 ／℃
であることがわかった。ちなみにディスク部２の上記Ｒ
は８１．５ｍｍ、その厚さはほぼ１３．５ｍｍとした。
ここで、Ａｌ合金の線膨張係数は２．１×１０- 5 ／℃
であるから、径方向隙間８２近傍におけるディスク部２
の線膨張係数とほぼ等しくなり、温度変化によりラジア
ルクリアランスＣ１が広がり過ぎたり縮小しすぎたりす
ることを回避することができる。
【００２１】すなわちこの実施例では、インペラの軽量
化により高速回転性を向上するためにインペラとしてガ
ラス繊維配向樹脂を用い、一方、ハウジング２及びカバ
−４としては、樹脂に比べて強度が高くかつ比較的安価
で成形性が良いアルミ合金を用いた。そして径方向隙間
８２近傍におけるディスク部２の径方向熱膨張率ｚを、
ハウジング２及びカバ−４との熱膨張率ｙとをほぼ等し
い範囲、少なくともｚ＝（０．９から１．１）・ｙとし
た。このようにすれば、径方向隙間８２において主とし
てシ−ル効果を奏するこの実施例のポンプにおいて、温
度変化に伴うシ−ル効果の低下及びディスク部２の接触
を防止することができる。
化により高速回転性を向上するためにインペラとしてガ
ラス繊維配向樹脂を用い、一方、ハウジング２及びカバ
−４としては、樹脂に比べて強度が高くかつ比較的安価
で成形性が良いアルミ合金を用いた。そして径方向隙間
８２近傍におけるディスク部２の径方向熱膨張率ｚを、
ハウジング２及びカバ−４との熱膨張率ｙとをほぼ等し
い範囲、少なくともｚ＝（０．９から１．１）・ｙとし
た。このようにすれば、径方向隙間８２において主とし
てシ−ル効果を奏するこの実施例のポンプにおいて、温
度変化に伴うシ−ル効果の低下及びディスク部２の接触
を防止することができる。
【００２２】なお、上記実施例では作動流体を空気とし
たが水等の液体としてもよい。ポンプと一体化したモ−
タ駆動ではなく、ベルト駆動としてもよい。
たが水等の液体としてもよい。ポンプと一体化したモ−
タ駆動ではなく、ベルト駆動としてもよい。
【図１】一実施例の渦流式ポンプの断面図、
【図２】図１の渦流室近傍のの断面図、
【図３】軸傾斜とクリアランスとの関係を示す説明図、
【図４】径方向隙間８２の幅Ｃ１と吐出流量との関係を
示す特性図、
示す特性図、
【図５】径方向隙間８２の長さＬｘと吐出流量との関係
を示す特性図、
を示す特性図、
１は駆動軸、２はディスク部、３はハウジング、４はカ
バ−、５はモ−タ、９は環状溝、１０は渦流室、
バ−、５はモ−タ、９は環状溝、１０は渦流室、
Claims (1)
- 【請求項１】環状溝が内周部に開口する環状の渦流室を
有するハウジングと、該ハウジングの中央部に回転自在
に嵌装される駆動軸と、該駆動軸に固定され前記環状溝
を通じて前記渦流室内に延在する略円板状のディスク部
と、前記渦流室の前記ディスク部の両端 面に配設され
前記渦流室内に渦流を形成する翼部とを備えるととも
に、前記環状溝近傍における前記ハウジングと前記ディ
スク部との間のシ−ル部が、遠心方向に延在する径小軸
方向隙間と、該径小軸方向隙間の外周から前記ディスク
部に対し離遠すべく軸方向に延在する径方向隙間と、該
径方向隙間の外端から遠心方向に延在する径大軸方向隙
間とからなる渦流式ポンプにおいて、前記径方向隙間の
幅は前記径小軸方向隙間及び前記径大軸方向隙間の少な
くともどちらか一方の幅の１／２以下に設定され、か
つ、前記径方向隙間の長さは２ｍｍ以上、５ｍｍ以下に
設定されることを特徴とする渦流式ポンプ。
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| DE20202950U1 (de) * | 2002-02-25 | 2002-05-08 | Rietschle Werner Gmbh & Co Kg | Seitenkanalverdichter und Vorrichtung zum Bearbeiten eines Flansches eines Antriebsmotors für einen Seitenkanalverdichter |
| DE10325077A1 (de) * | 2003-04-01 | 2004-10-14 | General Motors Corp., Detroit | Nach außen abgedichtete Pumpe für ein gasförmiges, eine Dampfphase enthaltendes Medium |
| DE10327536A1 (de) * | 2003-06-18 | 2005-01-05 | General Motors Corp. (N.D.Ges.D. Staates Delaware), Detroit | Wälzlageranordnung und Wälzlager, insbesondere zur Anwendung bei einer Rezirkulationspumpe eines Brennstoffzellensystems |
| JP4489394B2 (ja) * | 2003-08-26 | 2010-06-23 | 株式会社日本自動車部品総合研究所 | 渦流ポンプ |
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| DE102004049613A1 (de) * | 2004-10-12 | 2006-04-13 | Seleon Gmbh | Seitenkanalverdichter sowie Gehäuseschalen und Laufrad hierfür |
| DE102005003091A1 (de) * | 2005-01-22 | 2006-07-27 | Leybold Vacuum Gmbh | Vakuum-Seitenkanalverdichter |
| EP1729010A1 (en) * | 2005-05-31 | 2006-12-06 | ESAM S.p.A. | Vacuum blower |
| US7425113B2 (en) * | 2006-01-11 | 2008-09-16 | Borgwarner Inc. | Pressure and current reducing impeller |
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