JP3718122B2 - Centrifugal centrifugal pump - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は遠心式渦巻ポンプに係り、特に車両等においてウインドウォッシャ液やヘッドライトウォッシャ液を吐出するためのウォッシャポンプに用いて好適な遠心式渦巻ポンプに関する。
【0002】
【従来の技術】
遠心式渦巻ポンプは種々の分野で用いられているが、例えば、車両等においてウインドウォッシャ液やヘッドライトウォッシャ液を吐出するためのウォッシャポンプとしても広く適用されている。
【0003】
この種の遠心式渦巻ポンプは、ケーシング(ボリュートケーシング)内にインペラが回転可能に収容されている。このケーシングは、全体として渦巻状に形成されており、インペラの先端部分に接近して設けられた締切り部分から巻き始められ(換言すれば、ケーシングの端部がボリュート巻き始め位置として設定され)インペラの周囲に沿って順次連続して吐出口へと渦巻状に形成されている。これにより、インペラの周囲に沿って渦巻状の渦巻室が順次連続して設けられた構成となっている(例えば、特開平8−261195号公報参照)。
【0004】
この遠心式渦巻ポンプでは、ケーシング内でインペラが回転することによって、液体にエネルギー(遠心力)を与えることができ、例えばインペラの中央部分に設けられた流入口から流入した液体をインペラの外周に沿って設けられた渦巻室を介して順次吐出口へ送り出し、液体を吐出口から吐出することができる。
【0005】
ところで、インペラの上下周縁部とケーシングとの間には隙間があり、さらに、インペラの羽根と羽根との間には当然に隙間があるため、インペラから渦巻室へ送り出す流量と吐出口から吐き出される流量の差によって、渦巻室を流れる液体の一部が前記隙間を通ってインペラの中央方向に戻る流れが生じることが考えられる。このようにインペラから渦巻室へ送り出された液体の一部がインペラの中央方向に戻る流れを生じていると、この戻る流れは、吐出口へ液体を送りだすことに対して余分な仕事をしていることになり、エネルギー損失となってしまう。特に、例えば車両のウォッシャポンプの如く比較回転度(比速度)Ns≒80程度の低流量高揚程ポンプにおいては、前記エネルギー損失が顕著であった。
【0006】
したがって、このような渦巻室へ送り出されたにも拘わらずインペラの中央方向に戻る流れは、ポンプ効率を低下させる大きなマイナス要因であり、これを防止するための対策が切望されていた。
【0007】
そこで、エネルギー損失が少なく、ポンプ効率が向上する遠心式渦巻ポンプを既に本出願人が提案している(特開平11−247798号公報)。
【0008】
前記公報に提案した遠心式渦巻ポンプによれば、円弧ポンプ室と渦巻ポンプ室とを備えた構成(ケーシングの途中から渦巻部分が開始される構成)となっており、円弧ポンプ室(インペラの羽根間)から渦巻ポンプ室へ送り出された液体の一部がインペラの中央方向に戻る流れ量を低減することができると共に、円弧ポンプ室においてインペラからエネルギー(遠心力の作用)を与えられた液体が一気に渦巻ポンプ室へ流入して流速が過度に速くなることがなく、吐出口付近における液体の流速との差が小さくなり、エネルギー損失が大幅に低減して極めて効率的になる。
【0009】
しかしながら、近年においては、このような遠心式渦巻ポンプを車両に搭載するに際して、エンジンルーム内の過密化や車両の燃費向上要求に伴い、更なる小型化および高効率化が求められている。
【0010】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は上記事実を考慮し、エネルギー損失が大幅に低減してポンプ効率を更に高めることができ、かつこれを、簡単な構造で部品点数が増加することなく製作も容易で低コストにより実現することができる遠心式渦巻ポンプを得ることが目的である。
【0011】
【課題を解決するための手段】
請求項1に係る発明の遠心式渦巻ポンプは、インペラの回転によって液体を吐出口から吐出する遠心式渦巻ポンプにおいて、前記インペラと同心円状に形成された円弧ケーシングによって構成される円弧ポンプ室と、前記円弧ポンプ室の前記インペラ回転方向下流側に前記円弧ポンプ室から前記吐出口へと渦巻状に連続して設けられ、前記円弧ポンプ室の前記インペラ回転方向下流側の周方向端部がボリュート巻き始め位置として設定されると共に前記円弧ポンプ室の前記インペラ回転方向上流側の周方向端部がボリュート巻き終り位置として設定されたボリュートケーシングによって構成される渦巻ポンプ室と、を備え、前記渦巻ポンプ室の前記ボリュート巻き始め位置からボリュート巻き終り位置までの巻き角度が115度以上で185度未満となるように前記ボリュートケーシングの前記ボリュート巻き始め位置を設定し、かつ、前記ボリュート巻き終り位置における前記渦巻ポンプ室のボリュートケーシングの半径をRとし、前記円弧ポンプ室の円弧ケーシングの半径をrとするとき、0.15<{(R−r)/r}<0.3の関係が成立するように設定した、ことを特徴としている。
