JPWO2003033914A1

JPWO2003033914A1 - Pump device

Info

Publication number: JPWO2003033914A1
Application number: JP2003536616A
Authority: JP
Inventors: 加藤　弘之; 弘之加藤; 榎本　隆; 隆榎本; 潤也川畑; 良男三宅; 栄治筒井; 康貴小西; 博打田
Original assignee: Ebara Corp
Current assignee: Ebara Corp
Priority date: 2001-10-11
Filing date: 2002-10-10
Publication date: 2005-02-03
Also published as: WO2003033914A1

Abstract

本発明は、ケーシングの内部に理想的な形状のボリュートを容易に形成してより良好なポンプ性能を得ることができるようにするとともに、ケーシング内部の高圧部と低圧部を仕切るライナリングを改良した渦巻きポンプに関する。本発明は、ケーシング（１０）とケーシングカバー（１２）を組み合わせて渦巻き室（１６）を形成し、この渦巻き室の内部に配置した羽根車（２２）の回転により流体を昇圧する渦巻きポンプにおいて、ケーシングとケーシングカバーの同軸度を確保するための嵌合部（１８）を有し、この嵌合部の直径（いんろう径）の内部に、互いに連続したスパイラル部（１４）とディフューザ部（２４）とを有するボリュート（２６）を設けている。The present invention makes it possible to easily form a volute of an ideal shape inside the casing to obtain better pump performance, and to improve the liner ring that partitions the high pressure portion and the low pressure portion inside the casing. It relates to a vortex pump. The present invention relates to a spiral pump that forms a spiral chamber (16) by combining a casing (10) and a casing cover (12), and pressurizes a fluid by rotation of an impeller (22) disposed inside the spiral chamber. A fitting part (18) for ensuring the coaxiality of the casing and the casing cover is provided, and a spiral part (14) and a diffuser part (24) which are continuous with each other inside the diameter (enamel diameter) of the fitting part. ) Having a volute (26).

Description

技術分野
本発明は、渦巻きポンプに係り、特にケーシングの内部に理想的な形状のボリュートを容易に形成してより良好なポンプ性能を得ることができるようにするとともに、ケーシング内部の高圧部と低圧部を仕切るライナリングを改良した渦巻きポンプに関する。
また本発明は、ポンプとモータが一体に構成されるモータポンプに係り、特に極小水量で小出力の領域での使用に適し、耐久性に優れ、構造が比較的簡単で、かつ小型・コンパクト化を図ることができるようにしたモータポンプに関するものである。
背景技術
図１３及び図１４は、ケーシングとして、いわゆる鋳物ケーシングを使用した従来の渦巻きポンプの一般的な構成を示す図である。図１３及び図１４に示す渦巻きポンプは、吸込ノズル４１０ａと吐出しノズル４１０ｂとを一体に成形したケーシング４１０を有する。そして、このケーシング４１０の背面開口部をケーシングカバー４１２で覆うことで、ケーシング４１０とケーシングカバー４１２との間に、外周部にスパイラル部４１４を有する渦巻き室４１６を形成している。ここで、このケーシング４１０とケーシングカバー４１２は、互いに嵌合する嵌合用内径部４１０ｃと嵌合用外径部４１２ａからなるいんろう部（嵌合部）４１８を有する。そして、このいんろう部４１８を介してケーシング４１０とケーシングカバー４１２の同軸度を確保するようにしている。
渦巻き室４１６の内部には、回転自在な主軸４２０の端部に該主軸４２０と一体に回転するように固着した羽根車４２２が収容されて配置されている。前記スパイラル部４１４は、羽根車４２２の外側に設けられ、ケーシング４１０と一体に成形された吐出しノズル４１０ｂの内部には、このスパイラル部４１４と滑らかに連続するディフューザ部４２４が一体に設けられている。これによって、羽根車４２２から出た流体を集めるスパイラル部４１４と、流体を減速するディフューザ部４２４とを有するボリュート４２６が構成されている。
ボリュート４２６は、羽根車４２２の回転により発生した遠心力によって昇圧された流体の速度エネルギー成分を有効に圧力に変換するためのものである。良好な性能の渦巻きポンプを得るためには、ボリュート４２６の形状の良否は極めて重要であり、水力学的理由からボリュート４２６の形状は滑らかな曲線をつなげて構成される複雑な形状である場合が多い。
ここで、ケーシング４１０やケーシングカバー４１２が鋳造品である場合、ボリュート４２６は、一般に、鋳造時に複雑な形状の中子を用いて作られている。しかも、ケーシング４１０とケーシングカバー４１２のいんろう部４１８は、スパイラル部４１４の最小径近傍で、羽根車径Ｄ_１より僅かに大きいいんろう径Ｄ_２を有するように設けられる。また、ディフューザ部４２４の大部分は、いんろう径Ｄ_２より外側にあり、吐出しノズル４１０ｂの吐出し口まで一体構造になっている。
一方、ケーシングやケーシングカバーを樹脂やアルミダイカストのように射出成形品とする場合には、鋳造のような中子を使用することが一般に困難であり、このため、ボリュート形状は成形用の金型方案で制約されてしまう。図１５及び図１６は、このような射出成形品を使用した従来の渦巻きポンプの一般的な構成を示す。
図１５及び図１６に示す渦巻きポンプは、以下の点で図１３及び図１４に示す渦巻きポンプと異なる。すなわち、図１５及び図１６に示す渦巻きポンプは、いんろう部４１８のいんろう径Ｄ_３の内部にスパイラル部４１４を設けている。そして、このスパイラル部４１４の接線方向に、いんろう径Ｄ_３の外側に延びるディフューザ部４２４を連続させて、スパイラル部４１４とディフューザ部４２４とを有するボリュート４２６を形成している。その他の構成は、図１３及び図１４に示す渦巻きポンプとほぼ同様であるので、ここではその説明を省略する。
ここで、この種のボリュート４２６を有するケーシング４１０を射出成形するには、図１７に示すように、いんろう径Ｄ_３の内側に位置するスパイラル部用金型４３０と、いんろう径Ｄ_３の外側に位置するディフューザ用金型４３２とを、型の抜き易いみきり面（分割面）４３４に沿って合わせたボリュート成形用金型４３６が一般に使用される。
しかしながら、従来の鋳造品のケーシングを使用した渦巻きポンプにあっては、理想的なボリュート形状を得ることができるものの、その反面、ボリュートを成形するのにかなり複雑な形状の中子を使用する必要があって、生産性が低く、しかもかなり高価なものとなってしまう。一方、ケーシングを射出成形品とすると、ボリュート形状は成形用の金型方案で制約され、しかも、スパイラル部とディフューザ部のつなぎ目には、型の見切り線の跡４３８（図１６参照）に沿って、段差や角、バリ等が生じ易い。このように、スパイラル部とディフューザ部のつなぎ目に段差や角等が生じると、この段差や角等がポンプ運転時における流れの剥離の原因になって、良好なポンプ性能が得られなくなってしまう。
次に、渦巻きポンプに用いられているライナリングについて説明する。渦巻きポンプのケーシングの内部には高圧部と低圧部があり、この両者の境目に一種の絞りを形成するライナリングを配置して、高圧部と低圧部のバランスを取るとともに、取扱液が低圧側に戻らないようにすることが広く行われている。ライナリングは、羽根車のポンプ吸込口側端部の周囲を囲繞するポンプケーシングのライナリング収納部内に固定されて配置されている。
図１８は、図１３に示す渦巻きポンプのライナリングの構成を示す図である。
羽根車４２２の吸込側端部の外周面を囲繞する位置には、リング状のライナリング４４６がケーシング４１０に直接固定されて配置されている。つまり、ケーシング４１０の羽根車４２２の吸込側端部の外周面を囲繞する端面には、ライナリング４４６の外形に沿った形状を有するライナリング収納部４１０ｅが形成されている。そして、ライナリング収納部４１０ｅ内にライナリング４４６が圧入等により直接固定されている。このようにライナリング４４６を配置することで、羽根車４２２とライナリング４４６との間に、所定の隙間Ｓ_１を有し、ケーシング４１０の内部の高圧部と低圧部を仕切る一種の絞りを形成している。ケーシングカバー４１２と主軸４２０との間には、軸封装置（メカニカルシール）４４８が装着されている。
ここで、羽根車４２２の回転で昇圧した流体がポンプの吸込み側へ漏れる量を制限する部品がライナリング４４６であり、羽根車４２２とライナリング４４６との間に形成される漏れ隙間Ｓ_１が小さい程、ポンプの体積効率が向上し、良好なポンプ性能が得られる。しかし、羽根車４２２や軸受等の工作精度や組立精度を考慮して、ライナリング４４６が羽根車４２２と接触しない隙間Ｓ_１を設定しなくてはならず、体積効率はある程度犠牲にされてきた。
このため、図１９に示すように、絞り加工等を施したライナリングホルダ４５０と該ホルダ４５０の開口端を覆う円板状のライナリング押え４５２とをその外周部で接合させてライナリングホルダ４５０とライナリング押え４５２の間に収納空間を形成する。この収納空間内にリング状のライナリング本体４５４の外周部を遊嵌させて保持する。そして、収納空間内にリング状のライナリング本体４５４の外周部を遊嵌させて保持した状態で、ライナリングホルダ４５０をケーシング４１０のライナリング収納部４１０ｅに固着した、いわゆるフローティングタイプのものが開発されている。このように、ライナリング本体４５４の軸方向の移動を規制しつつ、ライナリング本体４５４が羽根車４２２の直径方向に摺動（移動）できるようにすることで、各所の誤差を吸収し、しかも最小の隙間を設定することができる。なお、ライナリング本体４５４の外周端面の円周方向に沿った複数箇所には凹部４５４ａが設けられ、ライナリング押え４５２の該凹部４５４ａに対応する位置に爪４５２ａが設けられている。そして、爪４５２ａを凹部４５４ａ内に位置させることで、ライナリング本体４５４が回転しないようになっている。
しかしながら、前記従来のフローティングタイプのライナリングにあっては、その機構上、ライナリング本体の動きを制限するために、ライナリング押えやライナリングホルダなどの保持部品が新たに必要となる。このため、部品数、組立工数の増加を招き、しかも機構的に複雑となるばかりでなく、寸法上の制約を受けるなどの理由で、従来のフローティングタイプのライナリングは、低コストの小型渦巻きポンプにはあまり採用されていないのが現状であった。
次に、毎分数リットル以下の流量で使用されるポンプについて説明する。一般に、各種の装置に組み込まれて、毎分数リットル以下の流量で使用されるポンプ用途には、ギヤポンプやダイアフラムポンプ等の容積式ポンプが使用される場合が多い。これは、遠心式ポンプ（非容積式ポンプ）では、比速度Ｎｓの値が極めて小さな値となる領域であり、実際上の設計対応が困難であることが一因である。例えば、流量が毎分１リットル、揚程が１０メートルの遠心式ポンプを毎分３０００回転の回転速度で設計した場合、比速度Ｎｓの値は１７（ｍ^３／ｍｉｎ，ｍ，ｍｉｎ^−１）となる。流量が毎分１リットル、揚程が１０メートルの遠心式ポンプを毎分１２０００回転の回転速度で設計した場合、比速度Ｎｓの値は６７（ｍ^３／ｍｉｎ，ｍ，ｍｉｎ^−１）となる。一般に、遠心式ポンプの効率は、比速度Ｎｓの値が７０以下になると著しく低下することが知られており、これでは高い効率が期待できない。その主たる要因は、羽根車の本来の仕事量に比較して、羽根車の主板及び側板の回転に伴って生じる円板摩擦損失の値が著しく大きくなることによるものである。尚、この場合、羽根車外径は１００ｍｍ程度、羽根車の出口幅は１ｍｍ以下となるのが一般的である。
一方、ギヤポンプは、２つのギヤを回転させるために２つの軸及び２組の軸受が必要であり、遠心式ポンプに比べて構造が複雑であり、高価である。また、ダイアフラムポンプは、非金属性のフレキシブルなダイアフラムを繰返し変形させて送液するようになっており、一般に、数千時間程度の運転でダイアフラムを交換する必要がある。従って、このポンプを各種の小型装置に組み込んで使用する場合等には、メンテナンスコストが掛かり過ぎるという問題があった。
このため、極小水量で小出力の領域での使用に適した、容積式モータポンプに替わる遠心式モータポンプの開発が強く求められていた。
ここで、遠心式ポンプをより高速回転で設計した場合には、前記より大きな値の比速度を確保できる。即ち、流量が毎分１リットル、揚程が１０メートルの遠心式ポンプを毎分１８０００回転の回転速度で設計した場合、比速度Ｎｓの値は１０１（ｍ^３／ｍｉｎ，ｍ，ｍｉｎ^−１）となり、羽根車部分の効率の改善が期待できる。しかしながら、この場合の羽根車外径は１７ｍｍ程度となり、全体も極めて小型になるため、アキシャルスラスト荷重を支承するアキシャル軸受の取付け寸法の確保が困難となる。その上、羽根車外径が２０ｍｍ程度以下になると、羽根車外径に対する主軸径の比率が相対的に大きくなり、羽根車吸込部の流路面積を確保することも困難になる。
