JP2961686B2

JP2961686B2 - 遠心ポンプ

Info

Publication number: JP2961686B2
Application number: JP12384696A
Authority: JP
Inventors: 邦一平林
Original assignee: OGIHARA SEISAKUSHO KK
Current assignee: OGIHARA SEISAKUSHO KK
Priority date: 1996-05-20
Filing date: 1996-05-20
Publication date: 1999-10-12
Anticipated expiration: 2016-05-20
Also published as: JPH09310697A

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、マグネットポンプ
等の遠心ポンプに関し、特に、遠心型インペラ（羽根
車）のブレード（羽根）の配置・組合せ形態に関する。

【０００２】

【従来の技術】吸込口から吸い込んだ軸流を半径流に変
向させて吐出口へ吐き出す遠心型インペラを備えた遠心
ポンプとしては、家庭などにおける温水循環又は暖房用
にマグネットポンプが多用されている。

【０００３】図１（ａ）は非自吸式ディスクマグネット
ポンプを示す一部破断側面図、図１（ｂ）は図１（ａ）
中のＡ−Ａ′線に沿って切断した状態を示す矢視図であ
る。

【０００４】この非自吸式ディスクマグネットポンプ１
００は、モータケーシング１とポンプケーシング２を有
しており、モータケーシング１の内部は原動機室３と駆
動室４とに区分され、駆動室４とポンプケーシング２の
内部のインペラ室（ポンプ室）５とはＯリングを以て液
密に取り付けた隔壁板６によって完全に隔離されてい
る。原動機室３には、モータ固定子（図示せず），モー
タ回転子（図示せず），モータシャフト３ａ及びボール
ベアリング３ｂ等が設けられており、これらは電動モー
タを構成している。駆動室４にはモータシャフト３ａの
軸端に駆動用カップリング７が固定されており、駆動用
カップリング７にはディスク状の駆動用マグネット８が
固着されている。

【０００５】他方、インペラ室５は回転中心線方向に開
口する吸込口９と外周接線方向に開口する吐出口１０と
に連通しており、インペラ室５内には隔壁板６に固定し
たインペラシャフト（固定軸）１１に対しブッシュ（メ
タル）１２を介して遠心型インペラ（羽根車）１３が回
動可能に設けられている。

【０００６】この遠心型インペラ１３は、隔壁板６を挟
んでディスク状の駆動用マグネット８に対峙するように
ディスク状の従動用マグネット１４をモールド封止した
デイスク状背面シュラウド１５と、背面シュラウド１５
上にボス部１５ａから外周縁１５ｂに向けて突設された
複数条の螺旋状ブレード（羽根）１６と、複数条のブレ
ード１６の前面を覆いそれらの輻輳部（中央集中部）に
臨む軸流導入穴１７ａを備えた前面シュラウド１７とか
ら成る。なお、１９ａはポンプケーシング止めネジ、１
９ｂはモータケーシング固定ネジである。

【０００７】内蔵モータの駆動によって駆動用マグネッ
ト８が回転すると、これに隔壁板６を挟んで従動用マグ
ネット１４が吸引追従するので、遠心型インペラ１３が
図１（ｂ）の矢印方向に回転するため、吸込口９から軸
流導入穴１７ａを介して吸水された軸流水（湯）は回転
するインペラ１３の輻輳部から隣接ブレード１６，１６
間の渦巻き半径流路１８の放射方向に変向されて遠心力
の付与により吐出口１０に向け吐き出される。

【０００８】図２（ａ）は自吸式ディスクマグネットポ
ンプを示す一部破断側面図、図２（ｂ）は図２（ａ）中
のＡ−Ａ′線に沿って切断した状態を示す矢視図であ
る。なお、図２においては図１に示す部分と同一部分に
は同一参照符号を付し、その説明は省略する。

【０００９】この自吸式ディスクマグネットポンプ２０
０は、インペラ室５が仕切板２８及びパッキン２１を挟
んでポンプカバー２２で液密封止されており、ポンプカ
バー２２は水溜室２３を内蔵している。そして、吐出流
路２４に連通した気水混合液分離室２５がポンプケーシ
ング２に含まれている。水溜室２３とインペラ室５は還
流穴２３ａで連通しており、また、気水混合液分離室２
５とインペラ室５は還流溝２５ａで連通している。

【００１０】図１及び図２に示す遠心型インペラ１３
は、図３（ａ）に示すクローズドインペラである。クロ
ーズドインペラは、ディスク状背面シュラウド１５と、
そのボス部１５ａから外周縁１５ｂにかけて突設された
放射状又は螺旋状のブレード１６と、複数条のブレード
１６の前面を覆いそれらの輻輳部に臨む軸流導入穴１７
ａを備えた前面シュラウド１７とから成る。

【００１１】他方、図３（ｂ）に示す遠心型インペラは
セミオープンインペラで、前面シュラウド１７を具備せ
ず、背面シュラウド１５と複数条のブレード１６とから
成る。

【００１２】更に、図３（ｃ）に示す遠心型インペラは
オープンインペラで、前面シュラウド１７及び背面シュ
ラウド１５も具備せず、すべてのブレード１６をボス部
１５ａから張り出させたものであり、ブレード１６間が
背面にまで半径流路として貫通したものである。

【００１３】

【発明が解決しようとする課題】非自吸式マグネットポ
ンプ１００において、遠心型インペラ１３が回転する
と、ブレード１６の外周端が渦巻き状インペラ室５の巻
き始め部（吐出口流路の入口の舌片）Ｊを通過する際、
急激な圧力の高低変化が起こるため、回転数ｆとブレー
ド数Ｚの積に等しい基本周波数（ｆＺ）を有する圧力脈
動が発生する。この圧力脈動はポンプに連通された管路
内を伝播するので、管路等の部材から圧力脈動に起因す
る騒音が発生する。その騒音の主たる周波数成分は圧力
脈動の基本周波数（ｆＺ）の逓倍である。また、上記の
圧力脈動はポンプケーシング自体をも振動させるためポ
ンプ本体からも騒音が発生する。

【００１４】自吸式マグネットポンプ２００において
は、水溜室２３や気水混合液分離室２５の内蔵により、
運転初期では自吸運転を行い、やがて自吸の完了と共に
揚水運転に移るようになっているが、揚水運転中におけ
るポンプ作用は非自吸式マグネットポンプ１００と同様
に循環運転を行っているため、遠心型インペラ１３の回
転による圧力脈動に起因した騒音が発生する。また、揚
水運転中、水溜室２３又は気水混合液分離室２５とイン
ペラ室５との圧力差により自吸用の還流穴２３ａや還流
溝２５ａからインペラ室５へ水が常時還流しているた
め、この還流にブレード１６が横切ることになり、衝撃
音が発生する。この衝撃音による衝撃波は水中を伝播す
るため、ポンプケーシングや管路等を振動させて騒音が
発生する。還流穴２３ａや還流溝２５ａは自吸性能との
関係により複数個設けることが多いので、上記の騒音は
一層深刻な問題となる。

【００１５】そこで、上記問題点に鑑み、本発明の課題
は、遠心型インペラのブレードの配置・組合せ形態を改
善することにより、騒音レベルを顕著に低減した遠心ポ
ンプを提供することにある。

【００１６】

【課題を解決するための手段】上記課題を解決するた
め、本発明は、吸込口から吸い込んだ軸流を半径流に変
向させて吐出口へ吐き出す遠心型インペラを備え、上記
遠心型インペラはボス部から外周へ延びる複数の主ブレ
ードを有して成る遠心ポンプにおいて、相隣接する上記
主ブレードの狭間で上記ボス部より内周側不連続部を置
いて外周に延びる複数の補助ブレードを有しており、相
隣接する上記補助ブレード同士では回転方向に向かって
前側の方が後側の方に比してブレード長が短くなってい
ることを特徴とする。

【００１７】

【００１８】

【００１９】更に、本発明は、吸込口から吸い込んだ軸
流を半径流に変向させて吐出口へ吐き出す遠心型インペ
ラを備え、上記遠心型インペラはボス部から外周へ延び
る複数の主ブレードを有して成る遠心ポンプにおいて、
相隣接する上記主ブレードの狭間で前記ボス部より内周
側不連続部を置いて外周に延びる補助ブレードを上記主
ブレードに沿わせて回転方向に向かって前側近傍又は後
側近傍に設けて成り、上記狭間で相隣接する上記補助ブ
レード同士では回転方向に向かって前側の方が後側の方
に比してブレード長が短くなっていることを特徴とす
る。