【0012】
請求項1記載の遠心式渦巻ポンプでは、円弧ケーシングによって構成される円弧ポンプ室と、ボリュートケーシングによって構成される渦巻ポンプ室と、を備えている。すなわち、この遠心式渦巻ポンプは、従来の渦巻ポンプに比べて、ボリュートケーシングのボリュート巻き始め位置が吐出口の側に所定範囲ずれて設定された構成となっている。
【0013】
インペラが回転すると、液体は円弧ポンプ室においてインペラからエネルギーを与えられて昇圧され、さらにインペラの回転に伴って渦巻ポンプ室へと流入して増速されて吐出口から吐き出される。
【0014】
ここで、この遠心式渦巻ポンプの円弧ポンプ室は、液体がインペラから与えられるエネルギー(遠心力の作用)が小さい領域であり、したがって、円弧ポンプ室の設定範囲に応じて円弧ポンプ室(インペラの羽根間)から渦巻ポンプ室へ流れ出る流量が調整され、円弧ポンプ室(インペラの羽根間)から渦巻ポンプ室へ送り出された液体の一部がインペラの中央方向に戻る流れ量を低減することができる。これにより、ポンプ効率が向上する。
【0015】
なお一方、ボリュートケーシングのボリュート巻き始め位置が吐出口の側に過度に接近していると(渦巻ポンプ室のボリュート巻き始め位置からボリュート巻き終り位置までの巻き角度が過度に小さいと)、円弧ポンプ室においてインペラからエネルギー(遠心力の作用)を与えられた液体が一気に渦巻ポンプ室へ流入するために、この渦巻ポンプ室へ流入する液体の流速が速くなりすぎ、吐出口付近における液体の流速との差が大きくなって渦が生じ、ポンプ効率が低下することになる。したがって、吐出口付近における液体の流速と渦巻ポンプ室における流速の差が小さくなるように渦巻ポンプ室の巻き角度を設定する必要がある。
【0016】
すなわち、この遠心式渦巻ポンプでは、円弧ポンプ室と渦巻ポンプ室の範囲(換言すれば渦巻ポンプ室の巻き角度、すなわちボリュート巻き始め位置)を好適に設定することにより(前記巻き角度を115度以上185度未満に設定したことにより)、吐出口付近における液体の流速と渦巻ポンプ室における流速の差が小さい範囲で、円弧ポンプ室においてインペラから液体に最大限にエネルギーを与えて昇圧することができ、最大限のポンプ効率で液体を送り出すことができる。
【0017】
またさらに、請求項1記載の遠心式渦巻ポンプでは、前述の如き吐出口付近における液体の流速と渦巻ポンプ室における流速の差を接近させるという知見に加え、円弧ポンプ室から渦巻ポンプ室への流出量が各インペラ間で大きく異なるとインペラの回転が一定とならずエネルギー損失が生じ、また、円弧ポンプ室から渦巻ポンプ室への流出量が各インペラ間で小さいと当該エネルギー損失は少なくなるが、反面、渦巻ポンプ室と円弧ポンプ室間の流れが生じこのため新たなエネルギー損失が生じる、という知見に基づいて、渦巻ポンプ室の出口幅(吐出口の開口幅)を、ある一定領域に設定した。
【0018】
すなわち、円弧ポンプ室の半径に対する渦巻ポンプ室の出口幅(吐出口の開口幅)の値は、前記エネルギー損失について極めて効果的な領域が存在する(ある一定領域にある場合には前記エネルギー損失について極めて効果的である)ことを確認した。すなわち、ボリュート巻き終り位置における渦巻ポンプ室のボリュートケーシングの半径をRとし、円弧ポンプ室の円弧ケーシングの半径をrとするとき、0.15<{(R−r)/r}<0.3の関係が成立するように設定した。
【0019】
これにより、各インペラ間における円弧ポンプ室から渦巻ポンプ室への流出量の差が小さく、しかも渦巻ポンプ室と円弧ポンプ室間で不要な流れが生じない範囲で(エネルギー損失が生じない範囲で)、ポンプ効率を最大限まで高めることができる。
【0020】
またさらに、円弧ポンプ室(円弧ケーシング)及び渦巻ポンプ室(ボリュートケーシング)から成る簡単な構造でありかつそれ自体も簡単な形状であるため、製作も容易で低コストであり、さらに部品点数が増加することもない。
【0021】