また、羽根車を高速小型化しても、メカニカルシールなどの軸封装置を使用する場合には、その耐久性を確保することが困難で、しかも軸受の耐久性を確保しなければならないという問題がある。これを解決するには、所謂キャンドモータポンプの構造を選択する方法がある。しかし、キャンドモータポンプの構造を選択する場合、モータ回転子の攪拌損失や滑り軸受の摺動損失が大きくなってしまい、羽根車部分の効率が良好であっても、モータポンプ全体として効率を確保できないという問題がある。
更に、従来のキャンドモータポンプのうち、ポンプの理論動力が１００Ｗ以下のもの、特に理論動力が１０Ｗ以下の小型のものは、元来、消費電力の絶対値が小さいことや、寸法が小さすぎると製作しにくくなってコスト高になることなどから、羽根車やモータ回転子の寸法決定に際して、効率面での配慮が十分なされていなかった。しかしながら、最近の省エネルギーや省資源に対する社会の認識の高まりによって、いかに小容量で小動力のポンプであっても、高効率で、かつ長寿命であることが求められるようになってきた。例えば、燃料電池システムなどの装置に搭載されて使用されるポンプは、損失が少なく、メンテナンス頻度が少ないことが重要視される。
発明の開示
本発明は上記に鑑みてなされたもので、製作が容易で、しかもケーシングの内部に理想的な形状のボリュートを形成して、良好なポンプ性能を得ることができるようにした渦巻きポンプを供給することを第１の目的とする。
また本発明は、ライナリングのみで自己調心でき、しかも特別な保持部品がない構造としたライナリングを備えることで、安価でしかも性能が良好な渦巻きポンプを提供することを第２の目的とする。
さらに本発明は、極小水量で小出力の領域での使用に適し、耐久性に優れ、構造が比較的簡単で、小型・コンパクト化を図れるようにした高速回転設計の遠心式（非容積式）モータポンプを提供することを第３の目的とする。
上述した第１の目的を達成するため、本発明の第１の態様は、ケーシングとケーシングカバーを組み合わせて渦巻き室を形成し、この渦巻き室の内部に配置した羽根車の回転により流体を昇圧する渦巻きポンプにおいて、ケーシングとケーシングカバーの同軸度を確保するためのいんろう部（嵌合部）を有し、このいんろう部の直径（いんろう径）の内部に、すなわち嵌合部の内部に、互いに連続したスパイラル部とディフューザ部とを有するボリュートを設けたことを特徴とするものである。
本発明の第１の態様によれば、互いに連続したスパイラル部とディフューザ部とを有するボリュートを、いんろう径の内部に、すなわち嵌合部の内部に設けることで、ボリュートを部品レベルで外部開放形状とすることができる。そして、このボリュートを構成する空洞部を有する部品を、中子等を使用することなく成形して、流路の途中に段差や角のない理想的なボリュート形状を容易に得ることができる。
好ましい態様によれば、前記ケーシングの前記ケーシングカバーとの対向面に、前記ボリュートを構成する空洞部を一体成形したことを特徴とする。このボリュートを構成する空洞部を有するケーシングは、前述のように、中子等を使用することなく、例えば射出成形によって、容易に成形することができる。
好ましい態様によれば、前記ケーシングカバーの前記ケーシングとの対向面に、前記ボリュートを構成する空洞部を一体成形したことを特徴とする。ボリュートは、一般にはケーシング側に形成されるが、このようにケーシングカバー側に設けてもよい。このボリュートを構成する空洞部を有するケーシングカバーは、中子等を使用することなく、例えば射出成形によって、容易に成形することができる。
好ましい態様によれば、前記ケーシングカバーに回転体収納室を一体成形し、この回転体収納室内に前記羽根車以外の回転体を収納したことを特徴とする。この羽根車以外の回転体としては、例えばキャンドモータにおけるモータロータや永久磁石等が挙げられる。
好ましい態様によれば、前記ケーシングおよび前記ケーシングカバーの少なくとも一方を射出成形品としたことを特徴とする。
上記第２の目的を達成するため、本発明の第２の態様は、羽根車の吸込側端部外周面と、該端部の周囲を囲繞するケーシングのライナリング取付け面との間に、軸方向及び羽根車の直径方向に遊びを有し、回転方向の動きを規制した自己調心可能なライナリングを装着したことを特徴とするものである。
本発明の第２の態様によれば、軸方向及び羽根車の直径方向に遊びを持たせることで、羽根車の吸込側端部外周面と該端部の周囲を囲繞するケーシングのライナリング取付け面との間に、特別な保持部品を介することなく、しかも高い加工精度を要求することなく、ライナリングを自己調心可能に装着することができる。
好ましい態様によれば、前記羽根車の吸込側端部外周面に、前記ライナリングの抜けを防止する段差を設けたことを特徴とする。これにより、ポンプ起動時や輸送時などの過渡的な状況の場合に、ライナリングがケーシングから抜ける方向に力を受けても、羽根車に設けた段差によって、ライナリングがケーシングから抜け落ちるのを防止することができる。
好ましい態様によれば、前記ライナリングは、樹脂製またはセラミック製であることを特徴とする。
好ましい態様によれば、前記羽根車を含む回転体が、樹脂製の構造体により保持されたすべり軸受により支持されていることを特徴とする。
好ましい態様によれば、前記羽根車を含む回転体にモータロータまたは永久磁石が含まれていることを特徴とする。
上述した第３の目的を達成するため、本発明の第３の態様は、モータ回転子と、該モータ回転子を支持する主軸と、該主軸の端部に取り付けた羽根車とを備え、前記主軸に該主軸の周囲を囲繞し前記モータ回転子の回転トルクを前記羽根車に伝達する軸スリーブを配置したことを特徴とするものである。
本発明の第３の態様によれば、主軸は「ねじり」に対する強度の確保が実質的に不要となり、「曲げ」及び「引張り」に対してのみ強度を確保するだけで良いので、軸径を極めて小さな値にすることができる。その結果、羽根車のボス径を小さく抑え、羽根車外径に対する羽根車の吸込マウス径の比率を適正化して、羽根車の流体力学的効率を良好な値にすることができる。また、モータ回転子についても、例えば永久磁石を使用するＤＣブラシレスモータの場合には、細い主軸の外側に金属製の磁性体ヨークを圧入などの方法によって固定することで強度を確保できる。磁性体ヨークの外側に永久磁石及び回転子ケースを取付けても、モータ回転子全体の直径を極めて小さな値に抑えることができる。
好ましい態様によれば、前記モータ回転子と前記羽根車との間に、前記軸スリーブの外周面と摺動する軸受リングを配置したことを特徴とする。このように構成することで、軸スリーブとの間でラジアル滑り軸受として機能する軸受リングの摺動径（内径）を小さく抑えて、軸受（軸受リング）の機械的損失を低減することができる。
好ましい態様によれば、前記羽根車または前記モータ回転子の少なくとも一方と前記軸受リングとの間に、前記軸スリーブと一体に回転するスラストディスクを配置したことを特徴とする。このように構成することで、ラジアル滑り軸受（軸受リング）の損失低減に加えて、軸受リングとの間でアキシャル滑り軸受として機能するスラストディスクの摺動径（内径）を小さく抑えて機械的損失を低減できる。これによって、機器の効率を改善することができる。
好ましい態様によれば、前記主軸の反羽根車側端部に軸スリーブを取付け、この軸スリーブを軸受リングで摺動自在に支承するとともに、前記モータ回転子と前記反羽根車側軸受リングとの間に、前記反羽根車側軸スリーブと一体に回転するスラストディスクを配置したことを特徴とする。
好ましい態様によれば、前記モータ回転子は、樹脂製の回転子ケースの内部に金属製部品を収容して構成され、前記回転子ケースを介してモータ回転子の回転トルクを前記軸スリーブに伝達するようになっていることを特徴とする。
このように、樹脂製の回転子ケースの内部に金属製部品を収容することで、モータ回転子に永久磁石を使用したＤＣブラシレスモータの場合に、永久磁石が水などの取扱液と接触して錆びてしまうことを防止することができる。しかも回転子ケースを介してモータ回転子の回転トルクを軸スリーブに直接伝達することで、余分な寸法を消費することなく、モータ回転子全体の直径を極めて小さな値に抑えることができる。
上述した第３の目的を達成するため、本発明の第４の態様は、回転速度を３０００ｍｉｎ^−１として計算した場合の使用点における比速度Ｎｓ（ｍ^３／ｍｉｎ，ｍ，ｍｉｎ^−１）が０＜Ｎｓ≦７０の領域で使用されるモータポンプであって、液中で回転する一部に永久磁石を使用したモータ回転子と、該モータ回転子の回転に伴って回転する１段の羽根車を備え、最高効率点流量におけるポンプの比速度Ｎｓを１００≦Ｎｓ≦４００とし、前記モータ回転子の濡れ縁の最大外径ｄを前記羽根車の外径Ｄとの関係で０．３Ｄ≦ｄ≦０．６Ｄに設定したことを特徴とするものである。
羽根車外径が例えば、３〜３２ｍｍ程度の比較的小型のモータポンプを、高速回転で設計して高効率化を図りながら同時に長寿命化を達成するには、メカニカルシールなどの軸封装置を使用せずに、所謂キャンドモータポンプを用いることが有力な選択肢である。しかしながら、従来の一般的な小型キャンドモータポンプは、モータ回転子の濡れ縁最大外径と羽根車外径との間に適切な寸法設定がなされておらず、モータ回転子の濡れ縁最大外径が羽根車外径に対して相対的に大きく設定されていた。このため、ポンプを高速回転で設計してポンプ効率を改善しても、モータ回転子が液中で回転することによって生じる攪拌ロスが大きくなってしまい、モータポンプ全体では有効な効率の改善効果が得られなかった。尚、モータ回転子の攪拌ロスは、モータ回転子の濡れ縁最大外径の約５乗に比例する。
そこで、このような場合に、モータ回転子の濡れ縁最大外径を羽根車外径の３０〜６０％に抑えることで、高効率なキャンドモータポンプを実現することができる。
ここで、回転速度を３０００ｍｉｎ^−１とした場合の使用点における比速度Ｎｓについて説明する。単段の渦巻きポンプの国際規格としてＩＳＯ２８５８が知られている。この規格は、回転速度１４５０ｍｉｎ^−１及び２９００ｍｉｎ^−１で製作するポンプについて流量・揚程・羽根車寸法などを規定したものである。
誘導電動機によって駆動されることの多かったモータポンプの設計回転速度は、商用５０Ｈｚ電源の場合には２極モータを使用して、最高３０００ｍｉｎ^−１とすることが高速化の限界であった。このため、従来のモータポンプの設計思想は２９００〜３０００ｍｉｎ^−１を回転速度の上限としていた。しかしながら、インバータやＤＣブラシレスモータの進歩によって、より高速のモータの使用が可能になってきた。
他方、ポンプの設計上の指標となるＮｓ＝（ｎ・Ｑ^１／２／Ｈ^３／４）（ｍ^３／ｍｉｎ，ｍ，ｍｉｎ^−１）の値が７０以下になると、遠心ポンプの効率は著しく低下することが知られている。回転速度を３０００ｍｉｎ^−１とした場合の使用点における比速度ＮｓとはＮｓ＝（３０００・Ｑ^１／２／Ｈ^３／４）（ｍ^３／ｍｉｎ，ｍ，ｍｉｎ^−１）であり、ポンプの在り様、すなわちポンプの形状（特に羽根車の形状）とは無関係に流量Ｑと揚程Ｈで決まる値である。そして、この比速度Ｎｓが７０以下の領域とは、回転速度が３０００ｍｉｎ^−１で設計しても単段の遠心ポンプでは良好な効率を確保し得ない領域と云い得る。また、更に言えば、回転速度を３０００ｍｉｎ^−１とした場合の使用点における比速度Ｎｓが７０以下の領域とは、単段の遠心ポンプで良好な効率を確保するためには３０００ｍｉｎ^−１を越える回転速度でポンプを設計すべき領域とも言うことができる。
これに対して、最高効率点流量におけるＮｓとは、ポンプの在り様、すなわちポンプの形状（特に羽根車の形状）によって決まる値である。ポンプをある回転速度で運転した場合、効率が最高の値を示す流量・揚程が存在する。この最高効率点の流量・揚程をもとにして算出した比速度Ｎｓが「最高効率点流量におけるＮｓ」である。この値は、ポンプの形状、特に羽根車の形状によって決まる値であり、運転する回転速度とは基本的に無関係である。ポンプ効率を良好なものとするためには、最高効率点流量におけるＮｓが１００≦Ｎｓ≦４００であるポンプを選択し、適正な回転速度で運転する必要がある。
つまり、本発明は、例えば、回転速度を３０００ｍｉｎ^−１として計算した場合にＮｓが７０となってしまう使用点に対して、回転速度を、例えば２倍の６０００ｍｉｎ^−１とすることで、Ｎｓを７０×２＝１４０として、対応するアプローチを構成要件の一つとしている。なお、この場合、ポンプは２倍の回転速度となるため、羽根車の直径は約１／２で同一の圧力を発生することができる。つまり、高速小型化を達成することができる。
そして本発明のポンプは全て、３０００ｍｉｎ^−１×（Ｎｓ＝１００／Ｎｓ＝７０）≒４２８６ｍｉｎ^−１以上の最大回転速度で運転されることになる。なお、Ｎｓ＝４００のポンプを選択すると、最大回転速度は、３０００ｍｉｎ^−１×（Ｎｓ＝４００／Ｎｓ＝７０）≒１７１４３ｍｉｎ^−１以上となる。
好ましい態様によれば、前記羽根車の外径Ｄを３ｍｍ≦Ｄ≦３２ｍｍに設定したことを特徴とする。
羽根車２２の最小径を３ｍｍ以上とするのは、性能上の理由および加工上の理由によるものである。
１）性能上の理由
羽根径とともに翼幅も小さくなると、取扱液の粘性の影響が大きくなり、羽根車内部の流れが乱流ではなく層流となる。この結果、乱流を前提とした設計手法を用いることができなくなるとともに、効率の低下も避けられないためである。
２）加工上の理由
羽根径が小さくなることに比例して羽根車流路内の面粗度も小さくする必要があるが、樹脂成形で製作しても面粗度には限界がある。また、羽根径とともに小さくなる翼幅の寸法精度を確保することが困難となる。小さな翼幅というのは、例えば、０．２ｍｍ±０．００５ｍｍである。
羽根車２２の最小径を３２ｍｍ以下とするのは、比較的小型なモータポンプを実現するには３２ｍｍ以下とするのが好ましいためである。
ここで、羽根車外径を１５〜２５ｍｍ、濡れ縁最大外径を羽根車外径の４０〜５０％に設定することが好ましい。このように、モータ回転子の濡れ縁最大外径と羽根車外径との寸法比率に規則性を持たせることで、モータポンプ全体の総合効率を改善することが可能となる。
好ましい態様によれば、前記羽根車の主板側に軸受を設けたことを特徴とする。