【００２０】ここで、主ブレードの数は例えば８以上と
することができる。そして、このようなブレード形態
は、特に、遠心型インペラが背面シュラウド及び前面シ
ュラウドを備えたクローズドインペラに採用することが
好ましい。相隣接する主ブレードの狭間での補助ブレー
ドの数は２とすることが好ましい。

【００２１】〔作用〕遠心型インペラのブレードの外周
部がインペラ室の吐出口流路の入口，還流穴又は還流溝
を横切る際、ブレード狭間の案内流路を流れる半径流が
遠心力によりにそれらの開口縁に衝突することになる
が、遠心型インペラの回転方向に向かってブレードの前
側の流体はそのブレード前面で強く後押しされていると
共に、ブレードの後側の流体は置き去り流体として負圧
になっているため、ブレードの前側の方が後側の方に比
べて圧力が相当高く、半径流の流速が速くなっており、
それ故、そのブレード前後の圧力ギャップ（流速ギャッ
プ）がブレードの開口縁を横切るときにウォーターハン
マーとして強調されることになり、これが騒音の主原因
と考えられる。

【００２２】ブレード狭間の扇状案内流路ではブレード
の後側圧力が最小で、隣接後側のブレードの前面に到る
まで圧力が漸増する。このため、ブレード前後では顕著
な圧力ギャップがあり、それ故、圧力脈動はのこぎり波
状の圧力変化を呈する。ところで、このブレード前後の
圧力ギャップは専ら回転数（遠心力）に依存して発生す
るものである。騒音低減の目的で回転数を下げると、揚
水性能も落ちてしまう。

【００２３】ブレード狭間をより狭くするために、遠心
型インペラのブレード数を増やした場合においては、ブ
レードの回転数は同じであるため、ブレード前後の圧力
ギャップは変わらず、騒音抑制の効果は殆どない。むし
ろ、騒音の基本周波数が高まると共に、これに加え、ブ
レード狭間の扇状案内流路の開き角度が狭まるため、こ
の狭間部分での圧力変化がより急峻になり、それ故、騒
音が大きくなってしまう。

【００２４】ここで、ブレード前後の圧力ギャップを緩
和するためには、ブレード直前の圧力を下げ、及び／又
はブレード直後の圧力を上げることが必要である。ま
た、ブレード狭間での開き角に亘り圧力分布を均等化
（一様化）する必要がある。ブレード狭間の扇状範囲に
おいて少なくとも外周部分（半径流路の流出部分）でブ
レード前後の圧力（流速）が相近づけば、ブレード前後
での圧力ギャップが自然に解消されることになるから、
騒音を顕著に低減することができる。

【００２５】そこで、本発明において、相隣接する主ブ
レードの狭間でボス部より不連続部を置いて外周に延び
る補助ブレードを主ブレードに沿わせて回転方向に向か
って前側近傍に設けた構成では、主ブレードの前側の半
径流は補助ブレードとの間に画された狭い案内半径路を
流れるため、補助ブレードの背面の流路壁による流動抵
抗（粘性抵抗）により流速が遅くなる。このため、主ブ
レードの前後の圧力ギャップ（流速ギャップ）が補助ブ
レードが無い場合に比して抑制される。主ブレードの前
後近傍の補助ブレードの背面は半径流を減速する流動抵
抗面として機能している。その補助ブレードのブレード
長が長い程、ブレード間隔が狭い程、その流動抵抗は強
い。補助ブレードの背面を凹凸面や波形面としても良
い。

【００２６】また、補助ブレードを主ブレードに沿わせ
て回転方向に向かって後側近傍に設けた構成では、主ブ
レードの後側の半径流は補助ブレードとの間に画された
狭い案内半径流路を流れるため、主ブレード後側の置き
去り流体が堰き止められるので離反し難く、置き去り流
体による減圧が抑制される。このため、流速が速くな
り、主ブレードの前後の圧力ギャップ（流速ギャップ）
が補助ブレードの無い場合に比して抑制される。主ブレ
ードの後側近傍の補助ブレードの前面は半径流の減速を
抑制する流体逃げ止め面（流体後押し面）として機能し
ている。

【００２７】そして、主ブレードの前側近傍及び後側近
傍の双方に補助ブレードを設けると、主ブレード前後の
圧力ギャップがより一層低減し、騒音抑制の効果が顕著
となる。

【００２８】ところで、相隣接する主ブレードの狭間で
複数の補助ブレードを有する場合、相隣接する補助ブレ
ード同士では同じブレード長としたり、回転方向前側の
方が回転方向後側の方に比して長くすることが考えられ
る。ここで留意すべき点は、補助ブレードを設けること
により補助ブレード自身の前後で顕著な圧力ギャップが
発生しないようにすることである。補助ブレードが適切
な長さで略等しい場合、主ブレードの前側近傍の補助ブ
レードによる減圧効果と主ブレードの後側近傍の補助ブ
レードによる増圧効果とが発揮されるものの、今度は補
助ブレード自身の前後で圧力ギャップが発生し易く、そ
の発生回数が複数回増えてしまい、騒音がさほど抑制さ
れないこともある。また、回転方向前側の補助ブレード
が回転方向後側の補助ブレードに比してブレード長を長
くすると、主ブレードの前側近傍の補助ブレードが短い
から、減圧効果は殆ど期待できない。しかも、主ブレー
ドの後側近傍の補助ブレードが長いから、その前後の圧
力ギャップが相対的に強調されてしまい、騒音抑制の効
果が減じてしまう。

【００２９】しかし、回転方向前側の方が回転方向後側
の方に比してブレード長を短くすると、主ブレードの前
側近傍の補助ブレードが長いから、減圧効果は充分であ
り、また主ブレードの後側近傍の補助ブレードが短いか
ら、それ自身の前後の圧力ギャップが僅少となり、全体
として騒音抑制の効果が顕著となる。

【００３０】主ブレードの直後ではインペラ外周でのみ
ブレード直後の圧力を上げるのが目的であるので、短い
補助ブレードを設けるだけで充分である。むしろ、短い
補助ブレードを設けると、後側の長い補助ブレードや主
ブレードの前面内周側で後押しされた流体が内周側不連
続部を介して前送りされて短い補助ブレードの前側半径
路に繰り込まれることになるため、主ブレードの直後圧
力が高くなる。このため、主ブレードの前後の圧力ギャ
ップが頗る低減する。

【００３１】また、前側の補助ブレードが短いことによ
り、後側の補助ブレードや主ブレードからの流体前送り
の繰り入れを発生させることは、逆に後側の補助ブレー
ドや主ブレードの前面圧力を圧力抜きして更に低下させ
ることを意味するため、圧力ギャップを一層低減させる
ことになる。従って、騒音の大幅低減を図ることができ
る。

【００３２】

【発明の実施形態】次に、本発明の実施形態を添付図面
に基づいて説明する。

【００３３】〔インペラＡ〕図４は参考例としてディス
クマグネットポンプに用いた遠心型クローズドインペラ
Ａを示す一部破断平面図である。

【００３４】このインペラＡは、図１又は図２に示す螺
旋インペラ１３と同様、背面シュラウド１５上において
ボス部１５ａから外周１５ｂへ延びる８条の螺旋状の主
ブレード２０を等間隔に有しており、８条の主ブレード
２０の前面を覆いそれらの輻輳部（中央集中部）に臨む
軸流導入穴１７ａを備えた前面シュラウド１７とから成
る。