このように、請求項1記載の遠心式渦巻ポンプでは、インペラによってエネルギーを与えられた液体が渦巻ポンプ室からインペラの中央方向に戻る流れを生じ難く、円弧ポンプ室においてインペラからエネルギー(遠心力の作用)を与えられた液体が一気に渦巻ポンプ室へ流入して流速が過度に速くなることがなく、吐出口付近における液体の流速との差が小さくなり、エネルギー損失が大幅に低減してポンプ効率を高めることができ、しかもこれを、簡単な構造で部品点数が増加することなく製作も容易で低コストにより実現することができる。
【0022】
【発明の実施の形態】
図1には本発明の実施の形態に係る遠心式渦巻ポンプ10の全体構成が縦断面図にて示されている。また、図2にはこの遠心式渦巻ポンプ10の主要部の構成が横断面図にて示されている。
【0023】
遠心式渦巻ポンプ10は、車両等の例えばウインドウォッシャ液を吐出するためのウォッシャポンプ装置に適用されている。
【0024】
この遠心式渦巻ポンプ10は、モータ部10Aとポンプ部10Bとが一体的に設けられた構成とされている。モータ部10A及びポンプ部10Bを構成するハウジング12は樹脂性で略円筒形に形成されており、ハウジング12の一端開口部に樹脂製のエンドハウジング14が固着されて内部が密閉された構成となっている。エンドハウジング14の略角部には、コネクタ部16が外部に露出する状態に一体的に突出形成されている。コネクタ部16には図示しない外部コネクタが嵌合されて車両の電気回路部(図示省略)に接続される。
【0025】
また、エンドハウジング14と反対側のハウジング12の中間部(すなわち、モータ部10Aとポンプ部10Bとの境界部分)は、隔壁18によって仕切られている。この隔壁18によってモータ部10Aのアーマチャシャフト20が支持されてアーマチャ(図示省略)がハウジング12内に収容されている。
【0026】
一方、遠心式渦巻ポンプ10のポンプ部10Bは、円弧ケーシング及びボリュートケーシングとしてのハウジング12、及び底壁22によって構成されており、さらに、前記アーマチャシャフト20の先端が達している。アーマチャシャフト20の先端には、半径方向に複数の羽根が形成されたインペラ24が取り付けられており、ポンプ部10B内においてアーマチャシャフト20と共に回転する。また、ポンプ部10Bには、ハウジング12に形成されたインレット26及びアウトレット28が連通している。すなわち、ポンプ部10Bは遠心式渦巻ポンプ(セントリフューガルポンプ)を構成しており、インレット26から吸入した液体をインペラ24の回転によってアウトレット28から圧送することができる。
【0027】
ここで、図2に詳細に示す如く、インペラ24が収容されたポンプ部10Bは、円弧ポンプ室30と渦巻ポンプ室32によって構成されている。円弧ポンプ室30は、インペラ24と同心円状に形成された円弧ケーシング部34(ハウジング12の一部)によって構成されている。一方、渦巻ポンプ室32は、円弧ポンプ室30のインペラ回転方向(図2矢印R方向)下流側に位置して円弧ポンプ室30からアウトレット28へと連続して設けられており、渦巻状のボリュートケーシング部36(ハウジング12の一部)によって構成されている。このボリュートケーシング部36(渦巻ポンプ室32)は、円弧ポンプ室30のインペラ回転方向下流側の周方向端部がボリュート巻き始め位置Aとして設定されると共に、円弧ポンプ室30のインペラ回転方向上流側の周方向端部がボリュート巻き終り位置Bとして設定されている。
【0028】
ここで、この渦巻ポンプ室32のボリュート巻き始め位置Aからボリュート巻き終り位置Bまでの巻き角度θは、115度以上で185度未満とすることが良く、巻き角度θが前記範囲となるようにボリュートケーシング部36のボリュート巻き始め位置Aが設定されている。なお、図2においては、渦巻ポンプ室32の巻き角度θが180度になるように、ボリュートケーシング部36のボリュート巻き始め位置Aを設定した例を示している。
【0029】
またさらに、この渦巻ポンプ室32は、図2に示す如く、前記ボリュート巻き終り位置Bにおけるボリュートケーシング部36の半径をRとし、円弧ポンプ室30の円弧ケーシング部34の半径をrとするとき、
0.15<{(R−r)/r}<0.3
の関係が成立するように設定されている。
【0030】
以上の構成の遠心式渦巻ポンプ10は、車両のタイヤホイールハウスの直近に配置されたウォッシャタンク38に、グロメット40を介して取り付けられている。
【0031】
次に本実施の形態の作用を説明する。
【0032】
