JP5627217B2 - Fuel pump - Google Patents
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- F04D5/002—Regenerative pumps
Description
本明細書では、流体ポンプから発生する音を低減する技術を開示する。 The present specification discloses a technique for reducing sound generated from a fluid pump.
外周縁に複数の羽根溝が形成されたインペラを備える流体ポンプが知られている。この種の流体ポンプでは、インペラが回転することによって、ポンプケーシングの吸入口からポンプケーシング内に流体が吸入され、吸入された流体はポンプケーシング内の流体流路を流れる間に昇圧され、昇圧された流体がポンプケーシングの吐出口よりポンプケーシング外に吐出される。吐出口側の流体流路内の流体の圧力は吸入口側の流体流路内の流体の圧力より高いため、吐出口側の流体流路から吸入口側の流体流路に向かって流体が流れることを防止する必要がある。このため、ポンプケーシングにはインペラの外周縁に近接して吐出口側の流体流路と吸入口側の流体流路を隔離する隔壁が設けられている。従って、一定のピッチ角で形成されたインペラを備える流体ポンプでは、インペラが回転すると、羽根溝が隔壁を周期的に通過することとなる。その結果、インペラの回転数と羽根溝のピッチ角θで決定される周波数により、流体ポンプから大きな音が発生する。ここで、ピッチ角θとは、インペラを平面視したときに、インペラの回転中心と隣接する羽根溝の周方向の中心をそれぞれ結んだ２本の線分のなす角度をいう。上記した問題を解決するために、流体ポンプから発生する音を低減する技術が開発されている（例えば特許文献１）。 A fluid pump including an impeller having a plurality of blade grooves formed on the outer peripheral edge is known. In this type of fluid pump, when the impeller rotates, fluid is sucked into the pump casing from the suction port of the pump casing, and the sucked fluid is pressurized and pressurized while flowing in the fluid flow path in the pump casing. The discharged fluid is discharged out of the pump casing from the discharge port of the pump casing. Since the pressure of the fluid in the fluid channel on the discharge port side is higher than the pressure of the fluid in the fluid channel on the suction port side, the fluid flows from the fluid channel on the discharge port side toward the fluid channel on the suction port side. It is necessary to prevent this. For this reason, the pump casing is provided with a partition wall that separates the fluid flow path on the discharge port side and the fluid flow path on the suction port side in the vicinity of the outer peripheral edge of the impeller. Therefore, in a fluid pump including an impeller formed with a constant pitch angle, the blade groove periodically passes through the partition wall when the impeller rotates. As a result, a loud sound is generated from the fluid pump due to the frequency determined by the rotational speed of the impeller and the pitch angle θ of the blade groove. Here, the pitch angle θ refers to an angle formed by two line segments respectively connecting the rotation center of the impeller and the circumferential center of the adjacent blade groove when the impeller is viewed in plan. In order to solve the above-described problem, a technique for reducing sound generated from a fluid pump has been developed (for example, Patent Document 1).
特許文献１の流体ポンプは、羽根溝のピッチ角θが全て異なるインペラを備え、羽根溝のピッチ角θが所定の条件を満たすように形成されている。これによって、羽根が隔壁を通過する周期がばらつき、流体ポンプの音を低減できるとされている。 The fluid pump of Patent Document 1 includes impellers having different blade groove pitch angles θ, and is formed so that the blade groove pitch angle θ satisfies a predetermined condition. As a result, the period in which the blades pass through the partition wall varies, and the sound of the fluid pump can be reduced.
しかしながら、上記した特許文献１の技術でも、ある程度は騒音を低減できるものの、より騒音を低減することができる技術の実現が望まれている。本明細書は、流体ポンプから発生される音をより低減させる技術を提供する。 However, even with the technique of Patent Document 1 described above, although it is possible to reduce noise to some extent, realization of a technique that can further reduce noise is desired. The present specification provides a technique for further reducing the sound generated from the fluid pump.
発明者らは、流体ポンプから発生する音（音圧）を低減するため、鋭意検討した結果、流体ポンプから発生する音と、羽根溝内の流体の圧力変動には相関があることに気付き、流体ポンプから発生する音を低減させるためには、羽根溝内の流体の圧力変動のスペクトルピーク値を低減させることが有効であることを発見した。さらに、発明者らは、流体の圧力変動のスペクトルピーク値と相関の強い指標を見出し、見出した指標と、圧力変動のスペクトルピーク値との関係を検討することによって、圧力変動のスペクトルピーク値が低減される指標の範囲を特定した。 As a result of intensive studies to reduce the sound (sound pressure) generated from the fluid pump, the inventors have noticed that there is a correlation between the sound generated from the fluid pump and the pressure fluctuation of the fluid in the blade groove, In order to reduce the sound generated from the fluid pump, it has been found effective to reduce the spectral peak value of the pressure fluctuation of the fluid in the blade groove. Furthermore, the inventors have found an index that has a strong correlation with the spectrum peak value of the pressure fluctuation of the fluid, and by examining the relationship between the found index and the spectrum peak value of the pressure fluctuation, A range of indicators to be reduced was identified.
本明細書が提供する技術は、自動車の燃料タンク内の燃料をエンジンに供給するための燃料ポンプである。燃料ポンプは、インペラの回転によって、ポンプケーシング内に燃料を吸入するとともに昇圧し、昇圧した燃料をポンプケーシング外に吐出する。インペラは、その外周縁にｎ個の羽根溝が形成されており、インペラを平面視したときに、インペラの回転中心とｉ番目（ｉ＝１〜ｎの整数）の羽根溝の周方向の中心を結んだ線分と、インペラの回転中心とｉ＋１番目（但し、ｉ＋１＝ｎ＋１となる場合はｉ＋１＝１）の羽根溝の周方向の中心とを結んだ線分とのなす角度をピッチ角θｉとし、隣接するピッチ角の差をσｉ＝θｉ＋１−θｉとしたときに、ピッチ角θｉは不均一であるとともに、各ピッチ角θｉには角度が等しい他のピッチ角θｋ（ｋ＝１〜ｎのいずれかの整数で、かつ、ｉ以外の整数）が１個以上存在し、０．０５≦（σ´／θの平均）≦０．３０、かつ、０．１５≦Ｃ´≦０．３５を満たす。
本明細書が提供する別の技術は、インペラの回転によって、ポンプケーシング内に流体を吸入するとともに昇圧し、昇圧した流体をポンプケーシング外に吐出する流体ポンプである。この流体ポンプでは、インペラは、その外周縁にｎ個の羽根溝が形成されている。インペラを平面視したときに、インペラの回転中心とｉ番目（ｉ＝１〜ｎの整数）の羽根溝の周方向の中心を結んだ線分と、インペラの回転中心とｉ＋１番目（但し、ｉ＋１＝ｎ＋１となる場合はｉ＋１＝１）の羽根溝の周方向の中心とを結んだ線分とのなす角度をピッチ角θｉとし、隣接するピッチ角の差をσｉ＝θｉ＋１−θｉとしたときに、ピッチ角θｉは不均一であるとともに、各ピッチ角θｉには角度が等しい他のピッチ角θｋ（ｋ＝１〜ｎのいずれかの整数で、かつ、ｉ以外の整数）が１個以上存在する。そして、０．０５≦（σ´／θの平均）≦０．３０、かつ、０．１５≦Ｃ´≦０．３５を満たす。但し、σ´、θの平均及びＣ´は以下に定義される。なお、羽根溝の番号は、複数の羽根溝のいずれか１個の羽根溝を１番目と設定し、インペラの回転方向又は反回転方向に並んでいる順番に、昇順で設定する。
The technology provided in the present specification is a fuel pump for supplying fuel in a fuel tank of an automobile to an engine. The fuel pump sucks fuel into the pump casing and boosts the pressure by rotating the impeller, and discharges the boosted fuel out of the pump casing. The impeller has n blade grooves formed on the outer peripheral edge thereof, and when the impeller is viewed in plan, the rotation center of the impeller and the circumferential center of the i-th (i = 1 to n) blade groove. The pitch angle θi is the angle formed by the line segment connecting the impeller rotation center and the line segment connecting the rotation center of the impeller and the circumferential center of the i + 1th (where i + 1 = 1 when i + 1 = n + 1) blade groove. When the difference between adjacent pitch angles is σi = θi + 1−θi, the pitch angle θi is not uniform, and each pitch angle θi is equal to another pitch angle θk (k = 1 to n). Any integer and one or more integers other than i) are present, and 0.05 ≦ (average of σ ′ / θ) ≦ 0.30 and 0.15 ≦ C ′ ≦ 0.35 Fulfill.