【００３５】ブレード狭間の半径流案内路において、イ
ンペラＡの回転方向に向かってブレード２０の前側の流
体はそのブレード前面２０ａで強く後押しされて加圧状
態（圧迫状態）にあると共に、ブレード２０の後側の流
体はそのブレード背面２０ｂより置き去りにされて減圧
状態（圧力抜け状態）になっているため、図４に概念的
に付記したブレード狭間の圧力特性から判るように、ブ
レード２０の直前圧力Ｐ_aが直後圧力Ｐ_bに比べて相当
高く、それ故、ブレード直前流速Ｖ_aがブレード直後流
速Ｖ_bより相当速い。図４の圧力特性は、理解を容易に
するために便宜上、Ｐ＝（Ｐ_a−Ｐ_b）ｘ＋Ｐ_bの如
く、ブレード狭間の角度（円周位置ｘ）に正比例するよ
うに描いてあるが、遠心力が関与するため、２次曲線を
含むものとも推測できる。このため、主ブレード２０が
吐出口流路の入口等を通過する際、その前後で瞬間的な
圧力ギャップΔＰ＝Ｐ_a−Ｐ_bないし流速ギャップΔＶ
＝Ｖ_a−Ｖ_bが発生する。このギャップがウォーターハ
ンマーとして強調されることになり、これが騒音発生の
主原因と考えられる。

【００３６】図１３は図４に示す主ブレード数８のイン
ペラＡを用いたディスクマグネットポンプの騒音のパワ
ースペクトル特性を示すグラフである。このグラフにお
いては、インペラの回転数ｆは約53rps である。グラフ
中、周波数426 Ｈｚ，騒音レベル36.8ｄＢのピーク
は、ブレード数Ｚ（＝８）と回転数ｆ（≒53rps)の積で
ある基本周波数（１次周波数）に現出している。そし
て、周波数853 Ｈｚ，騒音レベル48.2ｄＢのピークは
２次（２逓倍）周波数、周波数1279Ｈｚ，騒音レベル3
9.6ｄＢのピークは３次（３逓倍）周波数、周波数170
4Ｈｚ，騒音レベル26.5ｄＢのピークは４次（４逓
倍）周波数、周波数2133Ｈｚ，騒音レベル30.7ｄＢのピ
ークは５次（５逓倍）周波数である。

【００３７】インペラＡのブレード形態では基本周波数
のみを発生させるため、ビークが最大ピークになって
しかるべきであるが、ピークが最大ピークとなってい
る。

【００３８】おそらく、その周波数の近辺(500〜1000）
にポンプケーシングや管路部材等に共振周波数が存在す
るからと推測できる。

【００３９】図１２示すＡ線（一点鎖線）は上記インペ
ラＡに起因した騒音値の回転数依存性を示すグラフであ
る。回転数が2400〜3200rpm の範囲でインペラＡの騒音
値は全体的に高い。回転数が2400rpm で30ｄＢ，回転数
が3200rpm で48ｄＢであり、インペラＡの騒音値は回転
数に対して単調増加の依存性がある。回転数を上げる
と、当然に圧力ギャップΔＰが大きくなり、騒音値が大
きくなると考えられるが、ブレード直後圧力Ｐ_bからブ
レード直前圧力Ｐ_aに到る圧力増大の時間変化率も急峻
になるため、騒音増大に繋がるものと推測できる。

【００４０】〔インペラＢ〕図５は参考例としてディス
クマグネットポンプに用いた遠心型クローズドインペラ
Ｂを示す一部破断平面図である。

【００４１】このインペラＢは、図４に示す螺旋インペ
ラＡと同様、背面シュラウド１５上においてボス部１５
ａから外周１５ｂへ延びる１６条の螺旋状の主ブレード
２０を等間隔に有しており、１６条の主ブレード２０の
前面を覆いそれらの輻輳部（中央集中部）に臨む軸流導
入穴１７ａを備えた前面シュラウド１７とから成る。

【００４２】即ち、インペラＢのブレード枚数はインペ
ラＡの２倍である。

【００４３】インペラＢのブレード狭間の半径流案内路
において、図４に概念的に付した圧力特性から類推でき
るように、図５に概念的に付記したブレード狭間の圧力
特性のようになる。回転数が同じときは吐き出し能力
（揚水性能）も同じと仮定すれば、図４の圧力特性にお
ける圧力の円周位置についての積分値（∫Ｐdx）と図５
の圧力特性における圧力の円周位置についての積分値
（２∫Ｐdx）は等しい筈である。なお、ブレードの厚み
は無視する。従って、ブレード枚数を増やしても上記積
分値（力のディメンジョン）は不変であることから、ど
のブレード２０の圧力ギャップΔＰ＝Ｐ_a−Ｐ_bも不変
であることが理解できる。そして、増やしたブレード枚
数だけ１回転中の圧力ギャップの発生回数が増加する。
主ブレード数を増やすことは吐き出しの断続回数を増や
すことを意味する。従って、ギャップの発生回数増加は
騒音を増大させる。また、ブレード直後圧力Ｐ_bからブ
レード直前圧力Ｐ_aに到る圧力漸増過程の時間変化率も
急峻になるため、却って、騒音増大に繋がるものと推測
できる。

【００４４】図１４は図５に示すインペラＢを用いたデ
ィスクマグネットポンプの騒音のパワースペクトル特性
を示すグラフである。このグラフにおいてもインペラＢ
の回転数ｆは約53rps である。グラフ中、周波数848 Ｈ
ｚ，騒音レベル54ｄＢのピークは、ブレード数Ｚ（＝
16）と回転数ｆ（≒53rps)の積である基本周波数（１次
周波数）に孤立的に現出している。そして、周波数1696
Ｈｚ，騒音レベル27.8ｄＢのピークは２次（２逓倍）
周波数である。圧力ギャップΔＰの発生回数（騒音発生
回数）がインペラＡに比べ２倍になったので、基本周波
数848 Ｈｚのピークが共振域と相まって際立ったもの
であると推測できる。

【００４５】図１２示すＢ線（実線）は上記インペラＢ
に起因した騒音値の回転数依存性を示すグラフである。
回転数が2400〜3200rpm の範囲でインペラＢの騒音値は
インペラＡのＡ線に比して相当高くなっている。回転数
が2400rpm で32ｄＢ，回転数が3200rpm で55ｄＢであ
り、騒音値は回転数に対して単調増加の依存性がある。

【００４６】回転数2400rpm ではインペラＡと略同じ騒
音値である。低回転数域では圧力ギャップΔＰの値が低
いので、その圧力ギャップ発生回数が多くなっても騒音
にまで到らず、また、ブレード直後圧力Ｐ_bからブレー
ド直前圧力Ｐ_aに到る圧力漸増過程の時間変化率も緩い
ので、騒音の原因にならないものと思われる。しかし、
回転数を上げると、Ｂ線はインペラＡの特性（Ａ線）に
回転数依存性がある騒音成分（２ｄＢ（2400rpm ）〜７
ｄＢ（ 3200rpm））が重畳される。従って、ブレードの
枚数を増やすことは騒音増大の主要因と考えられる。た
だ、ブレードの枚数を減らして４枚程度にした場合、定
常吐き出し特性を高める必要もあり、ブレード数の低枚
数化も困難である。

【００４７】〔インペラＣ〕図６は参考例としてディス
クマグネットポンプに用いた遠心型クローズドインペラ
Ｃを示す一部破断平面図である。

【００４８】このインペラＣは、インペラＡと同様に、
背面シュラウド１５上においてボス部１５ａから外周１
５ｂへ延びる８条の螺旋状の主ブレード２０を等間隔に
有しており、８条の主ブレード２０の前面を覆いそれら
の輻輳部（中央集中部）に臨む軸流導入穴１７ａを備え
た前面シュラウド１７とから成り、相隣接する主ブレー
ド２０，２０の狭間の真ん中でボス部１５ａより不連続
部３２を置いて外周に延びる補助ブレート３０を設けた
ものである。端的に述べると、インペラＣは図５に示す
インペラＢにおいて、一条おきのブレード２０のボス部
１５ａ側を不連続部３２として開放空間を形成したもの
である。本例では図６に示すインペラＣの補助ブレード
３０の長さは主ブレード２０の長さの２／３程度となっ
ている。