好ましい態様によれば、前記モータ回転子の濡れ縁最大外径ｄと、前記モータ回転子の濡れ縁最大外径ｄの外側に形成される半径隙間δとの関係を、
０．０５ｄ≦δ≦０．２ｄ
に設定したことを特徴とする。
モータ回転子の攪拌ロスは、半径隙間δの値が大きくなれば大きくなる程、小さくなることが知られている。一方、半径隙間δの値が大きくなれば大きくなる程、モータ固定子がモータ回転子に伝達できるトルクは小さくなり、トルクの少ない分を他の手段で補う必要がある。ここで、例えばＤＣブラシレスモータのモータ回転子に磁力の強いネオジウムなどの希土類永久磁石を使用することで、モータ回転子が小型で、且つ半径隙間δが大きくても、モータ固定子からモータ回転子にトルクが伝えられるようになる。そこで、ポンプ全体の総合的な効率改善の観点から、半径隙間δを、モータ回転子の濡れ縁最大外径ｄとの関係において、０．０５ｄ≦δ≦０．２ｄ、より好ましくは、０．０７ｄ≦δ≦０．１５ｄに設定することで、半径隙間δが小さ過ぎてモータ回転子の攪拌ロスが無視できないほど大きくなったり、また、半径隙間δが大き過ぎてトルク伝達のためモータ回転子が大きくなったりしてしまうことを防止することができる。
キャンドモータポンプの場合、運転条件によって反負荷側軸受が潤滑不良を生じることがあり、このため、主軸の軸芯部に貫通穴を設けるなどの方法で取扱液を反負荷側軸受の摺動面に供給することが広く行われている。ここで、前述のように、半径隙間δの値を設定すると、この半径隙間δは、一般のキャンドモータ（半径隙間δは、一般にモータ回転子の濡れ縁最大外径ｄの０．０１倍以下に設定されている）に比べると大きいため、取扱液は、モータ回転子の外周隙間から、取扱液の粘性による影響をあまり受けずに滞りなく反負荷側軸受の摺動面に供給される。この結果、主軸に貫通穴を設ける必要がなくなり、主軸を強度的限界まで細く設計することができる。このことは、軸受の摺動径を小さく抑えることにつながり、軸受摺動ロスの低減にも寄与する。
好ましい態様によれば、前記モータ回転子の濡れ縁最大外径ｄと、この最大外径ｄを有する濡れ縁の軸方向長さＬとの関係を、
２ｄ≦Ｌ≦１０ｄ
に設定したことを特徴とする。
例えば、ＤＣブラシレスモータの発生トルクは、モータ回転子の外径及び長さ（より正確には、モータ回転子を構成する永久磁石の直径及び長さ）にほぼ比例することが知られている。これは、電気的特性がほぼ同一の「比較的太径で短いモータ」と「比較的細径で長いモータ」を設計し得ることを示している。他方、キャンドモータポンプのモータ回転子の攪拌ロスは、濡れ縁最大外径の約５乗に比例し、濡れ縁最大外径部の軸方向長さにほぼ比例する。
そこで、モータ回転子の最大外径ｄを有する濡れ縁の軸方向長さＬを、該濡れ縁最大外径ｄとの関係において、２ｄ≦Ｌ≦１０ｄ、より好ましくは、２．５ｄ≦Ｌ≦５ｄに設定する。これにより、モータ回転子をなるべく細長い形状にして総合的な効率を向上させることができる。そして、モータ回転子を細長くし過ぎて、主軸に曲がりや撓みが生じたり、取扱液がモータ回転子の外周隙間を通過しにくくなり、反負荷側軸受が潤滑不良を生じたりすることを防止することができる。
好ましい態様によれば、前記羽根車は、前記モータ回転子と一体に回転する主軸の一端に該主軸からの脱落を防止した状態で取付けられ、前記羽根車と前記モータ回転子の間に両端においてそれぞれ廻り止めを施した軸スリーブが設けられていることを特徴とする。
羽根車外径が小さなポンプになると、一般の構造では羽根車外径に対する主軸径の比率が相対的に大きくなり、羽根車吸込部の流路面積確保が困難になる。また、キャンドモータを使用する場合には、モータ回転子が取扱液に浸された状態で高速回転するため、液体の攪拌に伴う攪拌損失が生じる。この攪拌損失を低減するためには、モータ回転子を極力細くする必要がある。以上の観点から、強度を確保しながら如何に軸廻りを細く設計し得るかが重要となる。
そこで、羽根車とモータ回転子の間に、両端にそれぞれ廻り止めを施した軸スリーブを設けることにより、主軸は「ねじり」に対する強度を確保する必要が実質的になくなり、「曲げ」および「引張り」に対してのみ強度を確保すればよい。これにより、主軸の軸径を極めて小さな値にすることができる。その結果、羽根車のボス径を小さく抑え、羽根車外径に対する羽根車吸込マウス径の比率を適正化して、羽根車の流体力学的効率を良好な値にすることができる。また、モータ回転子についても、例えば永久磁石を使用するＤＣブラシレスモータの場合には、細い主軸の外側に金属製の磁性体ヨークを圧入などの方法によって固定することで強度を確保できる。磁性体ヨークの外側に永久磁石及び樹脂製ケースを取付けても、モータ回転子全体の直径を極めて小さな値に抑えることができる。
なお、羽根車とモータ回転子の間に軸受メタルを設け、軸スリーブの外周部を軸受メタルとの摺動面として機能させるようにすることで、ラジアル滑り軸受（軸受メタル）の摺動径を小さく抑えて軸受の機械的損失を低減することができる。例えば、ラジアル滑り軸受の摺動径を羽根車外径の２０％以下とすることで、軸受の機械的損失を極めて微小な値となすことができる。
更に、羽根車またはモータ回転子の何れか一方と軸受メタルの間にスラストディスクを設け、このスラストディスクに対する軸スリーブの廻り止め手段を設けるようにしてもよい。このように構成することで、ラジアル滑り軸受の損失低減に加えて、アキシャル滑り軸受の摺動径を小さく抑えて機械的損失を低減できるため、機器の効率改善が可能となる。
好ましい態様によれば、一部に永久磁石を使用したモータ回転子を用いてＤＣブラシレスモータを構成したことを特徴とする。
誘動機を使用したキャンドモータポンプでは、モータ回転子の発熱によって取扱液が蒸発・気化し、生じた気泡が回転体の遠心分離作用で軸芯部に集まることで、軸受の潤滑を阻害する現象が生じることがある。前述の従来型キャンドモータポンプで用いられる主軸貫通穴は、このような不都合を解消する意味でも有効であるが、主軸径が必要以上に大きくなってしまうという問題があった。
そこで、モータ回転子に永久磁石を使用したＤＣブラシレスモータを使用することで、モータ回転子の電気的損失を微小量に抑え、モータ回転子の発熱も極めて小さくすることができる。この結果、気泡の発生が無く、従って軸受の潤滑が阻害されることがない。つまり、前述のように、半径隙間δの値を大きく設定することと、ＤＣブラシレスモータを使用することで、主軸貫通穴を設けずに軸受の充分な潤滑性を確保することができる。
ＤＣブラシレスモータは、誘動機に比べて効率が良好であることが知られている。そこで、ＤＣブラシレスモータをモータポンプに使用することで、構造や寸法面での改善を加えるとともに、最適な総合効率を引き出すことができる。即ち、効率の良いモータを、モータ回転子の攪拌ロスなどを低減することにより、無駄なく使用して、最大限に効率の良いモータポンプを提供することができる。
更に、ＤＣブラシレスモータは、モータ回転子とモータ固定子が永久磁石の作用で吸引しあうため、モータ回転子に外力が加わっても軸方向には移動しにくい性格を持っている。このことは、羽根車の回転により発生する軸スラスト荷重と、永久磁石の吸引力が反対方向に作用するため、アキシャル滑り軸受の負荷や摩擦トルクが実質的に低減されることを意味している。つまり、ＤＣブラシレスモータを使用することで、軸受の耐久性向上と機械的損失の低減にも寄与することができる。
発明を実施するための最良の形態
本発明の第１乃至第４の実施の形態を図１乃至図５を参照して説明する。
図１及び図２は、本発明の第１の実施の形態の渦巻きポンプを示す図である。本発明の渦巻きポンプは、吸込ノズル１０ａと吐出しノズル１０ｂとを一体に成形したケーシング１０を有しており、ケーシング１０の背面開口部をケーシングカバー１２で覆うことにより、ケーシング１０とケーシングカバー１２との間の中央部に渦巻き室１６を形成している。ここで、このケーシング１０とケーシングカバー１２の外周縁部には、互いに嵌合する嵌合用内径部１０ｃと嵌合用外径部１２ａからなるいんろう部（嵌合部）１８が設けられ、このいんろう部１８を介してケーシング１０とケーシングカバー１２の同軸度を確保するようにしている。
渦巻き室１６の内部には、回転自在な主軸２０の端部に該主軸２０と一体に回転するように固着した羽根車２２が収容されて配置されている。この主軸２０は、軸受胴体４０の内部に配置した一対の軸受４２を介して回転自在に支承されている。更に軸封装置（メカニカルシール）４４を介して渦巻き室１６内の流体が軸受胴体４０側に漏れないようになっている。
ケーシングカバー１２のケーシング１０との対向面には、ボリュート２６を構成する空洞部１２ｂが設けられている。ボリュート２６は、いんろう部１８の直径、すなわちいんろう径Ｄ_４の内部に位置して、渦巻き室１６内に収容した羽根車２２の羽根車径Ｄ_１に沿って延びるスパイラル部１４と、このスパイラル部１４に滑らかに連続してスパイラル部１４の略接線方向に延びるディフューザ部２４とを有している。すなわち、ケーシング１０とケーシングカバー１２とを合わせ面Ｔで合わせつつ組み合わせることで、ケーシング１０とケーシングカバー１２の間に、いんろう径Ｄ_４の内部に位置して、スパイラル部１４と該スパイラル部１４に滑らかに連続するディフューザ部２４とを有するボリュート２６が構成されるようになっている。そして、このディフューザ部２４の出口が、ケーシング１０の吐出しノズル１０ｂに連通するようになっている。
このように、互いに連続したスパイラル部１４とディフューザ部２４とを有するボリュート２６を構成する空洞部１２ｂを、いんろう径Ｄ_４の内部に位置するケーシングカバー１２のケーシング１０との対向面に設けることで、ケーシングカバー１２を空洞部１２ｂが外部に開放した形状となすことができる。これにより、このケーシングカバー１２を、中子等を使用することなく、例えば射出成形により成形して、流路の途中に段差や角のない理想的な形状のボリュート形状を容易に得ることができる。
ここで、この例にあっては、前述の理由により、ケーシング１０及びケーシングカバー１２は、樹脂やアルミダイガストのような樹脂成形品で一体に構成されている。なお、このことは、以下の実施の形態においても同様である。
これによって、羽根車２２が回転することにより、遠心力が与えられて羽根車２２から出た昇圧された流体の速度エネルギー成分は、流体を集めるスパイラル部１４と、流体を減速するディフューザ部２４とを有するボリュート２６により有効に圧力に変換される。
図３は、本発明の第２の実施の形態の渦巻きポンプを示す。図３に示す実施の形態の渦巻きポンプにおいては、図１及び図２に示す実施の形態におけるボリュート２６を構成する空洞部１２ｂの内部に仕切壁５０を配置している。これによって、第１スパイラル部１４ａと第１ディフューザ部２４ａとを有する第１ボリュート２６ａと、第２スパイラル部１４ｂと第２ディフューザ部２４ｂとを有する第２ボリュート２６ｂの２つのボリュートを持つダブルボリュートを形成して、ポンプの半径方向のスラストを低減させるようにしている。その他の構成は、図１及び図２に示す渦巻きポンプと同様なので、ここではその説明を省略する。
図３に示すような構成のケーシングカバー１２は、前述のように、空洞部１２ｂが外部に開放した形状であるので、射出成形によって容易に成形することができる。
図４は、本発明の第３の実施の形態の渦巻きポンプを示す。図４に示す実施の形態の渦巻きポンプは図１及び図２に示す実施の形態の渦巻きポンプと以下の点で異なっている。すなわち、ケーシング１０のケーシングカバー１２との対向面に、いんろう部（嵌合部）１８の直径、すなわちいんろう径Ｄ_４（図３参照）の内部に位置して、渦巻き室１６内に収容した羽根車２２の羽根車径Ｄ_１（図３参照）に沿って延びるスパイラル部１４と、このスパイラル部１４に滑らかに連続してスパイラル部１４の略接線方向に延びるディフューザ部２４とを有するボリュート２６を構成する空洞部１０ｄを設けている。すなわち、ケーシング１０とケーシングカバー１２とを合わせ面Ｔで合わせつつ組み合わせることで、ケーシング１０とケーシングカバー１２の間に、いんろう径Ｄ_４の内部に位置して、スパイラル部１４と該スパイラル部１４に滑らかに連続するディフューザ部２４とを有するボリュート２６が構成され、このディフューザ部２４の出口が、ケーシング１０の吐出しノズル１０ｂに連通するようになっている。
図５は、本発明の第４の実施の形態の渦巻きポンプを示す。図５に示す第４の実施形態においては、本発明をいわゆるキャンドモータと一体に組み合わせたキャンドモータポンプに適用したものである。図５に示す実施の形態の渦巻きポンプは図１及び図２に示す実施の形態の渦巻きポンプと以下の点で異なっている。すなわち、図５に示す渦巻きポンプは、ケーシングカバー１２の背面側に、後方に膨出するステータキャン（回転体収納室）５２をケーシングカバー１２と一体に成形している。そして、ステータキャン５２の内部のロータ室５４内に、羽根車２２と一体のモータロータ５６を収納し、更にステータキャン５２の外周部に、モータステータ５８を備えたモータハウジング６０を配置している。更に、この例では、主軸２０は固定され、羽根車２２と一体のモータロータ５６は、主軸２０の両端に取付けたラジアル軸受６４、及び該ラジアル軸受６４に対向する位置に取付けたスラスト軸受６２及び逆スラスト軸受６６を介して回転自在に支承されている。
このように、後方に膨出するステータキャン（回転体収納室）５２を有するケーシングカバー１２であっても、空洞部１２ｂとステータキャン（回転体収納室）５２が外部に開放した形状となすことで、ケーシングカバー１２を中子等を使用することなく、例えば射出成形により容易に成形することができる。
以上説明したように、本発明の第１乃至第４の実施の形態によれば、互いに連続したスパイラル部とディフューザ部とを有するボリュートをいんろう径の内部に設けることで、ボリュートを部品レベルで外部開放形状となし、このボリュートを構成する空洞部を有するケーシングやケーシングカバーを中子等を使用することなく成形することができる。これによって、流路の途中に段差や角のない理想的なボリュート形状を容易に成形して、良好なポンプ性能を得ることができる。
次に、本発明の第５及び第６の実施の形態を図６乃至図８を参照して説明する。なお、図１８及び図１９に示す従来の渦巻きポンプと同一または相当部材には同一符号を付してその説明を一部省略する。