上記構成の遠心式渦巻ポンプ10では、円弧ケーシング部34によって構成される円弧ポンプ室30と、ボリュートケーシング部36によって構成される渦巻ポンプ室32と、によってポンプ部10Bが構成されている。すなわち、この遠心式渦巻ポンプ10は、従来の渦巻ポンプに比べて、ボリュートケーシング部36(渦巻ポンプ室32)のボリュート巻き始め位置Aが、アウトレット28の側に所定範囲ずれて設定された構成となっている。
【0033】
ポンプ部10B内でインペラ24が回転すると、液体は円弧ポンプ室30においてインペラ24からエネルギーを与えられて昇圧され、さらにインペラ24の回転に伴って渦巻ポンプ室32へと流入して増速されてアウトレット28から吐き出される。
【0034】
ここで、このポンプ部10Bの円弧ポンプ室30は、液体がインペラ24から与えられるエネルギー(遠心力の作用)が小さい領域であり、したがって、円弧ポンプ室30の設定範囲に応じて円弧ポンプ室30(インペラ24の羽根間)から渦巻ポンプ室32へ流れ出る流量が調整され、円弧ポンプ室30(インペラ24の羽根間)から渦巻ポンプ室32へ送り出された液体の一部がインペラ24の中央方向に戻る流れ量を低減することができる。これにより、遠心式渦巻ポンプ10のポンプ効率が向上する。
【0035】
なお一方、ボリュートケーシング部36(渦巻ポンプ室32)のボリュート巻き始め位置Aがアウトレット28の側に過度に接近していると(渦巻ポンプ室32の巻き角度θが過度に小さいと)、円弧ポンプ室30においてインペラ24からエネルギー(遠心力の作用)を与えられた液体が一気に渦巻ポンプ室32へ流入するために、この渦巻ポンプ室32へ流入する液体の流速が速くなりすぎ、アウトレット28付近における液体の流速との差が大きくなって渦が生じ、ポンプ効率が低下することになる。したがって、アウトレット28付近における液体の流速と渦巻ポンプ室32における流速の差が小さくなるように渦巻ポンプ室32の巻き角度θを設定する必要がある。
【0036】
この場合、本実施の形態においては、渦巻ポンプ室32の巻き角度θが180度になるように、ボリュートケーシング部36のボリュート巻き始め位置Aを設定した例を示したが、この渦巻ポンプ室32の巻き角度θは、115度以上で185度未満の範囲であれば、前述の効果を得ることができる。
【0037】
ここで、図3には、渦巻ポンプ室32の巻き角度θと、ポンプ効率との対応関係がグラフに示されている。なお、図3において、線Xは300cc/10sの能力を備えた渦巻ポンプの例であり、線Yは400cc/10sの能力を備えた渦巻ポンプの例である。
【0038】
この図3において明らかなように、巻き角度θを、115度以上185度未満の範囲とすると良いことが判る。さらに、本実施の形態の如く渦巻ポンプ室32の巻き角度θを180度に設定すれば、最もポンプ効率が良いことが判る。
【0039】
すなわち、渦巻ポンプ室32の巻き角度θ(換言すれば、ボリュートケーシング部36のボリュート巻き始め位置A)を前記範囲において設定すれば、前述の如くアウトレット28付近における液体の流速と渦巻ポンプ室32における流速の差が小さくなり、インペラ24から液体に最大限にエネルギーを与えて昇圧することができ、最大限のポンプ効率で液体を送り出すことができることが判る。
【0040】
このように、本実施の形態に係る遠心式渦巻ポンプ10では、円弧ポンプ室30と渦巻ポンプ室32の範囲(換言すれば渦巻ポンプ室32の巻き角度θ、すなわちボリュート巻き始め位置A)を好適に設定することにより、アウトレット28付近における液体の流速と渦巻ポンプ室32における流速の差が小さい範囲で、円弧ポンプ室30においてインペラ24から液体に最大限にエネルギーを与えて昇圧することができ、最大限のポンプ効率で液体を送り出すことができる。
【0041】
またさらに、本実施の形態に係る遠心式渦巻ポンプ10では、前述の如きアウトレット28付近における液体の流速と渦巻ポンプ室32における流速の差を接近させるという知見に加え、円弧ポンプ室30から渦巻ポンプ室32への流出量が各インペラ24間で大きく異なるとインペラ24の回転が一定とならずエネルギー損失が生じ、また、円弧ポンプ室30から渦巻ポンプ室32への流出量が各インペラ24間で小さいと当該エネルギー損失は少なくなるが、反面、渦巻ポンプ室32と円弧ポンプ室30間の流れが生じこのため新たなエネルギー損失が生じる、という知見に基づいて、渦巻ポンプ室32の出口幅(すなわち、アウトレット28の開口幅)を、ある一定領域に設定した。
【0042】
すなわち、ボリュート巻き終り位置Bにおけるボリュートケーシング部36の半径をRとし、円弧ポンプ室30の円弧ケーシング部34の半径をrとするとき、0.15<{(R−r)/r}<0.3の関係が成立するように設定した。