Another technique provided by the present specification is a fluid pump that sucks fluid into the pump casing and boosts the pressure by rotating the impeller, and discharges the boosted fluid out of the pump casing. In this fluid pump, the impeller has n blade grooves formed on the outer peripheral edge thereof. When the impeller is viewed in plan, a line segment connecting the rotation center of the impeller and the center in the circumferential direction of the i-th (i = 1 to n) blade groove, and the rotation center of the impeller and i + 1th (where i + 1) = N + 1, the angle formed by the line segment connecting the circumferential center of the blade groove of i + 1 = 1) is the pitch angle θi, and the difference between adjacent pitch angles is σi = θi + 1−θi The pitch angle θi is not uniform, and each pitch angle θi has one or more other pitch angles θk (k = 1 to n and an integer other than i). To do. Further, 0.05 ≦ (average of σ ′ / θ) ≦ 0.30 and 0.15 ≦ C ′ ≦ 0.35 are satisfied. However, the average of σ ′ and θ and C ′ are defined below. The number of the blade groove is set in ascending order in the order in which any one of the plurality of blade grooves is set as the first and arranged in the rotation direction or the counter-rotation direction of the impeller.
本発明者らは、（σ´／θの平均）及びＣ´が羽根溝内の流体の圧力変動のスペクトルピーク値と相関が強いことを見出した。そして、（σ´／θの平均）及びＣ´が上記した範囲を満たす場合に、従来技術と比較して、流体ポンプから発生する音を低減させることができることを見出した。また、上記したインペラの羽根溝の各ピッチ角θｉ（ｉ＝１〜ｎ）には、角度が等しい１個以上の他のピッチ角θｋ（ｋ＝１〜ｎのいずれかの整数で、かつ、ｉ以外の整数）が存在するように形成されている。ピッチ角θｉが一個しかない場合は、インペラが回転すると、そのピッチ角θｉによる圧力変動が発生し、そのピッチ角θｉによる圧力変動が低減されない。すなわち、ピッチ角にθｉによる音成分が低減されない。一方、角度が等しいピッチ角が複数ある場合、例えば、ピッチ角θｉとピッチ角θｋが同一の場合は、ピッチ角θｉで形成された羽根溝が隔壁を通過することによって発生する音成分を、他のピッチ角θｋで形成された羽根溝が隔壁を通過することによって発生する音成分によって減衰させることが可能となる。この条件と上記した（σ´／θの平均）及びＣ´の条件を満足させることにより、特定のピッチ角θｉに起因する騒音を低減させることができる。 The present inventors have found that (average of σ ′ / θ) and C ′ are strongly correlated with the spectral peak value of the pressure fluctuation of the fluid in the blade groove. And when (average of (sigma) '/ (theta)) and C' satisfy | fill the above-mentioned range, it discovered that the sound which generate | occur | produces from a fluid pump can be reduced compared with a prior art. Further, each pitch angle θi (i = 1 to n) of the blade groove of the impeller is one or more other pitch angles θk (k = 1 to n) having the same angle, and (integers other than i) are present. When there is only one pitch angle θi, when the impeller rotates, pressure fluctuation due to the pitch angle θi occurs, and pressure fluctuation due to the pitch angle θi is not reduced. That is, the sound component due to θi is not reduced in the pitch angle. On the other hand, when there are a plurality of pitch angles having the same angle, for example, when the pitch angle θi and the pitch angle θk are the same, the sound component generated by the passage of the blade groove formed with the pitch angle θi through the partition wall, Can be attenuated by the sound component generated when the blade groove formed with the pitch angle θk passes through the partition wall. By satisfying this condition and the above-described conditions (average of σ ′ / θ) and C ′, noise caused by a specific pitch angle θi can be reduced.
このインペラは、０．１＜（ピッチ角が等しいピッチ角の数）／ｎ＜０．５を満たすことが好ましい。この構成によれば、流体ポンプのポンプ効率を大幅に低下させることなく、流体ポンプから発生する音を低減させることができる。 The impeller preferably satisfies 0.1 <(number of pitch angles having the same pitch angle) / n <0.5. According to this configuration, it is possible to reduce the sound generated from the fluid pump without significantly reducing the pump efficiency of the fluid pump.
本明細書が提供する技術によれば、流体ポンプから発生する音を低減することができる。例えば、本明細書が提供する流体ポンプは、自動車の燃料をエンジンに供給する燃料ポンプに好適に用いることができる。この流体ポンプは、静寂性が要求される自動車において、音を低減するために有用である。 According to the technology provided in the present specification, it is possible to reduce the sound generated from the fluid pump. For example, the fluid pump provided in the present specification can be suitably used for a fuel pump that supplies automobile fuel to an engine. This fluid pump is useful for reducing noise in automobiles that require quietness.