図６及び図７は、本発明の第５の実施の形態の渦巻きポンプの要部を示す。図６及び図７に示す渦巻きポンプは、羽根車４２２の吸込側端部外周面と、羽根車４２２の端部の周囲を囲繞する位置に設けたケーシング４１０のライナリング収納部４１０ｅとの間に、リング状のライナリング４４６が装着されている。ライナリング４４６は、例えば摩擦抵抗が小さく摺動性の良好な、例えば樹脂製またはセラミック製である。ライナリング収納部４１０ｅは、羽根車４２２に軸方向に対面した前面４４２と、羽根車４２２に半径方向に対面した内面４４４とからなっている。
ここで、ライナリング４４６は、主軸４２０の軸方向及び羽根車４２２の直径方向にそれぞれ遊びを持たせ、回転方向の動きを規制した状態で装着することで、自己調心可能となっている。
すなわち、羽根車４２２の軸部に段差４２２ａが設けられ、段差４２２ａとライナリング収納部４１０ｅの前面４４２によって、ライナリング４４６の主軸４２０の軸方向に沿った動きが、遊びを有する状態で規制されている。このように、羽根車４２２の軸部に段差４２２ａを設け、段差４２２ａにライナリング４４６を当接させて、後方への動きを規制することで、ポンプ起動時や輸送時などの過渡的な状況の場合に、ライナリング４４６がケーシング４１０から抜ける方向に力を受けても、羽根車４２２に設けた段差４２２ａによって、ライナリング４４６がケーシング４１０から抜け落ちるのを防止することができる。
また、ケーシング４１０のライナリング収納部４１０ｅは、ここに収納するライナリング４４６の外形に沿った形状で、この外形との間に全周に亘って隙間Ｓ_２ができるようにした内面４４４を有している。これによって、ライナリング４４６は、隙間Ｓ_２の分だけ羽根車４２２の直径方向に遊びを有し、それ以上の移動が規制されるようになっている。
更に、ライナリング４４６の外周端面の円周方向に沿った複数箇所（図示では４カ所）には円弧状の凹部４４０ａが設けられ、ライナリング収納部４１０ｅの内面４４４の該凹部４４０ａに対応する箇所には円弧状の凸部４４４ａが設けられている。そして、凸部４４４ａを凹部４４０ａ内に位置させることで、ライナリング４４６が回転しないようになっている。
これにより、ケーシング４１０の内部に装着したライナリング４４６によって、ケーシング４１０の内部の高圧側と低圧側とを仕切る一種の絞りを形成することができる。しかも、ライナリング４４６に軸方向及び羽根車４２２の直径方向に遊びを持たせることで、高い加工精度を要求されることなく、ライナリング４４６を自己調心可能に装着することができる。
図６及び図７に示す実施の形態によれば、主軸４２０と一体に羽根車４２２が回転する。この羽根車４２２の回転に伴って、取扱液は、吸込ノズル４１０ａ（図１３参照）からケーシング４１０内に吸込まれ、羽根車４２２で昇圧されて吐出しノズル４１０ｂ（図１３参照）から順次吐出される。この時、高圧となった取扱液が、ライナリング４４６の背面に作用し、ライナリング４４６は、ライナリング収納部４１０ｅの前面４４２側に押されて固定される。
図８は、本発明の第６の実施の形態の渦巻きポンプを示す。図８に示す第６の実施形態においては、本発明をいわゆるキャンドモータと一体に組み合わせたキャンドモータポンプに適用したものである。図８に示す渦巻きポンプが図６及び図７に示す実施の形態の渦巻きポンプと異なる点は、ケーシングカバー４１２の背面側に、後方に膨出するステータキャン（回転体収納室）１５２をケーシングカバー４１２と一体に成形している点である。そして、ステータキャン１５２の内部のロータ室１５４内に、羽根車４２２と一体のモータロータ１５６を収納し、更にステータキャン１５２の外周部に、モータステータ１５８を備えたモータハウジング１６０を配置している。更に、この例では、主軸４２０は固定され、羽根車４２２と一体のモータロータ１５６は、主軸４２０の両端に取付けたすべり軸受１６２、及び該すべり軸受１６２に対向する位置に取付けたスラスト軸受１６４及び逆スラスト軸受１６６を介して回転自在に支承されている。
ここで、図８に示す実施の形態にあっては、ケーシング４１０、ステータキャン１５２を有するケーシングカバー４１２、羽根車４２２と一体のモータロータ１５６及びモータステータ１５８を埋設したモータハウジング１６０は、樹脂の射出成形等により一体に成形されている。
以上説明したように、本発明の第５及び第６の実施形態によれば、羽根車の吸込側端部外周面と該端部の周囲を囲繞するケーシングのライナリング収納部との間に、自己調心可能にライナリングを装着することにより、安価でポンプ性能が良好な渦巻きポンプを提供することができる。ライナリングの装着には、特別な保持部品を必要とせず、また部品は高い加工精度を必要としない。
次に、本発明の第７及び第８の実施の形態を図９及び図１０を参照して説明する。
図９は、本発明の第７の実施の形態のモータポンプの断面図を示す。このモータポンプは、所謂ＤＣブラシレスモータからなるモータ部２１０と、遠心式のポンプ部２１２とを有している。
モータ部２１０は、円筒状のモータ固定子２１４と、このモータ固定子２１４の内部に配置されたモータ回転子２１６を有している。このモータ固定子２１４は、例えばポリエステル樹脂によってモールド成形された筒状のモータケーシング２１８の内部に一体に埋設されている。モータケーシング２１８のポンプ部２１２側の一端には負荷側軸受ブラケット２２０が取付けられ、他端には反負荷側軸受ブラケット２２２が取付けられている。更に、モータ回転子２１６及びモータケーシング２１８の内周面は、負荷側軸受ブラケット２２０に一体に連接されて反負荷側軸受ブラケット２２２に跨って延びる円筒状ライナ部２２４で密閉されている。これらのブラケット２２０，２２２は、例えばＰＰＳ（ポリフェニレンサルファイド）のような樹脂材料を射出成形して製作される。
モータ回転子２１６は、金属製の磁性体ヨーク２２６を有し、磁性体ヨーク２２６の外周面に永久磁石２２８がエポキシ系接着剤等で固定されており、磁性体ヨーク２２６の内径部分に主軸２３０が圧入固定されている。そして、磁性体ヨーク２２６と永久磁石２２８を包み込むように、例えばＰＰＳ等の樹脂製の回転子ケース２３２が設けられている。この回転子ケース２３２は、カップ状のケース本体２３４と蓋状のケースカバー２３６から構成され、ケース本体２３４とケースカバー２３６は、互いにエポキシ系接着剤等によって密封した状態で接合されているとともに、磁性体ヨーク２２６及び永久磁石２２８に接着剤で接合されている。また、回転子ケース２３２のケース本体２３４とケースカバー２３６が主軸２３０と嵌まり合う部分にはシール剤が塗布されて、回転子ケース２３２内の密封性が保たれている。このように構成することで、磁性体ヨーク２２６及び永久磁石２２８を取扱液と完全に遮断して、磁性体ヨーク２２６及び永久磁石２２８が錆びることを防止することができる。なお、主軸２３０は、例えばオーステナイト系ステンレス合金からなるセンタレス研磨軸であり、その直径は、例えば１．５ｍｍ程度である。
遠心式のポンプ部２１２は、カップ形状で、カップ形状の底部に吸込ノズル２４０ａを設け、側面に吐出ノズル２４０ｂを設けた、ＰＰＳ等の樹脂製のポンプケーシング２４０を有している。そして、ポンプケーシング２４０のカップ形状の開口部に、Ｏリング２４２を介して負荷側軸受ブラケット２２０を固定することで、ポンプケーシング２４０と負荷側軸受ブラケット２２０との間に、渦巻き室２４４と、該渦巻き室２４４と吐出ノズル２４０ｂとを滑らかに繋ぐディフューザ部２４６とが形成されている。ポンプケーシング２４０と反負荷側軸受ブラケット２２２は、間に負荷側軸受ブラケット２２０とモータケーシング２１８を挟み込んでボルト２４８で固定されている。
渦巻き室２４４の内部には、フロントシュラウドを備えたクローズ型の羽根車２５０が配置されている。そして、羽根車２５０は、渦巻き室２４４の内部まで延びる主軸２３０の端部に、Ｅ形止め輪２５２を介して脱出不能に取付けられている。つまり、羽根車２５０の中心部に設けた貫通孔内に主軸２３０を挿通し、この主軸２３０の露出軸端にＥ形止め輪２５２が取付けられている。
なお、このＥ形止め輪２５２は、羽根車２５０、更には下記の軸スリーブ２６０が主軸２３０から脱落しないようにするためのものである。Ｅ形止め輪２５２は、ねじのように軸方向に羽根車を締め上げるものではなく、単に羽根車２５０や軸スリーブ２６０の軸方向の移動を制限するものである。従って、羽根車２５０や軸スリーブ２６０等に軸方向の隙間や遊びが多少あっても支障がない構造になっており、Ｅ形止め輪２５２の代わりにグリップ止め輪やプッシュナットなどのような簡便な固定手段を用いてもよい。従って生産性も良好である。また、Ｅ形止め輪２５２と羽根車２５０との間に、コイルばねなどの要素（図示せず）を挟み込むことで、羽根車２５０や軸スリーブ２６０が軸方向に移動することを防止して、騒音の発生を防止することができる。更に、ポンプケーシング２４０には、羽根車２５０の吸込マウス外周部と微少隙間を形成するライナリング２５４が設けられており、ライナリング２５４は、例えばフッ素樹脂製である。
モータ回転子２１６と羽根車２５０との間には、主軸２３０の周囲を囲繞しモータ回転子２１６の回転トルクを羽根車２５０に伝達する円筒状の軸スリーブ２６０が配置されている。この軸スリーブ２６０のモータ回転子２１６側の一端の互いに対向する部位には、互いに並行な平坦部２６０ａが形成されており、他端の互いに対向する部位にも、互いに平行な平坦部２６０ｂが形成されている。一方、回転子ケース２３２のケースカバー２３６には、軸スリーブ２６０の平坦部２６０ａに当接する弦状の平坦部を有する嵌着部２３６ａが形成されており、羽根車２５０には、軸スリーブ２６０の平坦部２６０ｂに当接する弦状の平坦部を有する嵌着部２５０ａが形成されている。そして、軸スリーブ２６０の平坦部２６０ａを有する一端はケースカバー２３６の嵌着部２３６ａに嵌着され、軸スリーブ２６０の平坦部２６０ｂを有する他端は羽根車２５０の嵌着部２５０ａに嵌着されている。軸スリーブ２６０の直径を３．５ｍｍとした時、軸スリーブ２６０の一方の互いに平行な平坦部２６０ａの距離は、３．０ｍｍ程度であり、これは他方の互いに平行な平坦部２６０ｂにあっても同様である。
これにより、軸スリーブ２６０の両端に設けた平坦部２６０ａ，２６０ｂと、ケースカバー２３６及び羽根車２５０に設けた嵌着部２３６ａ，２５０ａが廻り止めの役割を果たして、軸スリーブ２６０を介してモータ回転子２１６の回転トルクを羽根車２５０に確実に伝達できるようになっている。
これにより、主軸２３０は、「ねじり」に対する強度の確保が実質的に不要となり、「曲げ」及び「引張り」に対してのみ強度を確保するだけで良いので、軸径を極めて小さな値にすることができる。その結果、羽根車２５０のボス径を小さく抑え、羽根車２５０の外径に対する羽根車２５０の吸込マウス径の比率を適正化して、羽根車２５０の流体力学的効率を良好な値にすることができる。また、モータ回転子２１６についても、例えば永久磁石２２８を使用するＤＣブラシレスモータの場合には、細い主軸２３０の外側に金属製の磁性体ヨーク２２６を圧入などの方法によって固定することで強度を確保でき、その外側に永久磁石２２８及び回転子ケース２３２を取付けても、モータ回転子２１６全体の直径を極めて小さな値に抑えることができる。しかも、回転子ケース２３２のケースカバー２３６を介してモータ回転子２１６の回転トルクを軸スリーブ２６０に直接伝達することで、余分な寸法が必要なくなり、モータ回転子２１６全体の直径を極めて小さな値に抑えることができる。
なお、羽根車２５０は、例えばＰＰＳのような樹脂材料を射出成形して製作され、軸スリーブ２６０は、アルミナなどのセラミック材料又はＰＥＥＫ（ポリエーテルエーテルケトン）などの樹脂材料で製作される。
モータ回転子２１６と羽根車２５０との間には、軸スリーブ２６０の外周面と摺動する円筒状の軸受リング２６２が配置され、この軸受リング２６２は、負荷側軸受ブラケット２２０の軸受ハウジング２２０ａ内に固定されている。軸受リング２６２は、軸スリーブ２６０との間でラジアル滑り軸受としての役割を果たすもので、このように、軸スリーブ２６０の外周面と摺動させることで、軸受リング２６２の摺動径（内径）を小さく抑えて、軸受リング２６２の機械的損失を低減することができる。この軸受リング２６２は、例えばＰＥＥＫまたはＰＰＳ等によって製作される。
更に、モータ回転子２１６と軸受リング２６２との間には、軸スリーブ２６０と一体に回転するスラストディスク２６４が配置されている。つまり、スラストディスク２６４の中心には、軸スリーブ２６０の端部に設けた平坦部２６０ａと当接する弦状の平坦部を有する嵌着部が形成されている。この嵌着部内に軸スリーブ２６０の端部を嵌着することで、軸スリーブ２６０の端部に設けた平坦部２６０ａとスラストディスク２６４の嵌着部が廻り止めとしての役割を果たすようになっている。
このスラストディスク２６４は、例えば、アルミナなどのセラミック材料からなり、軸受リング２６２の端面との間で、羽根車２５０により発生する順方向の、すなわち、羽根車が羽根車の吸込マウス側に押される方向のアキシャルスラスト荷重を支承するアキシャル滑り軸受としての役割を果たすものである。このように構成することで、ラジアル滑り軸受（軸受リング２６２）の損失低減に加えて、アキシャル滑り軸受として機能するスラストディスク２６４の摺動径（内径）を小さく抑えて機械的損失を低減できる。これによって、機器の効率を改善することができる。
更に、この例では、主軸２３０は、反負荷側においても負荷側とほぼ同様な構成で回転自在に支承されている。
つまり、主軸２３０の反負荷側に延出する端部には、円筒状の軸スリーブ２７０がＥ形止め輪２７２を介して脱出不能に取付けられている。この軸スリーブ２７０には、軸スリーブ２７０のモータ回転子２１６側の端部に、互いに平行な平坦部２７０ａが設けられている。回転子ケース２３２のケース本体２３４には、該平坦部２７０ａと接触する弦状の平坦部を有する嵌着部２３４ａが設けられている。そして、平坦部２７０ａを有する端部を嵌着部２３４ａに嵌着することで、モータ回転子２１６と一体に回転するようになっている。