【0043】
これにより、各インペラ24間における円弧ポンプ室30から渦巻ポンプ室32への流出量の差が小さく、しかも渦巻ポンプ室32と円弧ポンプ室30間で不要な流れが生じない範囲で(エネルギー損失が生じない範囲で)、ポンプ効率を最大限まで高めることができる。
【0044】
ここで、図4には、前記{(R−r)/r}と、ポンプ効率との対応関係を実験によって得たデータが示されており、図5には、前記{(R−r)/r}と、ポンプ効率との対応関係(図4に示すデータ)がグラフに示されている。なお、図5において、線Xは300cc/10sの能力を備えた渦巻ポンプの例であり、線Yは400cc/10sの能力を備えた渦巻ポンプの例である。
【0045】
これらの図4及び図5において明らかなように、0.15<{(R−r)/r}<0.3の関係が成立する範囲でポンプ効率が高いことが判る。特に、前記{(R−r)/r}を「0.18〜0.22」の範囲に設定すれば、最もポンプ効率が良いことが確認できる。
【0046】
このように、本実施の形態に係る遠心式渦巻ポンプ10では、円弧ポンプ室30の円弧ケーシング部34の半径rに対して、渦巻ポンプ室32のボリュート巻き終り位置Bにおけるボリュートケーシング部36の半径Rの値を好適に設定することにより、エネルギー損失について極めて効果的な領域とすることができ、最大限のポンプ効率で液体を送り出すことができる。
【0047】
また、本実施の形態に係る遠心式渦巻ポンプ10では、円弧ポンプ室30(円弧ケーシング部34)及び渦巻ポンプ室32(ボリュートケーシング部36)から成る簡単な構造でありかつそれ自体も簡単な形状であるため、製作も容易で低コストであり、さらに部品点数が増加することもない。
【0048】
以上説明した如く、本実施の形態に係る遠心式渦巻ポンプ10では、インペラ24によってエネルギーを与えられた液体が渦巻ポンプ室32からインペラ24の中央方向に戻る流れを生じ難く、円弧ポンプ室30においてインペラ24からエネルギー(遠心力の作用)を与えられた液体が一気に渦巻ポンプ室32へ流入して流速が過度に速くなることがなく、アウトレット28付近における液体の流速との差が小さくなり、エネルギー損失が大幅に低減してポンプ効率を高めることができ、しかもこれを、簡単な構造で部品点数が増加することなく製作も容易で低コストにより実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の実施の形態に係る遠心式渦巻ポンプの全体構成を示す縦断面図である。
【図2】本発明の実施の形態に係る遠心式渦巻ポンプのポンプ部の構成を示す横断面図である。
【図3】本発明の実施の形態に係る遠心式渦巻ポンプの渦巻ポンプ室の巻き角度とポンプ効率との対応関係を示す線図である。
【図4】本発明の実施の形態に係る遠心式渦巻ポンプにおける渦巻ポンプ室のボリュート巻き終り位置におけるボリュートケーシング部の半径Rの所定の値とポンプ効率との対応関係を実験によって得たデータで示す対応図表である。
【図5】図4に示すデータを表した線図である。
【符号の説明】
10 遠心式渦巻ポンプ
10A モータ部
10B ポンプ部
12 ハウジング
24 インペラ
28 アウトレット(吐出口)
30 円弧ポンプ室
32 渦巻ポンプ室
34 円弧ケーシング部
36 ボリュートケーシング部
A ボリュート巻き始め位置
θ 巻き角度[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a centrifugal swirl pump, and more particularly to a centrifugal swirl pump suitable for use in a washer pump for discharging window washer liquid or headlight washer liquid in a vehicle or the like.
[0002]
[Prior art]
Centrifugal centrifugal pumps are used in various fields. For example, they are widely used as washer pumps for discharging window washer fluid and headlight washer fluid in vehicles and the like.