本明細書が提供する技術を具現化した実施例を図面を用いて説明する。本実施例の燃料ポンプは、自動車用の燃料ポンプであり、燃料タンク内で用いられ、自動車のエンジンへ燃料を供給するために利用される。図１に示すように、燃料ポンプ１０は、モータ部１２とポンプ部１４を備えている。モータ部１２とポンプ部１４はハウジング１６内に収容されて構成されている。モータ部１２は回転子１８を有している。回転子１８は、シャフト２０と、シャフト２０に固定されている積層鉄芯２２と、積層鉄芯２２に巻かれている図示されていないコイルと、そのコイルの端部が接続されている整流子２４を有している。シャフト２０は、ハウジング１６に対して、軸受２６，２８によって回転可能に支持されている。ハウジング１６の内側には、回転子１８を取囲むように、永久磁石３０が固定されている。ハウジング１６の上部に取り付けられたトップカバー３２には、図示されない端子が設けられており、モータ部１２に電気が供給される。ブラシ３４と整流子２４を介してコイルに通電すると、回転子１８とシャフト２０が回転する。 An embodiment in which the technology provided in this specification is embodied will be described with reference to the drawings. The fuel pump of the present embodiment is a fuel pump for automobiles, is used in a fuel tank, and is used for supplying fuel to an automobile engine. As shown in FIG. 1, the fuel pump 10 includes a motor unit 12 and a pump unit 14. The motor unit 12 and the pump unit 14 are accommodated in a housing 16. The motor unit 12 has a rotor 18. The rotor 18 includes a shaft 20, a laminated iron core 22 fixed to the shaft 20, a coil (not shown) wound around the laminated iron core 22, and a commutator to which an end of the coil is connected. 24. The shaft 20 is rotatably supported by bearings 26 and 28 with respect to the housing 16. A permanent magnet 30 is fixed inside the housing 16 so as to surround the rotor 18. A terminal (not shown) is provided on the top cover 32 attached to the upper portion of the housing 16, and electricity is supplied to the motor unit 12. When the coil is energized through the brush 34 and the commutator 24, the rotor 18 and the shaft 20 rotate.
ハウジング１６の下部にはポンプ部１４が収容されている。ポンプ部１４は、略円板状のインペラ３６を備えている。図２に示すように、インペラ３６の中心には貫通孔３９が設けられており、貫通孔３９にはシャフト２０が相対回転不能に係合している。このため、シャフト２０が回転するとインペラ３６も回転する。インペラ３６の外周縁には、ｎ個（ｎ＝４１個）の羽根溝３７が形成されている。図２において、羽根溝３７（１）で示す羽根溝３７は、１番目の羽根溝３７を意味する。同様に、羽根溝３７（２），３７（ｎ）で示す羽根溝３７は、それぞれ、２番目、ｎ（４１）番目の羽根溝３７を意味する。即ち、本実施例では、１番目の羽根溝３７からインペラ３６の回転方向（図の矢印６０）に並ぶ順に昇順で順番が設定されている。ｎ（４１）個の羽根溝３７は、インペラ３６の外周縁に並んで配置され、インペラ３６の外周縁を一巡している。隣接する２個の羽根溝３７の間には、羽根３７ａが形成されている。即ち、インペラ３６では、羽根溝３７と同数の羽根３７ａが形成されている。ｎ（４１）個の羽根３７ａは、全て同一形状で形成されている。羽根溝３７は、隣接する２個の羽根溝３７間のピッチ角θが不均一となるように形成されている。ピッチ角θは、隣接する２個の羽根溝３７において、各羽根溝３７のインペラ３６の外周縁に沿った中点からインペラ３６の回転中心に直線を引いた場合の、２本の直線間の角度である。インペラ３６では、ｉ番目の羽根溝３７とｉ＋１番目（ｉは１〜ｎの整数、但しｉ＝ｎの場合、ｉ（ｎ）＋１＝１）の羽根溝３７とのピッチ角をθｉとすると、ｉ＝１〜ｎのそれぞれにおいて、ピッチ角θｉ＝θｍ（ｍは１以上の整数、かつ、ｍ≠ｉ）を満たすピッチ角θｍが１個以上存在する。さらに、０．０５≦（σ´／θの平均）≦０．３０、及び、０．１５≦Ｃ´≦０．３５を満足している。但し、σ´、θの平均及びＣ´は、以下に定義される。 A pump portion 14 is accommodated in the lower portion of the housing 16. The pump unit 14 includes a substantially disk-shaped impeller 36. As shown in FIG. 2, a through hole 39 is provided at the center of the impeller 36, and the shaft 20 is engaged with the through hole 39 so as not to be relatively rotatable. For this reason, when the shaft 20 rotates, the impeller 36 also rotates. On the outer peripheral edge of the impeller 36, n (n = 41) blade grooves 37 are formed. In FIG. 2, the blade groove 37 indicated by the blade groove 37 (1) means the first blade groove 37. Similarly, the blade grooves 37 indicated by the blade grooves 37 (2) and 37 (n) mean the second and n (41) th blade grooves 37, respectively. That is, in the present embodiment, the order is set in ascending order from the first blade groove 37 in the order in which the impeller 36 rotates (arrow 60 in the figure). The n (41) blade grooves 37 are arranged along the outer peripheral edge of the impeller 36, and make a round around the outer peripheral edge of the impeller 36. A blade 37 a is formed between two adjacent blade grooves 37. That is, the impeller 36 has the same number of blades 37 a as the blade grooves 37. The n (41) blades 37a are all formed in the same shape. The blade groove 37 is formed such that the pitch angle θ between two adjacent blade grooves 37 is not uniform. The pitch angle θ is determined between two straight lines in a case where a straight line is drawn from the midpoint along the outer peripheral edge of the impeller 36 of each blade groove 37 to the rotation center of the impeller 36 in two adjacent blade grooves 37. Is an angle. In the impeller 36, when the pitch angle between the i-th blade groove 37 and the i + 1-th blade blade i (where i is an integer of 1 to n, i = n, i (n) + 1 = 1) is θi, In each of i = 1 to n, one or more pitch angles θm satisfying the pitch angle θi = θm (m is an integer of 1 or more and m ≠ i) exist. Further, 0.05 ≦ (average of σ ′ / θ) ≦ 0.30 and 0.15 ≦ C ′ ≦ 0.35 are satisfied. However, the average of σ ′ and θ and C ′ are defined below.
ここで、σ´は、隣接するピッチ角の差σｉ＝θｉ＋１−θｉの標準偏差を意味する。（σ´／θの平均）は、隣接するピッチ角のばらつきを評価する指標である。（σ´／θの平均）が大きいほど、隣接するピッチ角のばらつきが大きいことを示している。（σ´／θの平均）は、主に基本周波数（（総羽根溝数）×（インペラの回転数））の音の大きさに寄与する。また、Ｃ´は、インペラの全周に亘るピッチ角のばらつきを評価する指標である。Ｃ´が０に近いほど、インペラの全周に亘るピッチ角のばらつきが大きいことを示している。Ｃ´は、主に基本周波数よりも低い周波数の音の大きさに寄与する。 Here, σ ′ means a standard deviation of the difference between adjacent pitch angles σi = θi + 1−θi. (Average of σ ′ / θ) is an index for evaluating the variation of adjacent pitch angles. The larger (average of σ ′ / θ) is, the larger the variation in adjacent pitch angles is. The (average of σ ′ / θ) mainly contributes to the loudness of the fundamental frequency ((total blade groove number) × (impeller rotation speed)). C ′ is an index for evaluating the variation in pitch angle over the entire circumference of the impeller. The closer C ′ is to 0, the greater the variation in pitch angle over the entire circumference of the impeller. C ′ mainly contributes to the loudness of a frequency lower than the fundamental frequency.
さらに、羽根溝３７は、０．１＜（ピッチ角が等しいピッチ角の数／総羽根溝数ｎ（＝４１））＜０．５を満足している。 Further, the blade groove 37 satisfies 0.1 <(number of pitch angles with equal pitch angle / total number of blade grooves n (= 41)) <0.5.