そして、軸スリーブ２７０の外周面と摺動する円筒状の軸受リング２７４が配置され、軸受リング２７４は、反負荷側軸受ブラケット２２２の軸受ハウジング２２２ａ内に固定されている。この軸受リング２７４は、軸スリーブ２７０との間でラジアル滑り軸受としての役割を果たすものである。
更に、モータ回転子２１６と軸受リング２７４との間には、軸スリーブ２７０と一体に回転し、軸受リング２７４の端面との間でアキシャル滑り軸受としての役割を果たすスラストディスク２７６が配置されている。このスラストディスク２７６の中心には、軸スリーブ２７０の端部に設けた平坦部２７０ａと当接する弦状の平坦部を有する嵌着部が形成されており、この嵌着部内に軸スリーブ２６０の平坦部２７０ａを有する端部が嵌着されている。
このように、主軸２３０の反負荷側を回転自在に支承することで、前述と同様に、ラジアル滑り軸受（軸受リング２７４）の損失低減に加えて、アキシャル滑り軸受として機能するスラストディスク２７６の摺動径（内径）を小さく抑えて機械的損失を低減できる。これによって、機器の効率を改善することができる。
この実施の形態によれば、モータ部２１０の駆動に伴って、モータ回転子２１６と主軸２３０が一体に回転し、モータ回転子２１６の回転トルクが軸スリーブ２６０を介して羽根車２５０に伝達されて羽根車２５０が回転する。すると、この羽根車２５０の回転に伴って、吸込ノズル２４０ａからポンプケーシング２４０内に取扱液が吸込まれて羽根車２５０の内部に導かれ昇圧され、ポンプケーシング２４０のディフューザ部２４６を経て吐出ノズル２４０ｂから順次吐出される。一部の取扱液は、負荷側軸受ブラケット２２０の円筒状ライナ部２２４で区画された空間内に導かれて、負荷側の軸受、すなわち軸スリーブ２６０と軸受リング２６２との間、及び軸受リング２６２とスラストディスク２６４との間、及び反負荷側の軸受、すなわち軸スリーブ２７０と軸受リング２７４との間、及び軸受リング２７４とスラストディスク２７６との間の潤滑とモータ部２１０の冷却に使用される。
図１０は、本発明の第８の実施の形態のモータポンプを示す断面図である。この例のモータポンプは、例えばステンレス合金製で円筒状の金属フレームでモータケーシング２８０を構成している。このモータケーシング２８０の一端に負荷側軸受ブラケット２８２を配置し、他端にフレーム側板２８４を介して反負荷側軸受ブラケット２８６を配置している。更に負荷側軸受ブラケット２８２の端部にポンプケーシング２８８を配置して、ボルト２９０，２９２を締め付けることで、負荷側軸受ブラケット２８２、フレーム側板２８４、反負荷側軸受ブラケット２８６及びポンプケーシング２８８を連結している。これらの負荷側軸受ブラケット２８２、フレーム側板２８４、反負荷側軸受ブラケット２８６及びポンプケーシング２８８は、例えばステンレス合金等の錆に強い金属製である。更に、モータケーシング２８０の内周面に固着したモータ固定子２１４の内周面を、負荷側軸受ブラケット２８２とフレーム側板２８４との間に掛け渡した樹脂製のキャン２９４で密閉している。
これにより、主にステンレス合金等の錆に強い金属からなり、極小水量で小出力の領域での使用に適し、耐久性に優れ、構造が比較的簡単で、小型・コンパクト化を図れるようにした高速回転設計の遠心式（非容積式）モータポンプを構成することができる。
以上説明したように、本発明の第７及び第８の実施の形態によれば、極小水量で小出力の領域での使用に適し、耐久性に優れ、構造が簡単で、小型・コンパクトであり、且つ生産性の良好な高速回転設計の遠心式（非容積式）ポンプを提供することができる。
次に、本発明の第９の実施の形態を図１１及び図１２を参照して説明する。
図１１は、本発明の第９の実施の形態のモータポンプの断面図を示す。このモータポンプは、所謂ＤＣブラシレスモータからなるモータ部３１０と、遠心式のポンプ部３１２とを有しており、所謂キャンドモータポンプの範疇に入る。
モータ部３１０は、円筒状のモータ固定子３１４と、モータ固定子３１４の内部に配置されたモータ回転子３１６を有している。モータ固定子３１４は、例えばポリエステル樹脂によってモールド成形された筒状のモータケーシング３１８の内部に一体に埋設されている。そして、このモータケーシング３１８のポンプ部３１２側の一端には負荷側軸受ブラケット３２０が取付けられ、他端には反負荷側軸受ブラケット３２２が取付けられている。更に、モータ回転子３１６及びモータケーシング３１８の内周面は、負荷側軸受ブラケット３２０に一体に連接されて反負荷側軸受ブラケット３２２に跨って延びる円筒状ライナ部３２４で密閉されている。これらのブラケット３２０，３２２は、例えばＰＰＳ（ポリフェニレンサルファイド）のような樹脂材料を射出成形して製作される。
モータ回転子３１６は、金属製の磁性体ヨーク３２６を有し、磁性体ヨーク３２６の外周面に永久磁石３２８がエポキシ系接着剤等で固定されており、磁性体ヨーク３２６の内径部分に主軸３３０が圧入固定されている。そして、磁性体ヨーク３２６と永久磁石３２８を包み込むように、例えばＰＰＳ等の樹脂製の回転子ケース３３２が設けられている。この回転子ケース３３２は、カップ状のケース本体３３４と蓋状のケースカバー３３６から構成され、ケース本体３３４とケースカバー３３６は、互いにエポキシ系接着剤等によって密封した状態で接合されているとともに、磁性体ヨーク３２６及び永久磁石３２８に接着剤で接合されている。また、回転子ケース３３２のケース本体３３４とケースカバー３３６が主軸３３０と嵌まり合う部分にはシール剤が塗布されて、回転子ケース３３２内の密封性が保たれている。このように構成することで、磁性体ヨーク３２６及び永久磁石３２８を取扱液と完全に遮断して、磁性体ヨーク３２６及び永久磁石３２８が錆びることを防止することができる。なお、主軸３３０は、例えばオーステナイト系ステンレス合金からなるセンタレス研磨軸であり、その直径は、例えば１．５ｍｍ程度である。
遠心式のポンプ部３１２は、カップ形状で、カップ形状の底部に吸込ノズル３４０ａを設け、側面に吐出ノズル３４０ｂを設けた、ＰＰＳ等の樹脂製のポンプケーシング３４０を有している。そして、このポンプケーシング３４０のカップ形状の開口部に、Ｏリング３４２を介して負荷側軸受ブラケット３２０を固定することで、ポンプケーシング３４０と負荷側軸受ブラケット３２０との間に、渦巻き室３４４と該渦巻き室３４４と、吐出ノズル３４０ｂとを滑らかに繋ぐディフューザ部３４６とが形成されている。ポンプケーシング３４０と反負荷側軸受ブラケット３２２は、間に負荷側軸受ブラケット３２０とモータケーシング３１８を挟み込んでボルト３４８で固定されている。
渦巻き室３４４の内部には、フロントシュラウドを備えたクローズ型で、外径Ｄが３２ｍｍ以下の羽根車、この例では２０ｍｍの羽根車３５０が配置されている。羽根車３５０は、渦巻き室３４４の内部まで延びる主軸３３０の端部に、Ｅ形止め輪３５２を介して脱落不能に取付けられている。つまり、羽根車３５０の中心部に設けた貫通孔内に主軸３３０を挿通し、この主軸３３０の露出軸端にＥ形止め輪３５２が取付けられている。
なお、このＥ形止め輪３５２は、羽根車３５０、更には下記の軸スリーブ３６０が主軸３３０から脱落しないようにするためのもので、ねじのように軸方向に羽根車を締め上げるものではなく、単に羽根車３５０や軸スリーブ３６０の軸方向の移動を制限するものである。従って、羽根車３５０や軸スリーブ３６０等に軸方向の隙間や遊びが多少あっても支障が無い構造になっており、Ｅ形止め輪３５２の代わりにグリップ止め輪やプッシュナットなどのような簡便な固定手段を用いてもよい。従って生産性も良好である。また、Ｅ形止め輪３５２と羽根車３５０との間に、コイルばねなどの要素（図示せず）を挟み込むことで、羽根車３５０や軸スリーブ３６０が軸方向に移動することを防止して、騒音の発生を防止することができる。更に、ポンプケーシング３４０には、羽根車３５０の吸込マウス外周部と微少隙間を形成する、例えばフッ素樹脂製のライナリング３５４が設けられている。
モータ回転子３１６と羽根車３５０との間には、主軸３３０の周囲を囲繞しモータ回転子３１６の回転トルクを羽根車３５０に伝達する円筒状の軸スリーブ３６０が配置されている。この軸スリーブ３６０のモータ回転子３１６側の一端の互いに対向する部位には、互いに並行な平坦部３６０ａが形成され、他端の互いに対向する部位にも、互いに平行な平坦部３６０ｂが形成されている。一方、回転子ケース３３２のケースカバー３３６には、軸スリーブ３６０の平坦部３６０ａに当接する弦状の平坦部を有する嵌着部３３６ａが形成され、羽根車３５０には、軸スリーブ３６０の平坦部３６０ｂに当接する弦状の平坦部を有する嵌着部３５０ａが形成されている。軸スリーブ３６０の平坦部３６０ａを有する一端はケースカバー３３６の嵌着部３３６ａに嵌着され、平坦部３６０ｂを有する他端は羽根車３５０の嵌着部３５０ａに嵌着されている。軸スリーブ３６０の直径を３．５ｍｍとした時、この軸スリーブ３６０の一方の互いに平行な平坦部３６０ａの距離は３．０ｍｍ程度であり、これは他方の互いに平行な平坦部３６０ｂにあっても同様である。
これにより、軸スリーブ３６０の両端に設けた平坦部３６０ａ，３６０ｂと、ケースカバー３３６及び羽根車３５０に設けた嵌着部３３６ａ，３５０ａが廻り止めの役割を果たして、モータ回転子３１６の回転トルクを、軸スリーブ３６０を介して羽根車３５０に確実に伝達できるようになっている。
これにより、主軸３３０は、「ねじり」に対する強度の確保が実質的に不要となり、「曲げ」及び「引張り」に対してのみ強度を確保するだけで良いので、軸径を極めて小さな値にすることができる。その結果、羽根車３５０のボス径を小さく抑え、羽根車３５０の外径に対する羽根車３５０の吸込マウス径の比率を適正化して、羽根車３５０の流体力学的効率を良好な値にすることができる。また、モータ回転子３１６についても、例えば永久磁石３２８を使用するＤＣブラシレスモータの場合には、細い主軸３３０の外側に金属製の磁性体ヨーク３２６を圧入などの方法によって固定することで強度を確保できる。ここで、磁性体ヨーク３２６の外側に永久磁石３２８及び回転子ケース３３２を取付けても、モータ回転子３１６全体の直径を極めて小さな値に抑えることができる。しかも、回転子ケース３３２のケースカバー３３６を介してモータ回転子３１６の回転トルクを軸スリーブ３６０に直接伝達することで、余分な寸法が必要なくなり、モータ回転子３１６全体の直径を極めて小さな値に抑えることができる。
なお、羽根車３５０は、例えばＰＰＳのような樹脂材料を射出成形して製作され、軸スリーブ３６０は、アルミナなどのセラミック材料又はＰＥＥＫ（ポリエーテルエーテルケトン）などの樹脂材料で製作される。
モータ回転子３１６と羽根車３５０との間には、軸スリーブ３６０の外周面と摺動する円筒状の軸受メタル３６２が配置され、この軸受メタル３６２は、負荷側軸受ブラケット３２０の軸受ハウジング３２０ａ内に固定されている。この軸受メタル３６２は、軸スリーブ３６０との間でラジアル滑り軸受としての役割を果たすもので、このように、軸スリーブ３６０の外周面と摺動させることで、軸受メタル３６２の摺動径（内径）を小さく抑えて、軸受メタル３６２の機械的損失を低減することができる。この軸受メタル３６２は、例えばＰＥＥＫまたはＰＰＳ等によって製作される。
更に、モータ回転子３１６と軸受メタル３６２との間には、軸スリーブ３６０と一体に回転するスラストディスク３６４が配置されている。つまり、スラストディスク３６４の中心には、軸スリーブ３６０の端部に設けた平坦部３６０ａと当接する弦状の平坦部を有する嵌着部が形成されている。この嵌着部内に軸スリーブ３６０の端部を嵌着することで、軸スリーブ３６０の端部に設けた平坦部３６０ａとスラストディスク３６４の嵌着部が廻り止めとしての役割を果たすようになっている。
このスラストディスク３６４は、例えば、アルミナなどのセラミック材料からなり、軸受メタル３６２の端面との間で、羽根車３５０により発生する順方向の、すなわち、羽根車が羽根車の吸込マウス側に押される方向のアキシャルスラスト荷重を支承するアキシャル滑り軸受としての役割を果たすものである。このように構成することで、ラジアル滑り軸受（軸受メタル３６２）の損失低減に加えて、アキシャル滑り軸受として機能するスラストディスク３６４の摺動径（内径）を小さく抑えて機械的損失を低減でき、これによって、機器の効率を改善することができる。
更に、この例では、主軸３３０は、反負荷側においても負荷側とほぼ同様な構成で回転自在に支承されている。
つまり、主軸３３０の反負荷側に延出する端部には、円筒状の軸スリーブ３７０がＥ形止め輪３７２を介して脱落不能に取付けられている。この軸スリーブ３７０には、軸スリーブ３７０のモータ回転子３１６側の端部に、互いに平行な平坦部３７０ａが設けられている。回転子ケース３３２のケース本体３３４には、該平坦部３７０ａと接触する弦状の平坦部を有する嵌着部３３４ａが設けられている。そして、平坦部３７０ａを有する端部を嵌着部３３４ａに嵌着することで、モータ回転子３１６と一体に回転するようになっている。
そして、軸スリーブ３７０の外周面と摺動する円筒状の軸受メタル３７４が配置され、この軸受メタル３７４は、反負荷側軸受ブラケット３２２の軸受ハウジング３２２ａ内に固定されている。この軸受メタル３７４は、軸スリーブ３７０との間でラジアル滑り軸受としての役割を果たすものである。
更に、モータ回転子３１６と軸受メタル３７４との間には、軸スリーブ３７０と一体に回転し、軸受メタル３７４の端面との間でアキシャル滑り軸受としての役割を果たすスラストディスク３７６が配置されている。このスラストディスク３７６の中心には、軸スリーブ３７０の端部に設けた平坦部３７０ａと当接する弦状の平坦部を有する嵌着部が形成されている。そして、この嵌着部内に軸スリーブ３６０の平坦部３７０ａを有する端部が嵌着されている。
このように、主軸３３０の反負荷側を回転自在に支承することで、前述と同様に、ラジアル滑り軸受（軸受メタル３７４）の損失低減に加えて、アキシャル滑り軸受として機能するスラストディスク３７６の摺動径（内径）を小さく抑えて機械的損失を低減でき、これによって、機器の効率を改善することができる。