[0003]
In this type of centrifugal centrifugal pump, an impeller is rotatably accommodated in a casing (volute casing). The casing is formed in a spiral shape as a whole, and starts to wind from a cut-off portion provided close to the tip portion of the impeller (in other words, the end portion of the casing is set as a volute winding start position). Are formed in a spiral shape in succession to the discharge port. As a result, a spiral spiral chamber is successively provided along the periphery of the impeller (see, for example, JP-A-8-261195).
[0004]
In this centrifugal swirl pump, energy (centrifugal force) can be given to the liquid by rotating the impeller in the casing. For example, the liquid flowing in from the inlet provided in the central portion of the impeller is placed on the outer periphery of the impeller. The liquid can be sequentially discharged to the discharge port through the spiral chamber provided along the discharge chamber, and the liquid can be discharged from the discharge port.
[0005]
By the way, there is a gap between the upper and lower peripheral edges of the impeller and the casing, and further, there is naturally a gap between the impeller blades and the blades, so that the flow rate sent from the impeller to the spiral chamber and the discharge port are discharged. It is considered that a part of the liquid flowing through the spiral chamber returns to the center of the impeller through the gap due to the difference in flow rate. When a part of the liquid sent from the impeller to the spiral chamber returns to the center of the impeller, the returning flow does extra work for sending the liquid to the discharge port. Will result in energy loss. In particular, the energy loss is significant in a low-flow and high-lift pump having a comparative rotation speed (specific speed) Ns≈80, such as a vehicle washer pump.
[0006]
Therefore, the flow returning to the center of the impeller despite being sent to the spiral chamber is a major negative factor that lowers the pump efficiency, and measures to prevent this have been eagerly desired.
[0007]
Therefore, the present applicant has already proposed a centrifugal centrifugal pump with low energy loss and improved pump efficiency (Japanese Patent Laid-Open No. 11-247798).
[0008]
According to the centrifugal vortex pump proposed in the above publication, an arc pump chamber and a vortex pump chamber are provided (a configuration in which the vortex portion starts in the middle of the casing), and the arc pump chamber (impeller blades) The flow amount of the liquid sent to the centrifugal pump chamber from the middle) can be reduced in the amount of flow returning to the center of the impeller, and the liquid to which energy (the action of centrifugal force) is applied from the impeller in the arc pump chamber It does not flow into the centrifugal pump chamber at once, and the flow velocity does not become excessively high, the difference from the liquid flow velocity in the vicinity of the discharge port becomes small, energy loss is greatly reduced, and it becomes extremely efficient.
[0009]
However, in recent years, when such a centrifugal swirl pump is mounted on a vehicle, further downsizing and higher efficiency have been demanded in accordance with an overcrowding in an engine room and a request for improving fuel consumption of the vehicle.
[0010]
[Problems to be solved by the invention]
In consideration of the above facts, the present invention can greatly reduce the energy loss and further increase the pump efficiency, and can be easily manufactured without increasing the number of parts with a simple structure and realized at low cost. The object is to obtain a centrifugal swirl pump that can be used.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
The centrifugal centrifugal pump of the invention according to claim 1 is an centrifugal pump chamber configured by an arc casing formed concentrically with the impeller in a centrifugal spiral pump that discharges liquid from an outlet by rotation of an impeller; The arc pump chamber is continuously provided spirally from the arc pump chamber to the discharge port on the downstream side in the impeller rotation direction, and the circumferential end portion on the downstream side in the impeller rotation direction of the arc pump chamber is wound by volute. A spiral pump chamber configured by a volute casing set as a start position and having a circumferential end on the upstream side in the impeller rotation direction of the arc pump chamber set as a volute winding end position, and the spiral pump chamber When the winding angle from the volute winding start position to the volute winding end position is 115 degrees or more, 185 The volute winding start position of the volute casing is set so as to be less than that, the radius of the volute casing of the spiral pump chamber at the volute winding end position is R, and the radius of the arc casing of the arc pump chamber is r Is set such that the relationship of 0.15 <{(R−r) / r} <0.3 is established.
[0012]
The centrifugal centrifugal pump according to the first aspect includes an arc pump chamber constituted by an arc casing and a spiral pump chamber constituted by a volute casing. That is, the centrifugal centrifugal pump has a configuration in which the volute winding start position of the volute casing is set to be shifted by a predetermined range toward the discharge port as compared with the conventional centrifugal pump.
[0013]
When the impeller rotates, the liquid is boosted by being given energy from the impeller in the arc pump chamber, and further flows into the spiral pump chamber as the impeller rotates and is accelerated to be discharged from the discharge port.