インペラ３６を収容するポンプケーシングは、吐出側ケーシング３８と吸入側ケーシング４０とから構成される。吐出側ケーシング３８には、インペラ３６の外周縁に対向する領域に、溝３８ａが形成されている。溝３８ａは、インペラ３６の外周面及び外周縁の上面に対向している。溝３８ａは、インペラ３６の回転方向に沿って上流端から下流端まで伸びる略Ｃ字型に形成されている。吐出側ケーシング３８には、溝３８ａの下流端から吐出側ケーシング３８の上面に至る吐出口５０が形成されている。吐出口５０は、ポンプケーシングの内部と外部（モータ部１２の内部空間）とを連通させている。 The pump casing that houses the impeller 36 includes a discharge side casing 38 and a suction side casing 40. A groove 38 a is formed in the discharge-side casing 38 in a region facing the outer peripheral edge of the impeller 36. The groove 38a faces the outer peripheral surface of the impeller 36 and the upper surface of the outer peripheral edge. The groove 38 a is formed in a substantially C shape extending from the upstream end to the downstream end along the rotation direction of the impeller 36. A discharge port 50 is formed in the discharge side casing 38 from the downstream end of the groove 38 a to the upper surface of the discharge side casing 38. The discharge port 50 communicates the inside and outside of the pump casing (the internal space of the motor unit 12).
吸入側ケーシング４０には、インペラ３６の外周縁に対向する領域に、溝４０ａが形成されている。溝４０ａは、その一部がインペラ３６の外周縁の下面に対向し、インペラ３６の外周側で溝３８ａと接続している。溝４０ａも溝３８ａと同様に、インペラ３６の回転方向に沿って上流端から下流端まで伸びる略Ｃ字型に形成されている。吸入側ケーシング４０には、吸入側ケーシング４０の下面から溝４０ａの上流端に至る吸入口４２が形成されている。吸入口４２は、ポンプケーシングの内部と外部（燃料ポンプの外部）とを連通させている。羽根溝３７、溝３８ａ、溝４０ａによって、インペラ３６の外周縁を覆うようにポンプ流路４４が形成されている。 A groove 40 a is formed in the suction-side casing 40 in a region facing the outer peripheral edge of the impeller 36. A part of the groove 40 a faces the lower surface of the outer peripheral edge of the impeller 36, and is connected to the groove 38 a on the outer peripheral side of the impeller 36. Similarly to the groove 38a, the groove 40a is also formed in a substantially C-shape extending from the upstream end to the downstream end along the rotation direction of the impeller 36. The suction side casing 40 is formed with a suction port 42 extending from the lower surface of the suction side casing 40 to the upstream end of the groove 40a. The suction port 42 communicates the inside and outside of the pump casing (outside of the fuel pump). A pump flow path 44 is formed by the blade grooves 37, the grooves 38 a, and the grooves 40 a so as to cover the outer peripheral edge of the impeller 36.
ケーシング３８，４０には、吸入口４２と吐出口５０との間に、隔壁４１が設けられている。隔壁４１は、吐出口５０側から吸入口４２側に向かって燃料が流れることを防止するために設けられている。従って、隔壁４１のインペラ３６の外周縁に対向する面は、インペラ３６の外周縁に対向するケーシング３８，４０のその他の面と比較して、インペラ３６の外周縁との距離が近くされている。 In the casings 38 and 40, a partition wall 41 is provided between the suction port 42 and the discharge port 50. The partition wall 41 is provided to prevent fuel from flowing from the discharge port 50 side toward the suction port 42 side. Therefore, the surface of the partition wall 41 that faces the outer peripheral edge of the impeller 36 is closer to the outer peripheral edge of the impeller 36 than the other surfaces of the casings 38 and 40 that face the outer peripheral edge of the impeller 36. .
インペラ３６がポンプケーシング３８，４０内で回転すると、燃料が吸入口４２からポンプ部１４内に吸引されてポンプ流路４４に導入される。ポンプ流路４４を流れるうちに昇圧された燃料は、吐出口５０からモータ部１２側に送り出される。モータ部１２に送り出された燃料は、モータ部１２を通過し、トップカバー３２に形成されているポート４８から外部に送り出される。 When the impeller 36 rotates in the pump casings 38 and 40, the fuel is sucked into the pump portion 14 from the suction port 42 and introduced into the pump flow path 44. The fuel whose pressure is increased while flowing through the pump flow path 44 is sent out from the discharge port 50 to the motor unit 12 side. The fuel sent to the motor unit 12 passes through the motor unit 12 and is sent to the outside from a port 48 formed in the top cover 32.
燃料ポンプ１０では、インペラ３６の羽根溝３７は、０．０５≦（σ´／θの平均）≦０．３０、及び、０．１５≦Ｃ´≦０．３５を満足している。このため、燃料ポンプ１０では、羽根溝のピッチ角θが均一に形成されているインペラを備える燃料ポンプと比較して、発生する音が低減される。 In the fuel pump 10, the blade groove 37 of the impeller 36 satisfies 0.05 ≦ (average of σ ′ / θ) ≦ 0.30 and 0.15 ≦ C ′ ≦ 0.35. For this reason, the generated noise is reduced in the fuel pump 10 as compared with a fuel pump including an impeller in which the pitch angle θ of the blade groove is uniformly formed.
また、燃料ポンプ１０では、インペラ３６の羽根溝３７は、０．１＜（ピッチ角が等しいピッチ角の数／総羽根溝数ｎ（＝４１））＜０．５を満たす。このため、燃料ポンプ１０では、羽根溝のピッチ角θが均一に形成されているインペラを備える燃料ポンプと比較して、発生する音が低減され、かつ、ポンプ効率の低減が抑制される。 Further, in the fuel pump 10, the blade groove 37 of the impeller 36 satisfies 0.1 <(number of pitch angles with equal pitch angle / total number of blade grooves n (= 41)) <0.5. For this reason, in the fuel pump 10, compared with a fuel pump provided with an impeller in which the pitch angle θ of the blade groove is formed uniformly, the generated sound is reduced and the reduction in pump efficiency is suppressed.
また、燃料ポンプ１０では、ピッチ角θｉ＝θｋを満たすピッチ角θｋ（ｉ≠ｋ）が１個以上存在する。これにより、ピッチ角θｉに対応する羽根溝３７に起因して発生する音成分が、ピッチ角θｋに対応する羽根溝３７によって減衰される。これにより、ピッチ角θｉに対応する羽根溝３７に起因して発生する音を低減することができる。 Further, in the fuel pump 10, there are one or more pitch angles θk (i ≠ k) that satisfy the pitch angle θi = θk. Thereby, the sound component generated due to the blade groove 37 corresponding to the pitch angle θi is attenuated by the blade groove 37 corresponding to the pitch angle θk. Thereby, the sound generated due to the blade groove 37 corresponding to the pitch angle θi can be reduced.