【００４９】インペラＣのブレード狭間の半径流案内路
の圧力特性は、インペラＡとＢの圧力特性から類推でき
るように、図６に概念的に付記したようになる。図６中
の２点鎖線はインペラＡの圧力特性である。主ブレード
２０，２０間に補助ブレード３０を設けて螺旋扇状半径
流路の中間を内周側が開放的に仕切ると、インペラＡと
Ｂの中間的特性を得ることができる。補助ブレード３０
の直後側の圧力Ｐ_cはそこに主ブレード２０があるとき
の直後圧力Ｐ_bよりも高くなると共に、そこにブレード
が全くないとき（ブレード長→０のとき）の２点鎖線の
内分圧力Ｐ_c′よりも低くなる。補助ブレード３０のブ
レード長を長くすれば、圧力Ｐ_cは圧力Ｐ_bに近づき、
補助ブレード３０のブレード長を短くすれば、圧力Ｐ_c
は圧力Ｐ_c′に近づく。

【００５０】他方、補助ブレード３０の直前側の圧力Ｐ
_dはそこに主ブレード２０があるときの直前圧力Ｐ_aよ
りも低くなると共に、そこにブレードが全くないとき
（ブレード長→０のとき）の２点鎖線の内分圧力Ｐ_d′
よりも高くなる。補助ブレード３０のブレード長を長く
すれば、圧力Ｐ_dは圧力Ｐ_aに近づき、補助ブレード３
０のブレード長を短くすれば、圧力Ｐ_dは圧力Ｐ_d′に
近づく。

【００５１】このため、補助ブレード３０の後側では補
助ブレード３０の背面３０ｂが流動抵抗面として機能
し、圧力を引き下げる減圧作用を発揮する。その減圧作
用は補助ブレード３０の背面３０ｂから後側に離れるに
つれ弱くなるものの、主ブレード２０Ｂの前面２０ａま
で減圧引込み効果が波及しており、主ブレード２０Ｂの
実際の直前圧力Ｐ_a′はインペラＡ，Ｂの場合（Ｐ_a）
よりも若干低くなる。

【００５２】また、補助ブレード３０の前側では補助ブ
レード３０の前面３０ａが流体後押し面として機能し、
圧力を押し上げる作用を発揮する。その増圧作用は補助
ブレード３０の前面３０ａから前側に離れるにつれ弱く
なるものの、主ブレード２０Ｆの背面２０ｂまで増圧効
果が波及しており、主ブレード２０Ｆの実際の直後圧力
Ｐ_b′はインペラＡ，Ｂの場合（Ｐ_a）よりも若干高く
なる。

【００５３】従って、インペラＣの圧力ギャップΔＰ′
＝Ｐ_a′−Ｐ_b′は、インペラＡ，Ｂの圧力ギャップΔ
Ｐ＝Ｐ_a−Ｐ_bよりも低い。このため、インペラＣでは
騒音の抑制が期待できる。

【００５４】図１５は図６に示すインペラＢを用いたデ
ィスクマグネットポンプの騒音のパワースペクトル特性
を示すグラフである。このグラフにおいてもインペラの
回転数ｆは約53rps である。グラフ中、周波数426 Ｈ
ｚ，騒音レベル29.8ｄＢのピークは、ブレード数Ｚ
（＝８）と回転数ｆ（≒53rps)の積である基本周波数
（１次周波数）に現出している。そして、周波数853 Ｈ
ｚ，騒音レベル52.7ｄＢのピークは２次（２逓倍）周
波数である。

【００５５】インペラＢでのピークはインペラＡの場
合のピーク値36.8ｄＢよりも顕著に低くなっているが、
２次周波数のピークが最大ピークで、このピークが
インペラＡの場合のピークの値48.2ｄＢよりも大きく
なっている。

【００５６】上述したように、インペラＣの圧力ギャッ
プΔＰ′がインペラＡの圧力ギャップΔＰよりも低くな
ると、それによる直接のスペクトルであるピークのレ
ベルは低くなるものと思われるが、共振域も手伝ってピ
ークのレベルが却って増大している。このため、図１
２示すＣ線（破線）はインペラＡのＡ線よりも相当高く
なっており、インペラＢのＢ線と略等しい。図１４に示
すインペラＢのスペクトルと図１５に示すインペラＢの
スペクトルとを比べると、実質的に違いはないと認めら
れる。当然、補助ブレード３０のブレード長を短くする
と、図１３に示すインペラＡのスペクトルに近づき、騒
音値の線Ｃも線Ａに近づくものと推察できる。

【００５７】インペラＣでは補助ブレード３０を主ブレ
ード狭間の中間位置に設けてあるが、この補助ブレード
３０の前後で新たな圧力ギャップ（Ｐ_d−Ｐ_c）が生じ
ているため、この新たな圧力ギャップが却って騒音の原
因になっている。補助ブレード３０のブレード長を短く
すると、その圧力ギャップは当然低くなるものの、主ブ
レード前後の圧力ギャップΔＰ′は殆ど小さくならな
い。

【００５８】〔インペラＤ〕図７は本発明の実施形態１
としてディスクマグネットポンプに用いた遠心型クロー
ズドインペラＤを示す一部破断平面図である。

【００５９】このインペラＤは、インペラＡと同様に、
背面シュラウド１５上においてボス部１５ａから外周１
５ｂへ延びる８条の螺旋状の主ブレード２０（２０Ｆ，
２０Ｂ）を等間隔に有しており、８条の主ブレード２０
の前面を覆いそれらの輻輳部（中央集中部）に臨む軸流
導入穴１７ａを備えた前面シュラウド１７とから成り、
相隣接する主ブレード２０Ｆ，２０Ｂの狭間でボス部１
５ａより内周側不連続部４２，５２を置いて外周に延び
る略同長の２条の補助ブレード４０，５０を設けたもの
である。本例では図７に示すインペラＤの２条の補助ブ
レード４０，５０は実質上同長であり、ブレード長は主
ブレード２０の長さの２／３程度となっている。

【００６０】インペラＤのブレード狭間の半径流案内路
の圧力特性は、インペラＢとＣの圧力特性から類推でき
るように、図７に概念的に付記したようになる。図７中
の２点鎖線はインペラＡの圧力特性である。主ブレード
２０Ｂの直前の補助ブレード４０の直後圧力Ｐ_cはそこ
に主ブレード２０があるときの直後圧力Ｐ_bよりも高く
なると共に、そこにブレードが全くないとき（ブレード
長→０のとき）の２点鎖線の内分圧力Ｐ_c′よりも低く
なる。補助ブレード４０のブレード長を長くすれば、圧
力Ｐ_cは圧力Ｐ_bに近づき、補助ブレード４０のブレー
ド長を短くすれば、圧力Ｐ_cは圧力Ｐ_c′に近づく。補
助ブレード４０の後側では補助ブレード４０の背面４０
ｂが流動抵抗面として機能し、圧力を下げる減圧作用を
発揮する。特に、本例では補助ブレード４０がその後側
の主ブレード２０Ｂに近接しているため、その減圧作用
は主ブレード２０Ｂの前面２０ａまで良く波及してお
り、主ブレード２０の直前圧力Ｐ_a′はインペラＡ，Ｂ
の場合（Ｐ_a）よりも低くなる。補助ブレード４０を接
近させればさせる程、その主ブレード２０Ｂの直前圧力
Ｐ_a′は低くなる。

【００６１】補助ブレード４０の直前圧力Ｐ_dはそこに
主ブレード２０があるときの直前圧力Ｐ_aよりも低くな
ると共に、そこにブレードが全くないとき（ブレード長
→０のとき）の２点鎖線の内分圧力Ｐ_d′よりも高くな
る。補助ブレード４０のブレード長を長くすれば、圧力
Ｐ_dは圧力Ｐ_aに近づき、補助ブレード４０のブレード
長を短くすれば、圧力Ｐ_dは圧力Ｐ_d′に近づく。補助
ブレード４０の前側では補助ブレード４０の前面４０ａ
が流体後押し面として機能し、圧力を上げる作用を発揮
する。その増圧作用は補助ブレード４０の前面４０ａか
ら前側に離れるにつれ弱くなるが、１点鎖線で示すよう
に主ブレード２０Ｆの背面２０ｂまで増圧効果が波及し
ており、主ブレード２０Ｆの直後圧力Ｐ_b′はインペラ
Ａ，Ｂの場合（Ｐ_a）よりも若干高くなる。