この実施の形態によれば、モータ部３１０の駆動に伴って、モータ回転子３１６と主軸３３０が一体に回転し、モータ回転子３１６の回転トルクが軸スリーブ３６０を介して羽根車３５０に伝達されて羽根車３５０が回転する。すると、この羽根車３５０の回転に伴って、取扱液は、吸込ノズル３４０ａからポンプケーシング３４０内に吸込まれて羽根車３５０の内部に導かれ昇圧され、ポンプケーシング３４０のディフューザ部３４６を経て吐出ノズル３４０ｂから順次吐出される。一部の取扱液は、負荷側軸受ブラケット３２０の円筒状ライナ部３２４で区画された空間内に導かれて、負荷側の軸受、すなわち軸スリーブ３６０と軸受メタル３６２との間、及び軸受メタル３６２とスラストディスク３６４との間、及び反負荷側の軸受、すなわち軸スリーブ３７０と軸受メタル３７４との間、及び軸受メタル３７４とスラストディスク３７６との間の潤滑とモータ部３１０の冷却に使用される。
ここで、第９の実施の形態のモータポンプの最も有効に機能する領域を、流量（横軸）と全揚程（縦軸）の関係を示す図１２を参照して説明する。図１２の曲線Ａは、回転速度を３０００ｍｉｎ^−１として計算した比速度Ｎｓが７０となる流量と全揚程の関係を示し、曲線Ｂは、同様に比速度Ｎｓが２０となる流量と全揚程の関係を示す。また曲線Ｃ及び曲線Ｄは、取扱液を水とした場合にポンプ理論動力が１００Ｗと１０Ｗとなる流量と全揚程の関係を示す。この実施の形態のモータポンプ（遠心ポンプ）が最も有効に機能する領域は、図１２において、曲線Ａと曲線Ｃに囲まれた斜線で示す領域である。つまり、図１２の斜線で示す領域では、従来は、ギヤポンプやダイアフラムポンプが一般的に使用されてきたが、図１１に示す第９の実施の形態によれば、このような極小水量で小出力の領域であっても、高効率で、耐久性に優れ、構造が比較的簡単で、かつ小型・コンパクト化を図れるようにした遠心式（非容積式）モータポンプを提供することができる。
すなわち、図１１に示す第９の実施の形態のモータポンプは、前述のように、液中で回転するモータ回転子３１６と、このモータ回転子３１６の回転に伴って回転する１段の羽根車３５０を備えている。そして、羽根車３５０の効率を改善するため、最高効率点流量における比速度Ｎｓ（ｍ^３／ｍｉｎ，ｍ，ｍｉｎ^−１）は１６０に設定されている。この比速度Ｎｓは、一般的には、１００〜４００程度で、１５０〜３００程度であることが好ましい。
羽根車３５０の外径Ｄは、比較的小型のモータポンプを、高速回転設計して高効率化を図りながら、同時に長寿命化を図るため、、図１１に示す第９の実施の形態では、２０ｍｍに設定されている。この羽根車３５０の外径Ｄは、一般的には、３〜３２ｍｍ程度で、１５〜２５ｍｍ程度であることが好ましい。
モータ回転子３１６の濡れ縁最大外径ｄは、モータ回転子３１６が液中で回転することによって生じる攪拌ロスが大きくなることを防止して、高効率なモータポンプ（キャンドモータポンプ）を実現するため、図１１に示す第９の実施の形態では、羽根車３５０の外径Ｄの５０％の１０ｍｍに設定されている。このモータ回転子３１６の濡れ縁最大外径ｄは、一般的には、羽根車３５０の外径Ｄの３０〜６０％程度で、４０〜５０％程度であることが好ましい。
モータ回転子３１６の濡れ縁最大外径の外側に形成される半径隙間δは、半径隙間δが小さ過ぎてモータ回転子３１６の攪拌ロスが無視できないほど大きくなったり、また、半径隙間δが大き過ぎてトルク伝達のためモータ回転子３１６が大きくなったりしてしまうことを防止するため、図１１に示す第９の実施の形態では、モータ回転子３１６の濡れ縁最大外径ｄの０．１倍の１ｍｍに設定されている。半径隙間δは、一般的には、モータ回転子３１６の濡れ縁最大外径ｄの０．０５〜０．２倍程度で、０．０７〜０．１５倍程度であることが好ましい。
更に、モータ回転子３１６の最大外径ｄを有する濡れ縁の軸方向長さＬは、モータ回転子３１６をなるべく細長い形状にして総合的な効率を向上させ、しかも、モータ回転子３１６を細長くし過ぎて、主軸３３０に曲がりや撓みが生じたり、取扱液がモータ回転子３１６の外周隙間を通過しにくくなって、反負荷側軸受が潤滑不良を生じたりすることを防止するため、この例では、モータ回転子３１６の濡れ縁最大外径ｄの２．５倍の２５ｍｍに設定されている。この最大外径ｄを有する濡れ縁の軸方向長さＬは、一般的には、モータ回転子３１６の濡れ縁最大外径ｄの２〜１０倍程度で、２．５〜５倍程度であることが好ましい。
図１１に示す第９の実施の形態のモータポンプにおける好ましい回転速度は以下の通りである。流量Ｑを３．６１／ｍｉｎ、揚程を１０ｍとした場合、取扱液が水の場合の理論動力は５．９Ｗ、設計回転速度は１５０００ｍｉｎ^−１、比速度Ｎｓ＝（ｎ・Ｑ^１／２／Ｈ^３／４）＝（１５０００・（０．００３６）^１／２／１０^３／４）≒１６０、羽根車の直径は２０ｍｍである。
ちなみに、これを回転速度３０００ｍｉｎ^−１で設計すると、流量Ｑ、揚程Ｈ及び理論動力は上記の場合と同一で、比速度Ｎｓ＝（３０００・（０．００３６）^１／２／１０^３／４）≒３２、羽根車の直径は１００ｍｍとなる。
以上説明したように、本発明によれば、ポンプ部とモータ部の寸法比率に規則性を持たせることで、モータポンプ全体の総合効率を改善することが可能となる。
以上説明したように、本発明の第９の実施の形態によれば、極小水量で小出力の領域での使用に適し、耐久性に優れ、構造が簡単で、小型・コンパクトであり、且つ生産性の良好な高速回転設計の遠心式（非容積式）ポンプを提供することができる。
産業上の利用の可能性
本発明は、ケーシングの内部に理想的な形状のボリュートを容易に形成してより良好なポンプ性能を得ることができるようにするとともに、ケーシング内部の高圧部と低圧部を仕切るライナリングを改良した渦巻きポンプに利用可能である。
【図面の簡単な説明】
図１は本発明の第１の実施の形態の渦巻きポンプの縦断正面図である。
図２は図１のＩＩ−ＩＩ線断面図である。
図３は本発明の第２の実施の形態の渦巻きポンプを示す図であり、図２に相当する図である。
図４は本発明の第３の実施の形態の渦巻きポンプの縦断正面図である。
図５は本発明の第４の実施の形態の渦巻きポンプの縦断正面図である。
図６は本発明の第５の実施の形態の渦巻きポンプの要部を拡大して示す断面図である。
図７は図６の要部拡大図である。
図８は本発明の第６の実施の形態の渦巻きポンプを備えたキャンドモータポンプを示す断面図である。
図９は本発明の第７の実施の形態のモータポンプを示す断面図である。
図１０は本発明の第８の実施の形態のモータポンプを示す断面図である。
図１１は本発明の第９の実施の形態のモータポンプを示す断面図である。
図１２は図１１に示すモータポンプの最も有効に機能する領域における流量（横軸）と全揚程（縦軸）の関係を示すグラフである。
図１３は従来の渦巻きポンプの縦断正面図である。
図１４は図１３のＸＩＶ−ＸＩＶ線断面図である。
図１５は従来の他の渦巻きポンプの縦断正面図である。
図１６は図１５のＸＶＩ−ＸＶＩ線断面図である。
図１７は図１５に示す渦巻き渦巻きポンプのケーシングの成形に使用されるボリュート成形用金型を示す図である。
図１８は図１３に示す渦巻きポンプのライナリングの構成を示す図である。
図１９は従来の他のライナリングを備えた渦巻きポンプの要部を示す断面図である。Technical field
The present invention relates to a centrifugal pump, and in particular, it is possible to easily form a volute having an ideal shape inside a casing to obtain better pump performance, and to provide a high pressure portion and a low pressure portion inside the casing. The present invention relates to a centrifugal pump with an improved liner ring.
The present invention also relates to a motor pump in which a pump and a motor are integrated. Particularly, the pump is suitable for use in a region with a small amount of water and a small output, has excellent durability, has a relatively simple structure, and is small and compact. The present invention relates to a motor pump that can achieve the above.
Background art
FIGS. 13 and 14 are diagrams showing a general configuration of a conventional centrifugal pump using a so-called cast casing as a casing. The centrifugal pump shown in FIGS. 13 and 14 has a casing 410 in which a suction nozzle 410a and a discharge nozzle 410b are integrally formed. And the spiral chamber 416 which has the spiral part 414 in the outer peripheral part is formed between the casing 410 and the casing cover 412 by covering the back surface opening part of this casing 410 with the casing cover 412. Here, the casing 410 and the casing cover 412 have a wax part (fitting part) 418 including a fitting inner diameter part 410c and a fitting outer diameter part 412a. The coaxiality between the casing 410 and the casing cover 412 is ensured through the wax part 418.
Inside the spiral chamber 416, an impeller 422 that is fixed to the end of the rotatable main shaft 420 so as to rotate integrally with the main shaft 420 is accommodated and disposed. The spiral portion 414 is provided outside the impeller 422, and a diffuser portion 424 smoothly connected to the spiral portion 414 is integrally provided in the discharge nozzle 410b formed integrally with the casing 410. Yes. As a result, a volute 426 having a spiral portion 414 that collects the fluid discharged from the impeller 422 and a diffuser portion 424 that decelerates the fluid is configured.
The volute 426 is for effectively converting the velocity energy component of the fluid boosted by the centrifugal force generated by the rotation of the impeller 422 into a pressure. In order to obtain a centrifugal pump with good performance, the quality of the volute 426 is extremely important. For hydraulic reasons, the shape of the volute 426 may be a complicated shape constituted by connecting smooth curves. Many.
Here, when the casing 410 and the casing cover 412 are castings, the volute 426 is generally made using a core having a complicated shape during casting. Moreover, the enamel portion 418 of the casing 410 and the casing cover 412 is in the vicinity of the minimum diameter of the spiral portion 414, and the impeller diameter D ₁ Slightly larger diameter of the wax D ₂ Is provided. In addition, most of the diffuser portion 424 has a cannula diameter D. ₂ It is on the outer side and is integrated with the discharge port of the discharge nozzle 410b.