（羽根溝のピッチ角と燃料ポンプから発生する音との関係を検討する解析）
以下、本発明者らが行った解析結果について説明する。まず、羽根溝３７のピッチ角θと、燃料ポンプ１０から発生する音との関係を検討した解析結果について説明する。
(Analysis to examine the relationship between the pitch angle of the blade groove and the sound generated from the fuel pump)
Hereinafter, the analysis results performed by the present inventors will be described. First, the analysis result of examining the relationship between the pitch angle θ of the blade groove 37 and the sound generated from the fuel pump 10 will be described.
（羽根溝のピッチ角の配列の決定方法）
最初に、本解析で用いられるインペラ３６の羽根溝３７の配列をどのように決定したかを説明する。本解析では、インペラ３６の羽根溝３７の個数、最小ピッチ角θｍｉｎ、最大ピッチ角θｍａｘ及びピッチ角の差分を決定し、ピッチ角ごとの個数を決定した。表１は、羽根溝３７の個数が４１個、θｍｉｎが８．０度、θｍａｘが１０．５度、かつ、ピッチ角の差分が０．５度と決定された場合に、決定された各ピッチ角θの個数の一例を示している。
(Method for determining the arrangement of pitch angles of blade grooves)
First, how the arrangement of the blade grooves 37 of the impeller 36 used in this analysis is determined will be described. In this analysis, the number of blade grooves 37 of the impeller 36, the minimum pitch angle θmin, the maximum pitch angle θmax, and the pitch angle difference were determined, and the number for each pitch angle was determined. Table 1 shows that each pitch determined when the number of blade grooves 37 is 41, θmin is 8.0 degrees, θmax is 10.5 degrees, and the pitch angle difference is 0.5 degrees. An example of the number of angles θ is shown.
上記の方法によって、１万通りの組合せを決定した。続いて、ピッチ角の配列、即ち、個数が決定された各ピッチ角を、どのようにインペラ３６に配列させるかを決定した。この方法によって、上記した１万通りの組合せのそれぞれについて、平均して１０万通りのピッチ角の配列を決定した。即ち、本解析では、１万×１０万通りのピッチ角の配列の異なるインペラ（以下では不等ピッチインペラと呼ぶ）３６について、解析を行った。 Ten thousand combinations were determined by the above method. Subsequently, it was determined how to arrange the pitch angles, that is, how to arrange the pitch angles whose numbers were determined on the impeller 36. By this method, 100,000 pitch angle arrays on average were determined for each of the 10,000 combinations described above. In other words, in this analysis, analysis was performed on impellers 36 (hereinafter referred to as unequal pitch impellers) 36 having different arrangements of 10,000 × 100,000 pitch angles.
（解析方法）
本解析では、最初に、均一なピッチ角θ＝７．５度で配列された羽根溝が形成されたインペラ（以下では等ピッチインペラと呼ぶ）３６を備える燃料ポンプについてＣＡＥ解析を実施した。このＣＡＥ解析では、時間に対する燃料の圧力変動を算出した。燃料の圧力変動とは、インペラ３６の羽根溝３７が隔壁４１の吐出口５０側より吸入口４２側に通過する際の、羽根溝３７内の燃料圧力の経時変化を意味する。次いで、圧力変動の算出結果を利用して、決定されたピッチ角の配列に合わせて、各不等ピッチインペラ３６における時間に対する燃料の圧力変動を算出した。具体的には、算出された圧力変動の経時変化を、配列されたピッチ角の大きさに合せて時間軸を調整し、不等ピッチインペラ３６が１回転したときの圧力波形を算出した。
(analysis method)
In this analysis, first, a CAE analysis was performed on a fuel pump including an impeller (hereinafter referred to as an equal pitch impeller) 36 in which blade grooves arranged at a uniform pitch angle θ = 7.5 degrees were formed. In this CAE analysis, fuel pressure fluctuation with respect to time was calculated. The fuel pressure fluctuation means a change with time of the fuel pressure in the blade groove 37 when the blade groove 37 of the impeller 36 passes from the discharge port 50 side of the partition wall 41 to the suction port 42 side. Next, using the calculation result of the pressure fluctuation, the fuel pressure fluctuation with respect to time in each unequal pitch impeller 36 was calculated according to the determined pitch angle arrangement. Specifically, the time axis of the calculated time-dependent change in pressure fluctuation was adjusted according to the size of the arranged pitch angles, and the pressure waveform when the unequal pitch impeller 36 rotated once was calculated.
続いて、ピッチ角の配列に合わせて算出された時間に対する燃料の圧力変動波形に対して、ＦＦＴ（Ｆａｓｔ Ｆｏｕｒｉｅｒ Ｔｒａｎｓｆｏｒｍ）解析を実行して、圧力変動をスペクトル分解し、圧力変動のスペクトルピーク値を算出した。 Subsequently, an FFT (Fast Fourier Transform) analysis is performed on the fuel pressure fluctuation waveform with respect to the time calculated according to the arrangement of the pitch angles, the pressure fluctuation is spectrally decomposed, and the spectrum peak value of the pressure fluctuation is obtained. Calculated.
（解析と実験との相関関係の検討）
次いで、実験結果（実製品での測定結果）と、その実験に用いたインペラに対して上記解析方法を実行した解析結果との相関関係について検討し、上記解析方法の有効性の確認を行った。ここでは、本解析で得られた燃料の圧力変動のスペクトルピーク値と、実験で得られた燃料ポンプ１０から発生する音圧のスペクトルピーク値との相関関係を検討した。図３は、実験によって得られた音圧のスペクトルピーク値と、本解析によって得られた圧力変動のスペクトルピーク値との相関関係を示すグラフを示している。図３の横軸は本解析によって得られた圧力変動のスペクトルピーク値を示し、縦軸は実験によって得られた音圧のスペクトルピーク値を示している。図３のグラフから分かるように、実験で得られた音圧のスペクトルピーク値は、解析で得られた圧力変動のスペクトルピーク値に略比例していた。さらに、実験で得られた音圧のスペクトルピーク値と解析で得られた圧力変動のスペクトルピーク値との相関係数は、０．７９であった。以上から、実験で得られた音圧のスペクトルピーク値と解析で得られた圧力変動のスペクトルピーク値とは、相関が強いことが分かり、上記解析方法の有効性が確認できた。また、以上の検討結果から、解析で得られる圧力変動のスペクトルピーク値が小さい方が、実製品において、燃料ポンプ１０から発生する音が小さいことが分かった。
(Examination of correlation between analysis and experiment)
Next, we examined the correlation between the experimental results (measured results in the actual product) and the analytical results obtained by executing the analytical method on the impeller used in the experiment, and confirmed the effectiveness of the analytical method. . Here, the correlation between the spectral peak value of the fuel pressure fluctuation obtained in this analysis and the spectral peak value of the sound pressure generated from the fuel pump 10 obtained in the experiment was examined. FIG. 3 shows a graph showing the correlation between the spectral peak value of sound pressure obtained by experiment and the spectral peak value of pressure fluctuation obtained by this analysis. The horizontal axis of FIG. 3 shows the spectral peak value of the pressure fluctuation obtained by this analysis, and the vertical axis shows the spectral peak value of the sound pressure obtained by the experiment. As can be seen from the graph of FIG. 3, the spectral peak value of the sound pressure obtained in the experiment was substantially proportional to the spectral peak value of the pressure fluctuation obtained by the analysis. Furthermore, the correlation coefficient between the spectral peak value of the sound pressure obtained in the experiment and the spectral peak value of the pressure fluctuation obtained in the analysis was 0.79. From the above, it was found that the spectral peak value of the sound pressure obtained by the experiment and the spectral peak value of the pressure fluctuation obtained by the analysis have a strong correlation, and the effectiveness of the analysis method was confirmed. Further, from the above examination results, it was found that the sound generated from the fuel pump 10 in the actual product is smaller when the spectrum peak value of the pressure fluctuation obtained by the analysis is smaller.