[0014]
Here, the arc pump chamber of this centrifugal vortex pump is a region where the energy (the action of centrifugal force) given by the liquid from the impeller is small, and therefore the arc pump chamber (impeller of the impeller) depends on the set range of the arc pump chamber. The flow rate that flows out from the blades to the spiral pump chamber is adjusted, and the amount of liquid that is sent from the circular pump chamber (between the impeller blades) to the spiral pump chamber returns to the center of the impeller can be reduced. . Thereby, pump efficiency improves.
[0015]
On the other hand, when the volute winding start position of the volute casing is excessively close to the discharge port side (when the winding angle from the volute winding start position to the volute winding end position of the spiral pump chamber is excessively small), the arc pump In the chamber, the liquid to which energy (the action of centrifugal force) is applied from the impeller flows into the centrifugal pump chamber all at once, so that the flow velocity of the liquid flowing into this centrifugal pump chamber becomes too fast, and the flow velocity of the liquid near the discharge port As a result, the vortex is generated and the pump efficiency is lowered. Therefore, it is necessary to set the winding angle of the spiral pump chamber so that the difference between the flow velocity of the liquid near the discharge port and the flow velocity in the spiral pump chamber becomes small.
[0016]
That is, in this centrifugal centrifugal pump, the range of the arc pump chamber and the centrifugal pump chamber (in other words, the winding angle of the spiral pump chamber, that is, the volute winding start position) is suitably set (the winding angle is 115 degrees or more). By setting the angle to less than 185 degrees), the pressure can be increased by applying the maximum energy from the impeller to the liquid in the arc pump chamber in a range where the difference between the flow velocity of the liquid near the discharge port and the flow velocity in the spiral pump chamber is small. The liquid can be pumped out with maximum pump efficiency.
[0017]
Furthermore, in the centrifugal centrifugal pump according to claim 1, in addition to the knowledge that the difference between the flow velocity of the liquid in the vicinity of the discharge port and the flow velocity in the spiral pump chamber is made close as described above, the outflow from the arc pump chamber to the spiral pump chamber. If the amount differs greatly between the impellers, the rotation of the impeller is not constant and energy loss occurs, and if the outflow amount from the arc pump chamber to the spiral pump chamber is small between the impellers, the energy loss decreases, On the other hand, the outlet width of the spiral pump chamber (the opening width of the discharge port) was set to a certain region based on the knowledge that a flow between the spiral pump chamber and the arc pump chamber was generated and this caused a new energy loss. .
[0018]
That is, the value of the outlet width of the spiral pump chamber (the opening width of the discharge port) with respect to the radius of the arc pump chamber has an extremely effective region for the energy loss (if the energy loss is in a certain region) Extremely effective). That is, when the radius of the volute casing of the spiral pump chamber at the end of volute winding is R and the radius of the arc casing of the arc pump chamber is r, 0.15 <{(R−r) / r} <0.3. The relationship was established so that
[0019]
As a result, the difference in the outflow amount from the arc pump chamber to the spiral pump chamber between the impellers is small, and an unnecessary flow does not occur between the spiral pump chamber and the arc pump chamber (in a range where no energy loss occurs). , Pump efficiency can be maximized.
[0020]
Furthermore, since it has a simple structure consisting of an arc pump chamber (arc casing) and a spiral pump chamber (volute casing) and itself has a simple shape, it is easy to manufacture and low in cost, and the number of parts increases. I don't have to.
[0021]
As described above, in the centrifugal centrifugal pump according to the first aspect, the liquid energized by the impeller hardly generates a flow returning from the spiral pump chamber toward the center of the impeller, and the energy (centrifugal force) from the impeller in the arc pump chamber is hardly generated. The flow of liquid that has been applied) does not flow into the centrifugal pump chamber all at once, and the flow velocity does not become excessively high, and the difference from the flow velocity of the liquid near the discharge port is reduced, greatly reducing energy loss and pump efficiency. In addition, this can be realized easily with a simple structure without increasing the number of parts and at a low cost.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing the overall configuration of a centrifugal
[0023]
Centrifugal
[0024]
The
[0025]
Further, an intermediate portion of the
[0026]
On the other hand, the
[0027]
Here, as shown in detail in FIG. 2, the
[0028]
Here, the winding angle θ from the volute winding start position A to the volute winding end position B in the
[0029]
Furthermore, as shown in FIG. 2, the
0.15 <{(R−r) / r} <0.3
Is set to hold the relationship.
[0030]
The centrifugal
[0031]
Next, the operation of this embodiment will be described.