On the other hand, when the casing or casing cover is made of an injection-molded product such as resin or aluminum die casting, it is generally difficult to use a core such as casting. For this reason, the volute shape is a mold for molding. Restricted by the plan. 15 and 16 show a general configuration of a conventional centrifugal pump using such an injection molded product.
The centrifugal pump shown in FIGS. 15 and 16 differs from the centrifugal pump shown in FIGS. 13 and 14 in the following points. That is, the spiral pump shown in FIG. 15 and FIG. ₃ Is provided with a spiral portion 414. And, in the tangential direction of the spiral portion 414, the wire diameter D ₃ A diffuser portion 424 extending outward is continuously formed to form a volute 426 having a spiral portion 414 and a diffuser portion 424. The other configuration is substantially the same as that of the spiral pump shown in FIGS. 13 and 14, and thus the description thereof is omitted here.
Here, in order to injection-mold the casing 410 having this type of volute 426, as shown in FIG. ₃ Of the spiral part 430 located inside and the diameter D ₃ In general, a volute molding die 436 is used in which a diffuser die 432 located outside is aligned along a cut-off surface (divided surface) 434 that is easy to remove.
However, in a conventional centrifugal pump using a cast casing, although an ideal volute shape can be obtained, on the other hand, it is necessary to use a core having a fairly complicated shape to form the volute. Therefore, the productivity is low and the price is considerably high. On the other hand, when the casing is an injection-molded product, the volute shape is restricted by the molding die plan, and the joint between the spiral portion and the diffuser portion is along the parting line mark 438 (see FIG. 16) of the die. , Steps, corners, burrs, etc. are likely to occur. As described above, when a step or a corner or the like is generated at the joint between the spiral portion and the diffuser portion, the step or the corner or the like causes a separation of a flow during the pump operation, and a good pump performance cannot be obtained.
Next, the liner ring used for the spiral pump will be described. There is a high-pressure part and a low-pressure part inside the casing of the centrifugal pump, and a liner ring that forms a kind of throttle is arranged at the boundary between them, and the high-pressure part and the low-pressure part are balanced, and the handling liquid is on the low-pressure side It is widely practiced not to return to. The liner ring is fixedly disposed in a liner ring housing portion of a pump casing that surrounds the periphery of the pump suction port side end portion of the impeller.
FIG. 18 is a diagram showing the configuration of the liner ring of the centrifugal pump shown in FIG.
A ring-shaped liner ring 446 is directly fixed to the casing 410 at a position surrounding the outer peripheral surface of the suction side end of the impeller 422. That is, a liner ring storage portion 410 e having a shape along the outer shape of the liner ring 446 is formed on the end surface surrounding the outer peripheral surface of the suction side end portion of the impeller 422 of the casing 410. The liner ring 446 is directly fixed in the liner ring storage portion 410e by press fitting or the like. By arranging the liner ring 446 in this way, a predetermined gap S is provided between the impeller 422 and the liner ring 446. ₁ And forms a kind of throttle that partitions the high-pressure part and the low-pressure part inside the casing 410. A shaft seal device (mechanical seal) 448 is mounted between the casing cover 412 and the main shaft 420.
Here, the part that limits the amount of fluid that is boosted by the rotation of the impeller 422 and leaks to the suction side of the pump is the liner ring 446, and a leakage gap S formed between the impeller 422 and the liner ring 446. ₁ The smaller the is, the higher the volumetric efficiency of the pump and the better the pump performance. However, the clearance S where the liner ring 446 does not contact the impeller 422 in consideration of the working accuracy and assembly accuracy of the impeller 422 and the bearings. ₁ The volumetric efficiency has been sacrificed to some extent.
For this reason, as shown in FIG. 19, a liner ring holder 450 that has been subjected to drawing or the like and a disc-shaped liner ring presser 452 that covers the open end of the holder 450 are joined together at the outer peripheral portion thereof. And a liner ring presser 452 to form a storage space. The outer periphery of the ring-shaped liner ring main body 454 is loosely fitted in the storage space and held. A so-called floating type has been developed in which the liner ring holder 450 is fixed to the liner ring storage portion 410e of the casing 410 while the outer periphery of the ring-shaped liner ring main body 454 is loosely fitted and held in the storage space. Has been. In this way, by restricting the movement of the liner ring main body 454 in the axial direction, the liner ring main body 454 can be slid (moved) in the diameter direction of the impeller 422, thereby absorbing errors in various places. A minimum gap can be set. In addition, the recessed part 454a is provided in the several places along the circumferential direction of the outer peripheral end surface of the liner ring main body 454, and the nail | claw 452a is provided in the position corresponding to this recessed part 454a of the liner ring presser 452. The liner ring main body 454 is prevented from rotating by positioning the claw 452a in the recess 454a.
However, in the conventional floating type liner ring, a holding part such as a liner ring presser or a liner ring holder is newly required in order to limit the movement of the liner ring main body. For this reason, the number of parts and assembly man-hours is increased, and not only is it complicated mechanically, but also because of dimensional constraints, the conventional floating type liner ring is a low-cost small-sized spiral pump. The current situation is that it has not been widely adopted.
Next, a pump used at a flow rate of several liters per minute or less will be described. In general, in a pump application that is incorporated in various devices and used at a flow rate of several liters per minute or less, a positive displacement pump such as a gear pump or a diaphragm pump is often used. This is a region where the value of the specific speed Ns is extremely small in a centrifugal pump (non-displacement pump), which is partly because it is difficult to cope with actual design. For example, when a centrifugal pump having a flow rate of 1 liter per minute and a lift of 10 meters is designed at a rotational speed of 3000 rpm, the specific speed Ns is 17 (m ³ / Min, m, min ^-1 ) When a centrifugal pump with a flow rate of 1 liter per minute and a lift of 10 meters is designed at a rotational speed of 12000 revolutions per minute, the value of the specific speed Ns is 67 (m ³ / Min, m, min ^-1 ) In general, it is known that the efficiency of a centrifugal pump is significantly reduced when the value of the specific speed Ns is 70 or less, and this cannot be expected to provide high efficiency. The main factor is that the value of the disk friction loss caused by the rotation of the main plate and the side plate of the impeller is remarkably increased as compared with the original work amount of the impeller. In this case, the outer diameter of the impeller is generally about 100 mm, and the exit width of the impeller is generally 1 mm or less.
On the other hand, a gear pump requires two shafts and two sets of bearings to rotate two gears, and is more complicated and expensive than a centrifugal pump. Further, the diaphragm pump is configured to repeatedly deform and feed a non-metallic flexible diaphragm, and it is generally necessary to replace the diaphragm after an operation of about several thousand hours. Therefore, when this pump is incorporated in various small devices and used, there is a problem that the maintenance cost is excessive.
For this reason, there has been a strong demand for the development of a centrifugal motor pump that replaces the positive displacement motor pump, which is suitable for use in a region with a small amount of water and a small output.
Here, when the centrifugal pump is designed to rotate at a higher speed, the larger specific speed can be secured. That is, when a centrifugal pump having a flow rate of 1 liter per minute and a lift of 10 meters is designed at a rotational speed of 18000 revolutions per minute, the value of the specific speed Ns is 101 (m ³ / Min, m, min ^-1 Therefore, improvement in the efficiency of the impeller portion can be expected. However, in this case, the outer diameter of the impeller is about 17 mm, and the whole is extremely small, so that it is difficult to secure the mounting dimensions of the axial bearing that supports the axial thrust load. In addition, when the outer diameter of the impeller is about 20 mm or less, the ratio of the main shaft diameter to the outer diameter of the impeller becomes relatively large, and it becomes difficult to secure the flow path area of the impeller suction portion.
Even when the impeller is reduced in speed and size, when using a shaft seal device such as a mechanical seal, it is difficult to ensure the durability, and the durability of the bearing must be ensured. is there. To solve this, there is a method of selecting a so-called canned motor pump structure. However, when the canned motor pump structure is selected, the motor rotor agitation loss and sliding bearing sliding loss increase, and the efficiency of the motor pump as a whole is ensured even if the impeller portion efficiency is good. There is a problem that you can not.
Furthermore, among the conventional canned motor pumps, those having a theoretical power of 100 W or less, particularly small ones having a theoretical power of 10 W or less, have inherently low absolute power consumption or are too small in size. Due to the difficulty of manufacturing and high costs, considerations in terms of efficiency have not been made in determining the dimensions of impellers and motor rotors. However, with the recent increase in society's awareness of energy and resource savings, high-efficiency and long-life pumps have been required no matter how small the capacity and power of the pump. For example, it is important that a pump mounted on a device such as a fuel cell system has a small loss and a low maintenance frequency.
Disclosure of the invention
The present invention has been made in view of the above, and provides a spiral pump that is easy to manufacture and that forms a volute of an ideal shape inside a casing so that good pump performance can be obtained. This is the first purpose.
A second object of the present invention is to provide a spiral pump that is self-aligned only by the liner ring and that has a structure that does not have a special holding part, and that is inexpensive and has good performance. To do.
Furthermore, the present invention is suitable for use in the region of extremely small water volume and small output, has excellent durability, has a relatively simple structure, and is designed to be compact and compact. A third object is to provide a motor pump.
In order to achieve the first object described above, the first aspect of the present invention forms a spiral chamber by combining a casing and a casing cover, and pressurizes the fluid by rotation of an impeller disposed in the spiral chamber. The spiral pump has a wax part (fitting part) for ensuring the coaxiality of the casing and the casing cover, and the inside of the diameter (the diameter of the wax part) of the wax part, that is, inside the fitting part. A volute having a spiral portion and a diffuser portion that are continuous with each other is provided.
According to the first aspect of the present invention, a volute having a spiral portion and a diffuser portion that are continuous with each other is provided inside the cannula diameter, that is, inside the fitting portion, so that the volute is opened to the outside at the component level. It can be a shape. Then, a part having a hollow portion constituting the volute can be molded without using a core or the like, and an ideal volute shape having no step or corner in the middle of the flow path can be easily obtained.
According to a preferred aspect, a hollow portion constituting the volute is integrally formed on a surface of the casing facing the casing cover. As described above, the casing having the hollow portion constituting the volute can be easily molded without using a core or the like, for example, by injection molding.
According to a preferred aspect, a hollow portion constituting the volute is integrally formed on a surface of the casing cover facing the casing. The volute is generally formed on the casing side, but may be provided on the casing cover side in this way. The casing cover having the hollow portion constituting the volute can be easily formed by, for example, injection molding without using a core or the like.
According to a preferred aspect, a rotating body storage chamber is formed integrally with the casing cover, and a rotating body other than the impeller is stored in the rotating body storage chamber. Examples of the rotating body other than the impeller include a motor rotor and a permanent magnet in a canned motor.
According to a preferred aspect, at least one of the casing and the casing cover is an injection molded product.
In order to achieve the second object described above, the second aspect of the present invention provides a shaft between the outer peripheral surface of the suction side end portion of the impeller and the liner ring mounting surface of the casing surrounding the periphery of the end portion. A self-aligning liner ring that has play in the direction and the diameter direction of the impeller and that regulates the movement in the rotational direction is mounted.
According to the second aspect of the present invention, by providing play in the axial direction and the diameter direction of the impeller, the liner ring mounting of the casing surrounding the peripheral surface of the suction side end portion of the impeller and the end portion is provided. The liner ring can be mounted so as to be self-aligning between the surface and a special holding part and without requiring high processing accuracy.
According to a preferred aspect, a step is provided on the outer peripheral surface of the suction side end of the impeller to prevent the liner ring from coming off. This prevents the liner ring from falling out of the casing due to the step provided on the impeller even if the liner ring receives a force in the direction of pulling out of the casing in a transient situation such as when the pump is started or transported. can do.
According to a preferred aspect, the liner ring is made of resin or ceramic.
According to a preferred aspect, the rotating body including the impeller is supported by a slide bearing held by a resin structure.
According to a preferred aspect, the rotor including the impeller includes a motor rotor or a permanent magnet.
In order to achieve the third object described above, a third aspect of the present invention includes a motor rotor, a main shaft that supports the motor rotor, and an impeller attached to an end of the main shaft, A shaft sleeve that surrounds the periphery of the main shaft and transmits the rotational torque of the motor rotor to the impeller is disposed on the main shaft.
According to the third aspect of the present invention, it is substantially unnecessary to secure the strength against “torsion”, and it is only necessary to ensure the strength against “bending” and “tensile”. It can be very small. As a result, the boss diameter of the impeller can be kept small, the ratio of the suction mouse diameter of the impeller to the outer diameter of the impeller can be optimized, and the hydrodynamic efficiency of the impeller can be made a good value. For the motor rotor, for example, in the case of a DC brushless motor using permanent magnets, strength can be secured by fixing a metal magnetic yoke to the outside of the thin main shaft by a method such as press fitting. Even if a permanent magnet and a rotor case are attached to the outside of the magnetic yoke, the diameter of the entire motor rotor can be suppressed to an extremely small value.
According to a preferred aspect, a bearing ring that slides on the outer peripheral surface of the shaft sleeve is disposed between the motor rotor and the impeller. By comprising in this way, the sliding diameter (inner diameter) of the bearing ring which functions as a radial sliding bearing between shaft shafts can be suppressed small, and the mechanical loss of a bearing (bearing ring) can be reduced.
According to a preferred aspect, a thrust disk that rotates integrally with the shaft sleeve is disposed between at least one of the impeller or the motor rotor and the bearing ring. With this configuration, in addition to reducing the loss of the radial plain bearing (bearing ring), the mechanical loss can be achieved by reducing the sliding diameter (inner diameter) of the thrust disk that functions as an axial slide bearing with the bearing ring. Can be reduced. This can improve the efficiency of the device.
According to a preferred aspect, a shaft sleeve is attached to the end portion of the main shaft on the side opposite to the impeller, and the shaft sleeve is slidably supported by the bearing ring, and the motor rotor and the anti-impeller side bearing ring are A thrust disk that rotates integrally with the anti-impeller wheel shaft sleeve is disposed therebetween.