（圧力変動に対する（σ´／θの平均）及びＣ´の検討）
次に、本解析によって得られた解析結果から、上記した（σ´／θの平均）及びＣ´と、燃料の圧力変動のスペクトルピーク値との相関関係を検討した。図４は、（σ´／θの平均）及びＣ´と圧力変動のスペクトルピーク値との関係を示す等値線図を示している。図４の横軸は（σ´／θの平均）を示し、縦軸はＣ´を示している。図４では、２０ｌｏｇ１０（ＰＩ／ＰＲ）（但し、ＰＲは上記した等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０の圧力変動のスペクトルピーク値の解析結果（一定値）であり、ＰＩは不等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０の圧力変動のスペクトルピーク値の解析結果である）の値の等値線を示している。
(Investigation of (average of σ ′ / θ) and C ′ against pressure fluctuation)
Next, from the analysis results obtained by this analysis, the correlation between the above (average of σ ′ / θ) and C ′ and the spectral peak value of fuel pressure fluctuation was examined. FIG. 4 is an isoline diagram showing the relationship between (average of σ ′ / θ) and C ′ and the spectral peak value of pressure fluctuation. The horizontal axis of FIG. 4 indicates (average of σ ′ / θ), and the vertical axis indicates C ′. In FIG. 4, 20 log 10 (PI / PR) (where PR is the analysis result (constant value) of the spectral peak value of the pressure fluctuation of the fuel pump 10 provided with the above-described equal pitch impeller 36, and PI is the unequal pitch impeller 36. Is an isoline of the value of the spectral peak value of the pressure fluctuation of the fuel pump 10 comprising:
図４に示されるように、圧力変動のスペクトルピーク値は、（σ´／θの平均）及びＣ´に強い相関関係を有していることが分かった。さらに、０．０５≦（σ´／θの平均）≦０．３０かつ０．１５≦Ｃ´≦０．３５であれば、等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプと比較して、圧力変動のスペクトルピーク値を低減できることが分かった。このことから、０．０５≦（σ´／θの平均）≦０．３０かつ０．１５≦Ｃ´≦０．３５であれば、燃料ポンプ１０が発生する音を低減できることが分かった。図４より明らかなように、特に、０．２０≦（σ´／θの平均）≦０．３０かつ０．２０≦Ｃ´≦０．３０の場合、音を低減する効果が高くなっている。 As shown in FIG. 4, it was found that the spectrum peak value of pressure fluctuation has a strong correlation with (average of σ ′ / θ) and C ′. In addition, if 0.05 ≦ (average of σ ′ / θ) ≦ 0.30 and 0.15 ≦ C ′ ≦ 0.35, the spectrum of pressure fluctuations compared to the fuel pump provided with the equal pitch impeller 36. It was found that the peak value can be reduced. From this, it was found that if 0.05 ≦ (average of σ ′ / θ) ≦ 0.30 and 0.15 ≦ C ′ ≦ 0.35, the noise generated by the fuel pump 10 can be reduced. As is clear from FIG. 4, particularly when 0.20 ≦ (average of σ ′ / θ) ≦ 0.30 and 0.20 ≦ C ′ ≦ 0.30, the effect of reducing sound is high. .
（圧力変動に対する等しいピッチ角の個数の検討）
続いて、本解析によって得られた解析結果から、等しいピッチ角の個数と、燃料の圧力変動のスペクトルピーク値との関係を検討した。ここでは、等しいピッチ角の個数をＮ個とし、Ｎの最小値をＮｍｉｎ、最大値をＮｍａｘと定義した場合に、Ｎｍｉｎ／ｎ（但し、ｎ＝総羽根溝数）とＮｍａｘ／ｎとを指標として、圧力変動のスペクトルピーク値を評価した。上記した表１を例にすると、ピッチ角θ＝８度の場合、Ｎ＝５個となる。同様に、ピッチ角８．５，９，９．５，１０，１０．５度の場合、それぞれ、Ｎ＝６，８，１０，６，４となる。この場合、Ｎｍｉｎ＝４となり、Ｎｍａｘ＝１０となる。図５は、Ｎｍｉｎ／ｎとＮｍａｘ／ｎとを指標として、燃料ポンプ１０から発生する圧力変動のスペクトルピーク値との関係を示す等値線図を示している。図５の横軸はＮｍｉｎ／ｎを示し、縦軸はＮｍａｘ／ｎを示している。図５では、図４と同様に、２０・ｌｏｇ１０（ＰＩ／ＰＲ）の値の等値線を示している。なお、ＮｍｉｎとＮｍａｘとが同一であっても、ピッチ角の配列によって、圧力変動のスペクトルピーク値（＝ＰＩ）が異なる場合があった。このため、２０ｌｏｇ１０（ＰＩ／ＰＲ）は、ＮｍｉｎとＮｍａｘとが同一である場合の複数の圧力変動のピークスペクトル値の平均値を採用して、算出した。
(Examination of the number of equal pitch angles for pressure fluctuation)
Subsequently, from the analysis results obtained by this analysis, the relationship between the number of equal pitch angles and the spectral peak value of fuel pressure fluctuation was examined. Here, when the number of equal pitch angles is N, the minimum value of N is defined as Nmin, and the maximum value is defined as Nmax, Nmin / n (where n = total number of blade grooves) and Nmax / n are used as indices. As a result, the spectrum peak value of pressure fluctuation was evaluated. Taking Table 1 as an example, when the pitch angle θ = 8 degrees, N = 5. Similarly, when the pitch angle is 8.5, 9, 9.5, 10, and 10.5 degrees, N = 6, 8, 10, 6, and 4, respectively. In this case, Nmin = 4 and Nmax = 10. FIG. 5 is an isoline diagram showing a relationship between the spectral peak value of the pressure fluctuation generated from the fuel pump 10 using Nmin / n and Nmax / n as indices. The horizontal axis in FIG. 5 represents Nmin / n, and the vertical axis represents Nmax / n. In FIG. 5, as in FIG. 4, an isoline of a value of 20 · log 10 (PI / PR) is shown. Even if Nmin and Nmax are the same, the spectrum peak value (= PI) of pressure fluctuation may differ depending on the pitch angle arrangement. For this reason, 20 log 10 (PI / PR) was calculated by employing the average value of the peak spectrum values of a plurality of pressure fluctuations when Nmin and Nmax are the same.