【００６２】ここで、インペラＤでは補助ブレード４０
とその前側の主ブレード２０Ｆとの間に別の補助ブレー
ド５０が設けられている。補助ブレード５０の直後圧力
Ｐ_eはそこに主ブレード２０があるときの直後圧力Ｐ_b
よりも高くなると共に、そこにブレードが全くないとき
（ブレード長→０のとき）の１点鎖線の内分圧力Ｐ_e′
よりも低くなる。補助ブレード５０の後側ではその補助
ブレード５０の背面５０ｂが流動抵抗面として機能し、
圧力を下げる減圧作用を発揮する。特に、本例では補助
ブレード５０がその後側の補助ブレード４０に近接して
いるため、その減圧作用は補助ブレード４０の前面４０
ａまで良く波及しており、補助ブレード４０の実際の直
前圧力Ｐ_d″は上記で一旦得られた圧力Ｐ_dよりも更に
低くなる。

【００６３】そしてまた、補助ブレード５０の直前圧力
Ｐ_fはそこに主ブレード２０があるときの直前圧力Ｐ_a
よりも低くなると共に、そこにブレードが全くないとき
（ブレード長→０のとき）の１点鎖線の内分圧力Ｐ_f′
よりも高くなる。補助ブレード５０の前側では補助ブレ
ード５０の前面５０ａが流動後押し面として機能し、圧
力を上げる作用を発揮する。その増圧作用は補助ブレー
ド５０の前面５０ａから前側に離れるにつれ弱くなる
が、主ブレード２０Ｆの背面２０ｂまで増圧効果が波及
しており、結果的に、主ブレード２０の直後圧力Ｐ_b″
は上記で一旦得られた圧力Ｐ_b′よりも更に高くなる。

【００６４】従って、インペラＤの主ブレード２０前後
の圧力ギャップΔＰ′＝Ｐ_a′−Ｐ_b″は、インペラ
Ａ，Ｂの圧力ギャップΔＰ＝Ｐ_a−Ｐ_bより２段階低減
している。その圧力ギャップの低減は、主ブレード２０
Ｂに対し背面４０ｂが流動抵抗面として機能する補助ブ
レード４０を前側に近接させて直前圧力をＰ_aから
Ｐ_a′に大幅に減圧した点、前側のブレード２０Ｆに対
し前面４０ａが流体後押し面として機能する補助ブレー
ド４０により、増圧して直後圧力をＰ_bからＰ_b′に増
圧した点、及び前側の主ブレード２０Ｆに対し前面５０
ａが流体後押し面として機能する補助ブレード５０を接
近させて増圧し、直後圧力をＰ_b′からＰ_b″に増圧し
た点に基づくものである。

【００６５】加えて、補助ブレード５０の背面５０ｂは
補助ブレード４０に対し流動抵抗面として機能してい
る。補助ブレード５０を設けないと、補助ブレード４０
の直前圧力はＰ_dで、その補助ブレード４０前後の圧力
ギャップはＰ_d−Ｐ_cとなり、インペラＣの場合と同様
に、新たな圧力ギャップが騒音の原因になる虞れがある
が、本例では補助ブレード５０の背面５０ｂによるその
後側の減圧効果により、補助ブレード４０前後の圧力ギ
ャップは（Ｐ_d′−Ｐ_c）まで低減することになる。こ
のため、新たに生じた圧力ギャップの値を抑制すること
が可能となるので、騒音低減に結び付く。

【００６６】図１６は図７に示すインペラＤを用いたデ
ィスクマグネットポンプの騒音のパワースペクトル特性
を示すグラフである。このグラフにおいてもインペラの
回転数ｆは約53rps である。グラフ中、周波数427 Ｈ
ｚ，騒音レベル26.1ｄＢのピークは、主ブレード数Ｚ
（＝８）と回転数ｆ（≒53rps)の積である基本周波数
（１次周波数）に現出している。そして、周波数853 Ｈ
ｚ，騒音レベル43.3ｄＢのピークは２次（２逓倍）周
波数で、周波数1280Ｈｚ，騒音レベル42.8ｄＢのピーク
は３次（３逓倍）周波数である。

【００６７】このインペラＤのピークのレベルはイン
ペラＡ，Ｃのビークに比し低くなっている。主ブレー
ド２０前後の圧力ギャップが補助ブレード４０，５０の
側帯によって低減したためと推察できる。また、インペ
ラＤのピークのレベルはインペラＣのピークに比し
大幅に低下している。インペラＤのスペクトルはインペ
ラＡのスペクトルを圧縮した状態を呈している。そして
また、図１２に示すインペラＤのＤ線（実線）はインペ
ラＡのＡ線（一点鎖線）に比しやや低くなっていること
が判る。従って、２条の補助ブレード４０，５０を用い
ると、騒音抑制に意義のあることが認められる。

【００６８】ただ、インペラＤではピークがインペラ
Ｃに比し顕著に現れている。３次周波数のピークのレ
ベルが高い理由は、補助ブレード４０，５０が主ブレー
ド２０，２０の狭間を三等分割に区画しているため、基
本周波数の３倍の周波数が強調されるためと推察でき
る。主ブレード２０，２０の狭間が三不等分割になるよ
うに、補助ブレード４０を後側の主ブレード２０Ｂに近
接させると共に、補助ブレード５０を前側の主ブレード
２０Ｆに近接させるようにすれば、ピークのレベルは
低くなるものと推察できる。

【００６９】〔インペラＥ〕図８は本発明の実施形態２
としてディスクマグネットポンプに用いた遠心型クロー
ズドインペラＥを示す一部破断平面図である。

【００７０】このインペラＥは、インペラＡと同様に、
背面シュラウド１５上においてボス部１５ａから外周１
５ｂへ延びる８条の螺旋状の主ブレード２０（２０Ｆ，
２０Ｂ）を等間隔に有しており、８条の主ブレード２０
の前面を覆いそれらの輻輳部（中央集中部）に臨む軸流
導入穴１７ａを備えた前面シュラウド１７とから成り、
相隣接する主ブレード２０，２０の狭間でボス部１５ａ
より内周側不連続部６２，７２を置いて外周に延びるブ
レード長の異なる２条の補助ブレード６０，７０を設け
たものである。主ブレード２０Ｂの前側に近接する補助
ブレード６０のブレード長に比べ、主ブレード２０Ｆの
後側に近接する補助ブレード７０の方が短くなってい
る。本例では補助ブレード６０のブレード長は主ブレー
ド２０の長さの２／３程度であり、補助ブレード７０の
ブレード長は主ブレード２０の長さの１／３程度であ
る。

【００７１】このインペラＥのブレード狭間の半径流案
内路の圧力特性は、インペラＤの圧力特性から類推でき
るように、図８に概念的に付記したようになる。図８中
の２点鎖線はインペラＡの圧力特性である。インペラＥ
においては、前側の補助ブレード７０が後側の補助ブレ
ード６０よりも短くなっているので、補助ブレード７０
の背面７０ｂが及ぼす補助ブレード６０の直前圧力を減
圧する効果は、インペラＤの場合よりも弱いものの、補
助ブレード７０の前後の圧力ギャップ（Ｐ_f−Ｐ_e）は
減少する。長い不連続部７２を持つ短いブレード７０の
背面７０ｂは流動抵抗面の機能が弱くなる分、その前面
７０ａは流体後押し面の機能も弱くなる。

【００７２】ところで、補助ブレードの流動抵抗面の機
能を高めるには、ブレード同士を近接配置すること又は
流体抵抗面を長くすることが必要である。インペラ外周
縁でのブレード直前の圧力を下げるには、流体の制動作
用を補助ブレードが担うため、ある程度のブレード長さ
が必要である。

【００７３】他方、置き去り流体を無くして半径流とし
て掃き出す補助ブレードの流体後押し機能を高めるため
には、同様に、ブレード同士を近接配置すること又はブ
レードの後押し面を長くすることが必要であるように思
われるが、実際は、少なくともインペラ外周縁でブレー
ド直後の圧力を上げるのが目的であるので、短い補助ブ
レードを外周縁寄りに設けるだけで充分である。むし
ろ、短い補助ブレード７０をインペラ外周に設けると、
後側の長い補助ブレード６０や主ブレード２０Ｂの前面
内周側で後押しされた流体が内周側不連続部６２，７２
を介して前送りされて補助ブレード７０の前側半径流路
に繰り込まれるため、主ブレード２０の外周縁の直後圧
力Ｐ_bはインペラＤの場合と同等又はそれ以上の値にな
り、上昇する。このため、主ブレード２０の前後の圧力
ギャップΔＰ′＝Ｐ_a′−Ｐ_b″は、インペラＡ，Ｂの
圧力ギャップΔＰ＝Ｐ_a−Ｐ_bより頗る低減している。