[0032]
In the centrifugal
[0033]
When the
[0034]
Here, the
[0035]
On the other hand, when the volute winding start position A of the volute casing part 36 (spiral pump chamber 32) is excessively close to the
[0036]
In this case, in the present embodiment, an example is shown in which the volute winding start position A of the
[0037]
Here, in FIG. 3, the correspondence relationship between the winding angle θ of the
[0038]
As apparent from FIG. 3, it is understood that the winding angle θ should be in the range of 115 degrees or more and less than 185 degrees. Furthermore, when the winding angle θ of the
[0039]
That is, if the winding angle θ of the spiral pump chamber 32 (in other words, the volute winding start position A of the volute casing portion 36) is set in the above range, the liquid flow rate in the vicinity of the
[0040]
Thus, in the centrifugal
[0041]
Furthermore, in the centrifugal
[0042]
That is, 0.15 <{(R−r) / r} <0, where R is the radius of the
[0043]
As a result, the difference in the outflow amount from the
[0044]
Here, FIG. 4 shows data obtained by experiment on the correspondence between {(R−r) / r} and pump efficiency, and FIG. 5 shows the {(R−r) / R} and the pump efficiency (data shown in FIG. 4) are shown in the graph. In FIG. 5, line X is an example of a centrifugal pump having a capacity of 300 cc / 10 s, and line Y is an example of a centrifugal pump having a capacity of 400 cc / 10 s.
[0045]
As is clear from FIGS. 4 and 5, it can be seen that the pump efficiency is high in a range where the relationship of 0.15 <{(R−r) / r} <0.3 is established. In particular, when {(R−r) / r} is set in a range of “0.18 to 0.22”, it can be confirmed that the pump efficiency is the highest.
[0046]
Thus, in the centrifugal
[0047]
Further, the centrifugal
[0048]
As described above, in the centrifugal
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an overall configuration of a centrifugal centrifugal pump according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a configuration of a pump unit of the centrifugal centrifugal pump according to the embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a diagram showing a correspondence relationship between a winding angle of a centrifugal pump chamber of the centrifugal centrifugal pump according to the embodiment of the present invention and pump efficiency.
FIG. 4 is data obtained by experiments showing a correspondence relationship between a predetermined value of the radius R of the volute casing portion at the end of volute winding in the centrifugal pump chamber and the pump efficiency in the centrifugal centrifugal pump according to the embodiment of the present invention. It is a correspondence chart shown.
FIG. 5 is a diagram showing the data shown in FIG.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF
30
Claims (1)
前記インペラと同心円状に形成された円弧ケーシングによって構成される円弧ポンプ室と、
前記円弧ポンプ室の前記インペラ回転方向下流側に前記円弧ポンプ室から前記吐出口へと渦巻状に連続して設けられ、前記円弧ポンプ室の前記インペラ回転方向下流側の周方向端部がボリュート巻き始め位置として設定されると共に前記円弧ポンプ室の前記インペラ回転方向上流側の周方向端部がボリュート巻き終り位置として設定されたボリュートケーシングによって構成される渦巻ポンプ室と、
を備え、
前記渦巻ポンプ室の前記ボリュート巻き始め位置からボリュート巻き終り位置までの巻き角度が115度以上で185度未満となるように前記ボリュートケーシングの前記ボリュート巻き始め位置を設定し、かつ、
前記ボリュート巻き終り位置における前記渦巻ポンプ室のボリュートケーシングの半径をRとし、前記円弧ポンプ室の円弧ケーシングの半径をrとするとき、0.15<{(R−r)/r}<0.3の関係が成立するように設定した、
ことを特徴とする遠心式渦巻ポンプ。In centrifugal centrifugal pumps that discharge liquid from the discharge port by rotating the impeller,
An arc pump chamber constituted by an arc casing formed concentrically with the impeller;
The arc pump chamber is continuously provided spirally from the arc pump chamber to the discharge port on the downstream side in the impeller rotation direction, and the circumferential end portion on the downstream side in the impeller rotation direction of the arc pump chamber is wound by volute. A spiral pump chamber configured by a volute casing which is set as a start position and a circumferential end on the upstream side in the impeller rotation direction of the arc pump chamber is set as a volute winding end position;
With
Setting the volute winding start position of the volute casing such that the winding angle from the volute winding start position to the volute winding end position of the spiral pump chamber is 115 degrees or more and less than 185 degrees, and
When the radius of the volute casing of the spiral pump chamber at the end of volute winding is R and the radius of the arc casing of the arc pump chamber is r, 0.15 <{(R−r) / r} <0. Set so that the relationship of 3
Centrifugal centrifugal pump characterized by that.
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