図５に示されるように、Ｎｍａｘ／ｎ≦０．５の場合に、２０・ｌｏｇ１０（ＰＩ／ＰＲ）の値が小さくなった。このことから、Ｎ／ｎ≦０．５を満たすインペラ３６を備える燃料ポンプ１０であれば、等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０と比較して、圧力変動のスペクトルピーク値を大きく低減できるということができる。即ち、本解析結果から、Ｎ／ｎ≦０．５であれば、燃料ポンプ１０が発生する音を低減できる。 As shown in FIG. 5, in the case of Nmax / n ≦ 0.5, the value of 20 · log 10 (PI / PR) became small. Therefore, if the fuel pump 10 includes the impeller 36 that satisfies N / n ≦ 0.5, the spectral peak value of the pressure fluctuation can be greatly reduced as compared with the fuel pump 10 that includes the equal pitch impeller 36. Can do. That is, from this analysis result, if N / n ≦ 0.5, the noise generated by the fuel pump 10 can be reduced.
（ポンプ効率に対する等しいピッチ角の個数の検討）
続いて、本解析によって得られた解析結果から、等しいピッチ角の個数とポンプ効率との関係を検討した。ここでは、Ｎｍｉｎ／ｎとＮｍａｘ／ｎとを指標として、燃料ポンプ１０のポンプ効率を評価した。図６は、Ｎｍｉｎ／ｎとＮｍａｘ／ｎとを指標として、燃料ポンプ１０のポンプ効率の関係を示す等値線図を示す。図６の横軸はＮｍｉｎ／ｎを示し、縦軸はＮｍａｘ／ｎを示している。図６では、（ηＩ／ηＲ）（但し、ηＲは上記した等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０のポンプ効率の解析結果（一定値）であり、ηＩは不等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０のポンプ効率の解析結果である）の値の等値線を示している。
(Examination of the number of equal pitch angles for pump efficiency)
Subsequently, the relationship between the number of equal pitch angles and pump efficiency was examined from the analysis results obtained by this analysis. Here, the pump efficiency of the fuel pump 10 was evaluated using Nmin / n and Nmax / n as indices. FIG. 6 is an isoline diagram showing the relationship of the pump efficiency of the fuel pump 10 with Nmin / n and Nmax / n as indices. The horizontal axis of FIG. 6 represents Nmin / n, and the vertical axis represents Nmax / n. In FIG. 6, (ηI / ηR) (where ηR is an analysis result (constant value) of the pump efficiency of the fuel pump 10 including the above-described equal pitch impeller 36, and ηI is the fuel pump 10 including the unequal pitch impeller 36. Is an isoline of the values of the pump efficiency analysis results.
図６に示されるように、０．１＜Ｎｍｉｎ／ｎの場合に、２０・ｌｏｇ１０（ηＩ／ηＲ）の値が比較的に大きいことがわかった。このことから、０．１≦Ｎ／ｎを満たすインペラ３７を備える燃料ポンプ１０であれば、等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０と比較して、ポンプ効率が低下することを抑制することができるということができる。以上の結果から、０．１≦Ｎ／ｎ≦０．５であれば、ポンプ効率の低下を抑制しながら、燃料ポンプが発生する音圧を低減できることがわかった。 As shown in FIG. 6, it was found that the value of 20 · log 10 (ηI / ηR) was relatively large when 0.1 <Nmin / n. From this, if it is the fuel pump 10 provided with the impeller 37 which satisfy | fills 0.1 <= N / n, compared with the fuel pump 10 provided with the equal pitch impeller 36, it can suppress that pump efficiency falls. It can be said. From the above results, it was found that if 0.1 ≦ N / n ≦ 0.5, the sound pressure generated by the fuel pump can be reduced while suppressing a decrease in pump efficiency.
（等ピッチインペラを備える燃料ポンプと不等ピッチインペラを備える燃料ポンプの実製品での比較）
等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０と、不等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０とを用いて、実際に燃料ポンプ１０が使用される回転数である３０００〜９０００ｒｐｍの中間の６０００ｒｐｍでインペラ３６を回転させた場合に、燃料ポンプ１０から発生する音を比較する実験を実施した。
(Comparison between actual fuel pumps with equal pitch impellers and fuel pumps with unequal pitch impellers)
Using the fuel pump 10 provided with the equal pitch impeller 36 and the fuel pump 10 provided with the unequal pitch impeller 36, the impeller 36 is driven at 6000 rpm, which is an intermediate speed between 3000 and 9000 rpm, which is the actual rotation speed of the fuel pump 10. An experiment was conducted to compare the sound generated from the fuel pump 10 when rotating.
本実験で準備した等ピッチインペラ３６では、ピッチ角が７．５度であった。また、本実験で準備した不等ピッチインペラ３６では、表２に示すピッチ角で羽根溝３７が形成されていた。不等ピッチインペラ３６の羽根溝３７のピッチ角は、０．０５≦（σ´／θの平均）≦０．３０かつ０．１５≦Ｃ´≦０．３５を満足している。 In the equal pitch impeller 36 prepared in this experiment, the pitch angle was 7.5 degrees. Further, in the unequal pitch impeller 36 prepared in this experiment, the blade grooves 37 were formed at the pitch angles shown in Table 2. The pitch angle of the blade groove 37 of the unequal pitch impeller 36 satisfies 0.05 ≦ (average of σ ′ / θ) ≦ 0.30 and 0.15 ≦ C ′ ≦ 0.35.
図７は、等ピッチインペラを備える燃料ポンプ１０から発生する音の測定結果を示す。なお、等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０については、５個の燃料ポンプ１０を準備し、各燃料ポンプ１０について測定を実施した。等ピッチインペラ３６を備える５個の燃料ポンプ１０の測定結果が含まれている。図８は、上記した表２のピッチ角で羽根溝３７が形成されたインペラ３６を備える燃料ポンプ１０から発生する音の測定結果を示している。図７，８の横軸は音の周波数を示し、縦軸は音の大きさ（ｄＢ）を示している。図８の破線１００は、等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０から発生する音のピーク値を示している。図７，８から、不等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０では、等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０と比較して、発生する音の周波数が分散されており、音のピーク値は、小さくなっていた。このことから、不等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０では、等ピッチインペラ３６を備える燃料ポンプ１０と比較して、発生する音が小さくなることがわかった。 FIG. 7 shows a measurement result of sound generated from the fuel pump 10 provided with the equal pitch impeller. In addition, about the fuel pump 10 provided with the equal pitch impeller 36, the five fuel pumps 10 were prepared and the measurement was implemented about each fuel pump 10. FIG. The measurement results of the five fuel pumps 10 provided with the equal pitch impeller 36 are included. FIG. 8 shows a measurement result of sound generated from the fuel pump 10 including the impeller 36 in which the blade grooves 37 are formed at the pitch angles shown in Table 2 above. The horizontal axis of FIGS. 7 and 8 indicates the frequency of the sound, and the vertical axis indicates the loudness (dB). A broken line 100 in FIG. 8 indicates a peak value of a sound generated from the fuel pump 10 provided with the equal pitch impeller 36. 7 and 8, in the fuel pump 10 provided with the unequal pitch impeller 36, the frequency of the generated sound is dispersed and the peak value of the sound is smaller than in the fuel pump 10 provided with the equal pitch impeller 36. It was. From this, it was found that the generated noise is smaller in the fuel pump 10 including the unequal pitch impeller 36 than in the fuel pump 10 including the equal pitch impeller 36.