【００７４】また、前側の補助ブレード７０が短いこと
により、後側の補助ブレード６０や主ブレード２０から
の流体前送りの繰り入れを発生させることは、逆に補助
ブレード６０や主ブレード２０Ｂの直前圧力Ｐ_f，
Ｐ_d″を圧力抜きして更に低下させることを意味するた
め、圧力ギャップが一層低減する。従って、騒音の大幅
低減を図ることができる。

【００７５】図１７は図８に示すインペラＥを用いたデ
ィスクマグネットポンプの騒音のパワースペクトル特性
を示すグラフである。このグラフにおいてもインペラの
回転数ｆは約53rps である。グラフ中、周波数421 Ｈ
ｚ，騒音レベル27.6ｄＢのピークは、主ブレード数Ｚ
（＝８）と回転数ｆ（≒53rps)の積である基本周波数
（１次周波数）に現出している。そして、周波数844 Ｈ
ｚ，騒音レベル35.1ｄＢのピークは２次（２逓倍）周
波数で、周波数1268Ｈｚ，騒音レベル34.7ｄＢのピーク
は３次（３逓倍）周波数である。

【００７６】このインペラＥのピークのレベルはイン
ペラＡ，Ｃのピークに比し低くなっており、インペラ
Ｄと略同じである。これも、主ブレード２０前後の圧力
ギャップが補助ブレード６０，７０の側帯によって低減
したためと推察できる。また、インペラＥのピークの
レベルはインペラＤのピークに比し更に大幅に低下し
ている。しかも、インペラＥのピークのレベルはイン
ペラＤのピークに比し更に大幅に低下しており、イン
ペラＡのピークのレベルよりも低くなっている。そし
てまた、図１２に示すインペラＥのＥ線はインペラＤの
Ｄ線に比し回転数全域にわたって大幅に低くなってい
る。2400rpm のとき24ｄＢであり、3200rpm のとき37ｄ
Ｂである。インペラＤに対し、前側の補助ブレード７０
を短くしただけで、このような顕著な騒音抑制の効果が
認められる。そしてまた、インペラＡ，Ｂ，Ｃでは、24
00rpm 〜3200rpm の範囲で17〜25ｄＢ程度の騒音レベル
の増加があり、回転数依存性が強いが、本例のインペラ
Ｅでは13ｄＢ程度の増加に留まっており、回転数依存性
が弱くなっている。

【００７７】〔インペラＦ〕図９は本発明の実施形態３
としてディスクマグネットポンプに用いた遠心型クロー
ズドインペラＦを示す一部平面図である。

【００７８】このインペラＦは、インペラＡと同様に、
背面シュラウド１５上においてボス部１５ａから外周１
５ｂへ延びる８条の螺旋状の主ブレード２０（２０Ｆ，
２０Ｂ）を等間隔に有しており、８条の主ブレード２０
の前面を覆いそれらの輻輳部（中央集中部）に臨む軸流
導入穴１７ａを備えた前面シュラウド１７とから成り、
相隣接する主ブレード２０，２０の狭間の主ブレード２
０Ｆの後側に近接させてボス部１５ａより内周側不連続
部７２を置いて外周に延びる短いブレード長の１条の補
助ブレード７０のみを設けたものである。本例では補助
ブレード７０のブレード長は主ブレード２０の長さの１
／３程度である。

【００７９】このインペラＦのブレード狭間の半径流案
内路の圧力特性は、インペラＣやインペラＥの圧力特性
から類推できるように、図９に概念的に付記したように
なる。図９中の２点鎖線はインペラＡの圧力特性であ
る。インペラＦにおいては、主ブレート狭間に短い補助
ブレード７０のみがあるので、補助ブレード７０の背面
７０ｂが及ぼす主ブレード２０Ｂの前側圧力を減圧する
効果は、ブレード間隔が長く且つブレード長が短い点か
ら非常に弱くなっている。補助ブレード７０の前面７０
ａが及ぼす主ブレード２０Ｆの後側圧力を増圧する効果
は、ブレード長が短くても近接している点からある程度
の強さとなっている。その結果、主ブレード２０の前後
の圧力ギャップΔＰ′はインペラＡ〜Ｃのそれに比して
低減する。

【００８０】図１８は図９に示すインペラＦを用いたデ
ィスクマグネットポンプの騒音のパワースペクトル特性
を示すグラフである。このグラフにおいてもインペラの
回転数ｆは約53rps である。グラフ中、周波数426 Ｈ
ｚ，騒音レベル33.0ｄＢのピークは、主ブレード数Ｚ
（＝８）と回転数ｆ（≒53rps)の積である基本周波数
（１次周波数）に現出している。そして、周波数853 Ｈ
ｚ，騒音レベル46.6ｄＢのピークは２次（２逓倍）周
波数、周波数1279Ｈｚ，騒音レベル38.5ｄＢのピーク
は３次（３逓倍）周波数、周波数1706Ｈｚ，騒音レベル
24.0ｄＢのピークは４次（４逓倍）周波数、周波数21
32Ｈｚ，騒音レベル31.8ｄＢのピークは５次（５逓
倍）周波数である。

【００８１】このインペラＦのピークのレベルはイン
ペラＣのピークに比し若干高くなっている。従って、
主ブレード前後の圧力ギャップを低減するには、主とし
て長い補助ブレードを主ブレード２０の前側に減圧用と
して設けることが望ましく、主ブレード２０の後側に増
圧用として設けることは副次的であると言える。

【００８２】図１２に示すインペラＦのＦ線（２点鎖
線）は回転数2400rpm 〜3200rpm の全域においてインペ
ラＡのＡ線に比し低くなっており、騒音が抑制されてい
る。回転数2400rpm 付近の低回転数ではＡ線に重なって
いる。これは、回転数が落ちると、短い補助ブレード７
０では内周側不連続部７２の圧力抜きが大きいのでその
流体後押し効果が相対的に薄れてしまい、補助ブレード
７０が無いものに等しくなり、図９に示す圧力特性は図
４に示すインペラＡの圧力特性に近似するためと思われ
る。回転数を上げて行くと、圧力の時間変化率や圧力ギ
ャップが増大するので騒音レベルは単調増加する。イン
ペラＡ，Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅでは、主ブレード２０や長い補
助ブレード４０，５０，６０が流体後押し機能を担って
いるため、回転数3100rpm 付近で騒音レベルが飽和して
いる。しかし、インペラＦは、圧力抜けが大きな短い補
助ブレード７０を有しているため、回転数3100rpm 付近
では未だ飽和していない。従って、インペラＦは高速域
で騒音抑制の効果が顕著である。

【００８３】〔インペラＧ〕図１０は本発明の実施形態
４としてディスクマグネットポンプに用いた遠心型クロ
ーズドインペラＧを示す一部破断平面図である。

【００８４】このインペラＧは、インペラＡと同様に、
背面シュラウド１５上においてボス部１５ａから外周１
５ｂへ延びる８条の螺旋状の主ブレード２０（２０Ｆ，
２０Ｂ）を等間隔に有しており、８条の主ブレード２０
の前面を覆いそれらの輻輳部（中央集中部）に臨む軸流
導入穴１７ａを備えた前面シュラウド１７とから成り、
相隣接する主ブレード２０，２０の狭間の主ブレード２
０Ｂの前側に近接させてボス部１５ａより内周側不連続
部６２を置いて外周に延びる長いブレード長の１条の補
助ブレード６０のみを設けたものである。本例では補助
ブレート６０のブレード長は主ブレード２０の長さの２
／３程度である。

【００８５】このインペラＧのブレード狭間の半径流案
内路の圧力特性は、インペラＣやインペラＥの圧力特性
から類推できるように、図１０に概念的に付記したよう
になる。図１０中の２点鎖線はインペラＡの圧力特性で
ある。インペラＧにおいては、主ブレード狭間に長い補
助ブレード６０のみがあるので、補助ブレード６０の背
面６０ｂが及ぼす主ブレード２０Ｂの前側圧力を減圧す
る効果は、ブレード間隔が短く且つブレード長が長い点
から非常に強くなっている。補助ブレード６０の前面６
０ａが及ぼす主ブレード２０Ｆの後側圧力を増圧する効
果は、ブレード間隔が離れていてもブレード長が長い点
からある程度の強さとなっている。その結果、主ブレー
ド２０の前後の圧力ギャップΔＰ′はインペラＡ〜Ｃ，
Ｆのそれに比して低減している。

【００８６】図１９は図１０に示すインペラＧを用いた
ディスクマグネットポンプの騒音のパワースペクトル特
性を示すグラフである。このグラフにおいてもインペラ
の回転数ｆは約53rps である。グラフ中、周波数422 Ｈ
ｚ，騒音レベル35.4ｄＢのピークは、主ブレード数Ｚ
（＝８）と回転数ｆ（≒53rps)の積である基本周波数
（１次周波数）に現出している。そして、周波数844 Ｈ
ｚ，騒音レベル46.5ｄＢのピークは２次（２逓倍）周
波数、周波数1267Ｈｚ，騒音レベル34.7ｄＢのピーク
は３次（３逓倍）周波数、周波数1689Ｈｚ，騒音レベル
22.1ｄＢのピークは４次（４逓倍）周波数、周波数21
11Ｈｚ，騒音レベル27.7ｄＢのピークは５次（５逓
倍）周波数である。

【００８７】このインペラＧの圧力ギャップΔＰ′はイ
ンペラＦのそれに比して低くなるため、ピークのレベ
ルは低くなってしかるべきであるが、逆にインペラＦの
ピークに比し若干高くなっている。その理由は、長い
補助ブレード６０前後で新たに発生する圧力ギャップ
（Ｐ_d−Ｐ_c）が顕著であるため、このスペクトルが重
畳したからである。

【００８８】図１２に示すインペラＧのＧ線（破線）は
回転数2400rpm 〜3200rpm の全域においてインペラＡの
Ａ線に比し低くなっており、騒音が抑制されている。回
転数3200rpm 付近の高回転数ではＡ線に重なっている。
これは、回転数が上がると、主ブレード２０Ｂの直前の
長い補助ブレード７０ではその流体後押し効果が相対的
に主ブレード２０Ｂのように強くなるので、図１０に示
す圧力特性は図４に示すインペラＡの圧力特性に近似す
るためと思われる。回転数を下げて行くと、圧力の時間
変化率や圧力ギャップが減少するので騒音レベルは単調
減少する。インペラＡ，Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅでは、主ブレー
ド２０や長い補助ブレード４０，５０，６０が流体後押
し機能を担っているため、回転数3100rpm 付近で騒音レ
ベルが飽和している。従って、インペラＧは低速域で騒
音抑制の効果が顕著である。

【００８９】〔インペラＨ〕図１１は本発明の実施形態
５としてディスクマグネットポンプに用いた遠心型クロ
ーズドインペラＨを示す一部破断平面図である。

【００９０】このインペラＨは、インペラＡと同様に、
背面シュラウド１５上においてボス部１５ａから外周１
５ｂへ延びる８条の螺旋状の主ブレード２０（２０Ｆ，
２０Ｂ）を等間隔に有しており、８条の主ブレード２０
の前面を覆いそれらの輻輳部（中央集中部）に臨む軸流
導入穴１７ａを備えた前面シュラウド１７とから成り、
相隣接する主ブレード２０，２０の狭間の主ブレード２
０Ｂの前側に近接させてボス部１５ａより内周側不連続
部８２を置いて外周に延びる短いブレード長の補助ブレ
ード８０及び主ブレード２０の後側に近接させてボス部
１５ａより内周側不連続部９２を置いて外周に延びる長
いブレード長の補助ブレード９０を設けたものである。
インペラＨの補助ブレードの相互関係はインペラＥとは
丁度逆になっている。

【００９１】このインペラＨのブレード狭間の半径流案
内路の圧力特性は、インペラＥの圧力特性から類推でき
るように、図１１に概念的に付記したようになる。図１
１中の２点鎖線はインペラＡの圧力特性である。インペ
ラＨにおいては、主ブレード２０Ｂの直前に短い補助ブ
レード８０があるので、補助ブレード８０の背面８０ｂ
が及ぼす主ブレード２０Ｂの前側圧力を減圧する効果
は、ブレード長が短いもののブレード間隔が狭い点から
ある程度の強さとなっている。また、補助ブレード８０
の前面８０ａが及ぼす主ブレード２０Ｆの後側圧力を増
圧する効果は、ブレード長が短く且つブレード間隔が離
れているので非常に弱い。補助ブレード９０の前面９０
ａが及ぼす主ブレード２０Ｆの後側圧力を増圧する効果
は、ブレード長が長く且つブレード間隔が狭いので相当
の強さとなっている。従って、主ブレード２０の前後の
圧力ギャップΔＰ′はインペラＡ〜Ｃのそれに比して相
当低減する。しかし、長い補助ブレード９０の前後の圧
力ギャップ（Ｐ_f−Ｐ_e）は非常に大きい。

【００９２】図２０は図１１に示すインペラＨを用いた
ディスクマグネットポンプの騒音のパワースペクトル特
性を示すグラフである。このグラフにおいてもインペラ
の回転数ｆは約53rps である。グラフ中、周波数420 Ｈ
ｚ，騒音レベル24.5ｄＢのピークは、主ブレード数Ｚ
（＝８）と回転数ｆ（≒53rps)の積である基本周波数
（１次周波数）に現出している。そして、周波数840 Ｈ
ｚ，騒音レベル41.3ｄＢのピークは２次（２逓倍）周
波数、周波数1261Ｈｚ，騒音レベル43.3ｄＢのピーク
は３次（３逓倍）周波数、周波数1681Ｈｚ，騒音レベル
26.2ｄＢのピークは４次（４逓倍）周波数、周波数21
01Ｈｚ，騒音レベル25.5ｄＢのピークは５次（５逓
倍）周波数である。

【００９３】このインペラＨの圧力ギャップΔＰ′はイ
ンペラＥのそれと同様に、インペラＡ，Ｂ，Ｃ，Ｆ，Ｇ
に比して相当低くなるため、ピークのレベルは低くな
っている。しかし、補助ブレード８０の前後の圧力ギャ
ップ（Ｐ_d−Ｐ_c）や補助ブレード９０の前後の圧力ギ
ャップ（Ｐ_f−Ｐ_e）が比較的大きいため、これらが主
ブレードの基本周期をはっきり３等分割することにな
り、ピークのレベルは顕著に高い。

【００９４】図１２に示すインペラＨのＨ線（破線）は
回転数2700rpm 以下ではインペラＡのＡ線に比し高くな
っているが、回転数2700rpm 以上ではインペラＡのＡ線
に比し低くなっている。低回転数域では、主ブレード２
０の前後の圧力ギャップが低減しても補助ブレード８０
や補助ブレード９０の前後の圧力ギャップが顕在化して
いるため、この影響により騒音レベルが高いものと推察
できる。回転数2700rpm 以上の高回転数域になると、長
い補助ブレード９０の流体後押し効果よりも流動抵抗効
果が強くなると考えられるので、補助ブレード９０の前
後の圧力ギャップは大きくなりにくく、また短い補助ブ
レード８０は圧力抜きの効果が相待っているため流動抵
抗効果の増加率は急峻にならないので、騒音レベルは回
転数を増すにつて緩やかに上昇する。そして回転数3200
rpm でも線Ｈは未だ飽和していない。線Ｈは線Ｆよりも
高回転数域の騒音レベルの上昇率が低いことを勘案する
と、インペラＨは低回転数では騒音が高いものの、高回
転数では低騒音であり、高速仕様に適している。