本解析結果から、燃料ポンプ１０では、インペラ３６の羽根溝３７が０．０５≦（σ´／θの平均）≦０．３０、及び、０．１５≦Ｃ´≦０．３５を満たすことによって、燃料ポンプ１０が発生する音を低減することができることが分かった。また、燃料ポンプ１０では、インペラ３６の羽根溝３７が０．１＜（ピッチ角が等しいピッチ角の数／総羽根溝数（＝４３））＜０．５を満たすことによって、羽根溝のピッチ角θが均一に形成されているインペラ３６を備える燃料ポンプ１０と比較して、ポンプ効率の低減を抑制するとともに、燃料ポンプ１０が発生する音を低減することができることが分かった。 From this analysis result, in the fuel pump 10, the blade groove 37 of the impeller 36 satisfies 0.05 ≦ (average of σ ′ / θ) ≦ 0.30 and 0.15 ≦ C ′ ≦ 0.35. It has been found that the noise generated by the fuel pump 10 can be reduced. Further, in the fuel pump 10, the blade groove 37 of the impeller 36 satisfies 0.1 <(number of pitch angles with equal pitch angle / number of total blade grooves (= 43)) <0.5. As compared with the fuel pump 10 including the impeller 36 in which the angle θ is uniformly formed, it has been found that the pump efficiency can be suppressed and the noise generated by the fuel pump 10 can be reduced.
本明細書または図面に説明した技術要素は、単独であるいは各種の組合せによって技術的有用性を発揮するものであり、出願時請求項記載の組合せに限定されるものではない。
例えば、本明細書が提供する技術は、燃料を吸入し吐出する燃料ポンプ以外に、様々な流体ポンプに適用することができる。
また、本明細書または図面に例示した技術は複数目的を同時に達成するものであり、そのうちの一つの目的を達成すること自体で技術的有用性を持つものである。
The technical elements described in this specification or the drawings exhibit technical usefulness alone or in various combinations, and are not limited to the combinations described in the claims at the time of filing.
For example, the technology provided in the present specification can be applied to various fluid pumps in addition to a fuel pump that sucks and discharges fuel.
In addition, the technology illustrated in the present specification or the drawings achieves a plurality of objects at the same time, and has technical utility by achieving one of the objects.
本発明者らは、（σ´／θの平均）及びＣ´が羽根溝内の流体の圧力変動のスペクトルピーク値と相関が強いことを見出した。そして、（σ´／θの平均）及びＣ´が上記した範囲を満たす場合に、従来技術と比較して、流体ポンプから発生する音を低減させることができることを見出した。また、上記したインペラの羽根溝の各ピッチ角θｉ（ｉ＝１〜ｎ）には、角度が等しい１個以上の他のピッチ角θｋ（ｋ＝１〜ｎのいずれかの整数で、かつ、ｉ以外の整数）が存在するように形成されている。ピッチ角θｉが一個しかない場合は、インペラが回転すると、そのピッチ角θｉによる圧力変動が発生し、そのピッチ角θｉによる圧力変動が低減されない。すなわち、ピッチ角にθｉによる音成分が低減されない。一方、角度が等しいピッチ角が複数ある場合、例えば、ピッチ角θｉとピッチ角θｋが同一の場合は、ピッチ角θｉで形成された羽根溝が隔壁を通過することによって発生する音成分を、他のピッチ角θｋで形成された羽根溝が隔壁を通過することによって発生する音成分によって減衰させることが可能となる。この条件と上記した（σ´／θの平均）及びＣ´の条件を満足させることにより、特定のピッチ角θｉに起因する騒音を低減させることができる。 The present inventors have found that (average of σ ′ / θ) and C ′ are strongly correlated with the spectral peak value of the pressure fluctuation of the fluid in the blade groove. And when (average of (sigma) '/ (theta)) and C' satisfy | fill the above-mentioned range, it discovered that the sound which generate | occur | produces from a fluid pump can be reduced compared with a prior art. Further, each pitch angle θi (i = 1 to n) of the blade groove of the impeller is one or more other pitch angles θk (k = 1 to n) having the same angle, and (integers other than i) are present. When there is only one pitch angle θi, when the impeller rotates, pressure fluctuation due to the pitch angle θi occurs, and pressure fluctuation due to the pitch angle θi is not reduced. That is, the sound component due to θi is not reduced in the pitch angle. On the other hand, when there are a plurality of pitch angles having the same angle, for example, when the pitch angle θi and the pitch angle θk are the same, the sound component generated by the passage of the blade groove formed with the pitch angle θi through the partition wall, Can be attenuated by the sound component generated when the blade groove formed with the pitch angle θk passes through the partition wall. By satisfying this condition and the above-described conditions (average of σ ′ / θ) and C ′, noise caused by a specific pitch angle θi can be reduced.
１０：燃料ポンプ
１２：モータ部
１４：ポンプ部
３６：インペラ
３７：羽根溝
４１：隔壁
４２：吸入口
５０：吐出口
10: fuel pump 12: motor unit 14: pump unit 36: impeller 37: blade groove 41: partition wall 42: suction port 50: discharge port
Claims (2)
前記インペラは、
その外周縁にｎ個の羽根溝が形成されており、
前記インペラを平面視したときに、前記インペラの回転中心とｉ番目（ｉ＝１〜ｎの整数）の前記羽根溝の周方向の中心を結んだ線分と、前記インペラの回転中心とｉ＋１番目（但し、ｉ＋１＝ｎ＋１となる場合はｉ＋１＝１）の前記羽根溝の周方向の中心とを結んだ線分とのなす角度をピッチ角θｉとし、隣接するピッチ角の差をσｉ＝θｉ＋１−θｉとしたときに、
前記ピッチ角θｉは不均一であるとともに、各ピッチ角θｉには角度が等しい他のピッチ角θｋ（ｋ＝１〜ｎのいずれかの整数で、かつ、ｉ以外の整数）が１個以上存在し、
０．０５≦（σ´／θの平均）≦０．３０、かつ、
０．１５≦Ｃ´≦０．３５
但し、
The impeller is
N blade grooves are formed on the outer periphery,
When the impeller is viewed in plan, a line segment connecting the rotation center of the impeller and the center in the circumferential direction of the i-th (i = 1 to n) integer blade groove, and the rotation center of the impeller and the i + 1th rotation (However, if i + 1 = n + 1, i + 1 = 1), the angle formed by the line segment connecting the circumferential center of the blade groove is the pitch angle θi, and the difference between adjacent pitch angles is σi = θi + 1−. When θi,
The pitch angle θi is not uniform, and each pitch angle θi has one or more other pitch angles θk (k = 1 to n and an integer other than i). And
0.05 ≦ (average of σ ′ / θ) ≦ 0.30, and
0.15 ≦ C ′ ≦ 0.35
However,
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