【００９５】なお、上記実施形態では、効果が顕著と期
待できるクローズドインペラについてインペラのブレー
ドを説明してあるが、セミオープンインペラやオープン
インペラについても上述のような補助ブレートを２枚以
上設けても良い。補助ブレードを３枚以上設けることに
より、騒音の一層の低減を実現できる。そしてまた、主
ブレートに内周側不連続部を置いて補助ブレードを側帯
させ、圧力分布の均等化を図り低騒音化を実現する思想
は、遠心ポンプへの適用例に限らず、遠心送風機や、ブ
ロペラ等の回転羽根機構にも適用できることは言う迄も
ない。

【００９６】

【発明の効果】以上説明したように、本発明は、次のよ
うな効果を奏する。

【００９７】

【００９８】

【００９９】

【０１００】即ち、回転方向前側の補助ブレードが回転
方向後側の補助ブレードに比してブレード長を短くした
構成であるため、主ブレードの前側近傍の補助ブレード
が長いから、減圧効果は充分であり、また主ブレードの
後側近傍の補助ブレードが短いから、それ自身の前後の
圧力ギャップが僅少となり、全体として騒音抑制の効果
が顕著となる。

【０１０１】特に、主ブレードの後側に短い補助ブレー
ドを設けると、後側の長い補助ブレードや主ブレードの
前面内周側で後押しされた流体が内周側不連続部を介し
て前送りされて短い補助ブレードの前側半径路に繰り込
まれることになるため、主ブレードの直後圧力が高くな
る。

【０１０２】また、逆に後側の補助ブレードや主ブレー
ドの前面圧力を圧力抜きして更に低下させることになる
ため、圧力ギャップが一層低減し、ブレード狭間での開
き角に亘って圧力分布を一様化できるので、騒音抑制の
効果は頗る顕著になる。

【図面の簡単な説明】

【図１】（ａ）は非自吸式ディスクマグネットポンプを
示す一部破断側面図、（ｂ）は図１（ａ）中のＡ−Ａ′
線に沿って切断した状態を示す矢視図である。

【図２】（ａ）は自吸式ディスクマグネットポンプを示
す一部破断側面図、（ｂ）は図２（ａ）中のＡ−Ａ′線
に沿って切断した状態を示す矢視図である。

【図３】（ａ）はディスクマグネットポンプに用いる遠
心型クローズドインペラを示す一部破断平面図、（ｂ）
はディスクマグネットポンプに用いる遠心型セミオープ
ンインペラを示す平面図、（ｃ）はディスクマグネット
ポンプに用いる遠心型オープンインペラを示す平面図で
ある。

【図４】参考例としてディスクマグネットポンプに用い
た遠心型クローズドインペラＡを示す一部破断平面図で
ある。

【図５】参考例としてディスクマグネットポンプに用い
た遠心型クローズドインペラＢを示す一部破断平面図で
ある。

【図６】参考例としてディスクマグネットポンプに用い
た遠心型クローズドインペラＣを示す一部破断平面図で
ある。

【図７】本発明の実施形態１としてディスクマグネット
ポンプに用いた遠心型クローズドインペラＤを示す一部
破断平面図である。

【図８】本発明の実施形態２としてディスクマグネット
ポンプに用いた遠心型クローズドインペラＥを示す一部
破断平面図である。

【図９】本発明の実施形態３としてディスクマグネット
ポンプに用いた遠心型クローズドインペラＦを示す一部
平面図である。

【図１０】本発明の実施形態４としてディスクマグネッ
トポンプに用いた遠心型クローズドインペラＧを示す一
部破断平面図である。

【図１１】本発明の実施形態５としてディスクマグネッ
トポンプに用いた遠心型クローズドインペラＨを示す一
部破断平面図である。

【図１２】図４〜図１１に示すインペラＡ〜Ｈのそれぞ
れに起因した騒音値の回転数依存性を示すグラフであ
る。

【図１３】図４に示すインペラＡを用いたディスクマグ
ネットポンプの騒音のパワースペクトル特性を示すグラ
フである。

【図１４】図５に示すインペラＢを用いたディスクマグ
ネットポンプの騒音のパワースペクトル特性を示すグラ
フである。

【図１５】図６に示すインペラＣを用いたディスクマグ
ネットポンプの騒音のパワースペクトル特性を示すグラ
フである。

【図１６】図７に示すインペラＤを用いたディスクマグ
ネットポンプの騒音のパワースペクトル特性を示すグラ
フである。

【図１７】図８に示すインペラＥを用いたディスクマグ
ネットポンプの騒音のパワースペクトル特性を示すグラ
フである。

【図１８】図９に示すインペラＦを用いたディスクマグ
ネットポンプの騒音のパワースペクトル特性を示すグラ
フである。

【図１９】図１０に示すインペラＧを用いたディスクマ
グネットポンプの騒音のパワースペクトル特性を示すグ
ラフである。

【図２０】図１１に示すインペラＨを用いたディスクマ
グネットポンプの騒音のパワースペクトル特性を示すグ
ラフである。

【符号の説明】

１００…非自吸式ディスクマグネットポンプ２００…自吸式ディスクマグネットポンプ１…モータケーシング２…ポンプケーシング３…原動機室３ａ…モータシャフト３ｂ…ボールベアリング４…駆動室５…隔壁板７…駆動用カップリング８…駆動用ディスクマグネット９…吸込口１０…吐出口１１…インペラシャフト１２…ブッシュ１３…遠心型インペラＡ〜Ｈ…遠心型クローズドインペラ１４…従動用ディスクマグネット１５…ディスク状背面シュラウド１５ａ…ボス部１５ａ…外周縁１６…螺旋状ブレード１７…前面シュラウド１７ａ…軸流導入穴１８…渦巻き半径流路１９ａ…ポンプケーシング止めネジ１９ｂ…モータケーシング固定ネジ２０…主ブレード２０Ｆ…前側主ブレード２０Ｂ…後側主ブレード２１…パッキン２２…ポンプカバー２３…水溜室２３ａ…還流穴２４…吐出流路２５…気水混合液分離室２５ａ…還流溝２８…仕切板３０，４０，５０，６０，７０，８０，９０…補助ブレ
ード４２，５２，６２，７２，８２，９２…内周側不連続部２０ａ，３０ａ，４０ａ，５０ａ，６０ａ，７０ａ，８
０ａ，９０ａ…前面２０ｂ，３０ｂ，４０ｂ，５０ｂ，６０ｂ，７０ｂ，８
０ｂ，９０ｂ…背面。

Claims

(57)【特許請求の範囲】

【請求項１】吸込口から吸い込んだ軸流を半径流に変
向させて吐出口へ吐き出す遠心型インペラを備え、前記
遠心型インペラはボス部から外周へ延びる複数の主ブレ
ードを有して成る遠心ポンプにおいて、相隣接する前記
主ブレードの狭間で前記ボス部より内周側不連続部を置
いて外周に延びる複数の補助ブレードを有しており、相
隣接する前記補助ブレード同士では回転方向に向かって
前側の方が後側の方に比してブレード長が短くなってい
ることを特徴とする遠心ポンプ。
【請求項２】吸込口から吸い込んだ軸流を半径流に変
向させて吐出口へ吐き出す遠心型インペラを備え、前記
遠心型インペラはボス部から外周へ延びる複数の主ブレ
ードを有して成る遠心ポンプにおいて、相隣接する前記
主ブレードの狭間で前記ボス部より内周側不連続部を置
いて外周に延びる補助ブレードを前記主ブレードに沿わ
せて回転方向に向かって前側近傍又は後側近傍に設けて
成り、前記狭間で相隣接する前記補助ブレード同士では
回転方向に向かって前側の方が後側の方に比してブレー
ド長が短くなっていることを特徴とする遠心ポンプ。
【請求項３】請求項１又は請求項２のいずれか一項に
おいて、前記主ブレードの数は８以上であることを特徴
とする遠心ポンプ。
【請求項４】請求項１乃至請求項３のいずれか一項に
おいて、前記遠心型インペラは背面シュラウド及び前面
シュラウドを備えたクローズドインペラであることを特
徴とする遠心ポンプ。
【請求項５】請求項１乃至請求項４のいずれか一項に
おいて、相隣接する前記主ブレードの狭間での前記補助
ブレードの数は２であることを特徴とする遠心ポンプ。