According to a preferred aspect, the motor rotor is configured by housing a metal part inside a resin rotor case, and transmits the rotational torque of the motor rotor to the shaft sleeve via the rotor case. It is designed to do this.
In this way, by housing metal parts inside the resin rotor case, in the case of a DC brushless motor using a permanent magnet for the motor rotor, the permanent magnet comes into contact with the handling liquid such as water. Rust can be prevented. Moreover, by directly transmitting the rotational torque of the motor rotor to the shaft sleeve via the rotor case, the diameter of the entire motor rotor can be suppressed to an extremely small value without consuming extra dimensions.
In order to achieve the third object described above, the fourth aspect of the present invention has a rotational speed of 3000 min. ^-1 Specific speed Ns (m ³ / Min, m, min ^-1 ) Is a motor pump used in the region of 0 <Ns ≦ 70, and a motor rotor using a permanent magnet for a part rotating in the liquid, and one stage rotating with the rotation of the motor rotor The impeller has a specific speed Ns of 100 ≦ Ns ≦ 400 at the maximum efficiency point flow rate, and the maximum outer diameter d of the wetting edge of the motor rotor is 0.3D in relation to the outer diameter D of the impeller. ≦ d ≦ 0.6D is set.
A shaft seal device such as a mechanical seal is used to achieve a long life while simultaneously designing a relatively small motor pump with an impeller outer diameter of, for example, 3 to 32 mm at a high speed to achieve high efficiency. Instead, using a so-called canned motor pump is a powerful option. However, in the conventional general small canned motor pump, an appropriate dimension is not set between the maximum outer diameter of the wetting edge of the motor rotor and the outer diameter of the impeller, and the maximum outer diameter of the wetting edge of the motor rotor is outside the impeller. It was set relatively large with respect to the diameter. For this reason, even if the pump is designed with high speed rotation to improve the pump efficiency, the agitation loss caused by the rotation of the motor rotor in the liquid becomes large, and the efficiency improvement effect effective in the entire motor pump is achieved. It was not obtained. The stirring loss of the motor rotor is proportional to the fifth power of the maximum outer diameter of the wetting edge of the motor rotor.
In such a case, a highly efficient canned motor pump can be realized by limiting the maximum wet outer diameter of the motor rotor to 30 to 60% of the outer diameter of the impeller.
Here, the rotation speed is 3000 min ^-1 The specific speed Ns at the point of use when ISO 2858 is known as an international standard for single-stage centrifugal pumps. This standard has a rotational speed of 1450 min. ^-1 And 2900 min ^-1 The flow rate, head, and impeller dimensions are specified for the pump manufactured in
The design speed of motor pumps, which were often driven by induction motors, was up to 3000 min using a 2-pole motor for commercial 50 Hz power supplies. ^-1 Was the limit of speeding up. For this reason, the design philosophy of the conventional motor pump is 2900 to 3000 min. ^-1 Was the upper limit of the rotation speed. However, advancements in inverters and DC brushless motors have made it possible to use higher speed motors.
On the other hand, Ns = (n · Q, which is an index for design of the pump ^1/2 / H ^3/4 ) (M ³ / Min, m, min ^-1 It is known that the efficiency of the centrifugal pump is significantly reduced when the value of) is 70 or less. Rotation speed is 3000min ^-1 The specific speed Ns at the point of use is Ns = (3000 · Q ^1/2 / H ^3/4 ) (M ³ / Min, m, min ^-1 This value is determined by the flow rate Q and the head H regardless of the state of the pump, that is, the shape of the pump (particularly the shape of the impeller). And the area where this specific speed Ns is 70 or less means that the rotational speed is 3000 min. ^-1 Even if designed in this way, it can be said that a single-stage centrifugal pump cannot secure good efficiency. Furthermore, further speaking, the rotational speed is 3000 min. ^-1 When the specific speed Ns at the point of use is 70 or less, it is 3000 min in order to ensure good efficiency with a single-stage centrifugal pump. ^-1 It can also be said that the pump should be designed at a rotational speed exceeding.
On the other hand, Ns at the maximum efficiency point flow rate is a value determined by the state of the pump, that is, the shape of the pump (particularly the shape of the impeller). When the pump is operated at a certain rotational speed, there is a flow rate / head that shows the highest efficiency. The specific speed Ns calculated based on the flow rate / lift at the highest efficiency point is “Ns at the highest efficiency point flow rate”. This value is determined by the shape of the pump, particularly the shape of the impeller, and is basically independent of the rotational speed at which the pump is operated. In order to improve the pump efficiency, it is necessary to select a pump in which Ns at the maximum efficiency point flow rate is 100 ≦ Ns ≦ 400 and to operate at an appropriate rotational speed.
That is, in the present invention, for example, the rotation speed is 3000 min. ^-1 For the use point where Ns becomes 70 when calculated as, the rotation speed is doubled, for example, 6000 min ^-1 Therefore, Ns is set to 70 × 2 = 140, and the corresponding approach is one of the constituent requirements. In this case, since the pump has a double rotational speed, the diameter of the impeller is about ½ and the same pressure can be generated. That is, high speed and downsizing can be achieved.
And all the pumps of the present invention are 3000 min. ^-1 × (Ns = 100 / Ns = 70) ≈4286 min ^-1 The vehicle is operated at the above maximum rotation speed. If a pump with Ns = 400 is selected, the maximum rotation speed is 3000 min. ^-1 × (Ns = 400 / Ns = 70) ≒ 17143min ^-1 That's it.
According to a preferred aspect, the outer diameter D of the impeller is set to 3 mm ≦ D ≦ 32 mm.
The minimum diameter of the impeller 22 is set to 3 mm or more for reasons of performance and processing.
1) Performance reasons
When the blade width becomes small as well as the blade diameter, the influence of the viscosity of the handling liquid increases, and the flow inside the impeller becomes a laminar flow instead of a turbulent flow. As a result, the design method based on turbulent flow cannot be used, and efficiency is inevitably lowered.
2) Reasons for processing
Although it is necessary to reduce the surface roughness in the impeller channel in proportion to the decrease in the blade diameter, there is a limit to the surface roughness even if it is manufactured by resin molding. In addition, it becomes difficult to ensure the dimensional accuracy of the blade width that decreases with the blade diameter. The small blade width is, for example, 0.2 mm ± 0.005 mm.
The reason why the minimum diameter of the impeller 22 is 32 mm or less is that it is preferably 32 mm or less in order to realize a relatively small motor pump.
Here, it is preferable to set the impeller outer diameter to 15 to 25 mm and the wet edge maximum outer diameter to 40 to 50% of the impeller outer diameter. Thus, by providing regularity to the dimensional ratio between the wet outer edge maximum diameter of the motor rotor and the impeller outer diameter, the overall efficiency of the entire motor pump can be improved.
According to a preferred aspect, a bearing is provided on the main plate side of the impeller.
According to a preferred aspect, the relationship between the maximum wet outer diameter d of the motor rotor and the radial gap δ formed outside the maximum wet outer diameter d of the motor rotor is:
0.05d ≦ δ ≦ 0.2d
It is characterized by being set to.
It is known that the stirring loss of the motor rotor decreases as the value of the radial gap δ increases. On the other hand, the larger the value of the radial gap δ, the smaller the torque that the motor stator can transmit to the motor rotor, and it is necessary to compensate for the smaller torque by other means. Here, for example, a rare earth permanent magnet such as neodymium having a strong magnetic force is used for the motor rotor of the DC brushless motor, so that even if the motor rotor is small and the radial gap δ is large, the motor stator to the motor rotor. Torque can be transmitted to. Therefore, from the viewpoint of improving the overall efficiency of the pump as a whole, the radial gap δ is 0.05d ≦ δ ≦ 0.2d, more preferably 0.07d in relation to the maximum outer diameter d of the wetting edge of the motor rotor. By setting ≦ δ ≦ 0.15d, the radial gap δ is too small and the stirring loss of the motor rotor becomes so large that it cannot be ignored. It can be prevented from becoming large.
In the case of a canned motor pump, the bearing on the anti-load side may become poorly lubricated depending on the operating conditions. Supplying to is widely done. Here, as described above, when the value of the radial gap δ is set, the radial gap δ is less than 0.01 times the general canned motor (the radial gap δ is generally less than 0.01 times the maximum outer diameter d of the wetting edge of the motor rotor. Therefore, the handling liquid is supplied to the sliding surface of the non-load-side bearing from the outer peripheral gap of the motor rotor without being affected by the viscosity of the handling liquid. As a result, there is no need to provide a through hole in the main shaft, and the main shaft can be designed to be thin to the limit of strength. This leads to a reduction in the bearing sliding diameter and contributes to a reduction in bearing sliding loss.
According to a preferred aspect, the relationship between the maximum wet outer diameter d of the motor rotor and the axial length L of the wet edge having the maximum outer diameter d is:
2d ≦ L ≦ 10d
It is characterized by being set to.
For example, it is known that the torque generated by a DC brushless motor is approximately proportional to the outer diameter and length of the motor rotor (more precisely, the diameter and length of the permanent magnets constituting the motor rotor). This indicates that a “relatively thick and short motor” and a “relatively thin and long motor” having substantially the same electrical characteristics can be designed. On the other hand, the stirring loss of the motor rotor of the canned motor pump is proportional to approximately the fifth power of the wet outer edge maximum outer diameter and is approximately proportional to the axial length of the wet outer edge maximum outer diameter portion.
Therefore, the axial length L of the wetting edge having the maximum outer diameter d of the motor rotor is 2d ≦ L ≦ 10d, more preferably 2.5d ≦ L ≦ 5d in relation to the maximum wetting edge outer diameter d. Set. As a result, the motor rotor can be made as elongated as possible to improve the overall efficiency. And it prevents the motor rotor from becoming too long, causing the main shaft to bend or bend, or to prevent the handling liquid from passing through the outer peripheral clearance of the motor rotor and causing the non-load bearing to have poor lubrication. be able to.
According to a preferred aspect, the impeller is attached to one end of a main shaft that rotates integrally with the motor rotor in a state in which the impeller is prevented from falling off the main shaft, and at both ends between the impeller and the motor rotor. Each is provided with a shaft sleeve with a detent.
When the pump has a small impeller outer diameter, the ratio of the main shaft diameter to the impeller outer diameter is relatively large in a general structure, and it is difficult to secure the flow passage area of the impeller suction portion. In addition, when a canned motor is used, the motor rotor rotates at a high speed in a state where it is immersed in the handling liquid, so that a stirring loss due to the stirring of the liquid occurs. In order to reduce this stirring loss, it is necessary to make the motor rotor as thin as possible. From the above viewpoint, it is important how the shaft can be designed to be thin while ensuring strength.
Therefore, by providing a shaft sleeve with anti-rotation at both ends between the impeller and the motor rotor, it is substantially unnecessary to secure the strength against “twisting”, and “bending” and “tensioning” It is sufficient to ensure the strength only against “ Thereby, the shaft diameter of the main shaft can be made extremely small. As a result, the boss diameter of the impeller can be kept small, the ratio of the impeller suction mouse diameter to the outer diameter of the impeller can be optimized, and the hydrodynamic efficiency of the impeller can be made a good value. For the motor rotor, for example, in the case of a DC brushless motor using permanent magnets, strength can be secured by fixing a metal magnetic yoke to the outside of the thin main shaft by a method such as press fitting. Even if a permanent magnet and a resin case are attached to the outside of the magnetic yoke, the diameter of the entire motor rotor can be suppressed to an extremely small value.
In addition, by providing a bearing metal between the impeller and the motor rotor so that the outer periphery of the shaft sleeve functions as a sliding surface with the bearing metal, the sliding diameter of the radial sliding bearing (bearing metal) can be reduced. The mechanical loss of the bearing can be reduced by keeping it small. For example, by making the sliding diameter of the radial sliding bearing 20% or less of the outer diameter of the impeller, the mechanical loss of the bearing can be made extremely small.
Further, a thrust disk may be provided between either the impeller or the motor rotor and the bearing metal, and a shaft sleeve rotation stop means for the thrust disk may be provided. By configuring in this way, in addition to reducing the loss of the radial sliding bearing, it is possible to reduce the mechanical loss by reducing the sliding diameter of the axial sliding bearing, thereby improving the efficiency of the device.
According to a preferred aspect, the DC brushless motor is configured using a motor rotor partially using a permanent magnet.
In a canned motor pump using an induction motor, the handling liquid evaporates and vaporizes due to the heat generated by the motor rotor, and the generated bubbles collect at the shaft core due to the centrifugal separation action of the rotating body, thereby inhibiting the lubrication of the bearing. May occur. The spindle through hole used in the above-described conventional canned motor pump is effective in eliminating such inconvenience, but has a problem that the spindle diameter becomes larger than necessary.
Therefore, by using a DC brushless motor using a permanent magnet for the motor rotor, the electric loss of the motor rotor can be suppressed to a very small amount, and the heat generation of the motor rotor can be extremely reduced. As a result, there is no generation of bubbles, and therefore the lubrication of the bearing is not hindered. That is, as described above, by setting the value of the radial gap δ large and using a DC brushless motor, sufficient lubricity of the bearing can be ensured without providing the spindle through hole.
A DC brushless motor is known to have better efficiency than an induction machine. Therefore, by using a DC brushless motor for the motor pump, it is possible to improve the structure and dimensions and to obtain the optimum overall efficiency. That is, by reducing the stirring loss of the motor rotor and the like by reducing the stirring loss of the motor rotor, it is possible to provide a motor pump that is maximally efficient.
Furthermore, since the motor rotor and the motor stator are attracted by the action of the permanent magnet, the DC brushless motor has a characteristic that it is difficult to move in the axial direction even when an external force is applied to the motor rotor. This means that the axial thrust bearing generated by the rotation of the impeller and the attractive force of the permanent magnet act in opposite directions, so that the load and friction torque of the axial sliding bearing are substantially reduced. . That is, by using a DC brushless motor, it is possible to contribute to improvement of bearing durability and reduction of mechanical loss.
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
First to fourth embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS.
FIG.1 and FIG.2 is a figure which shows the centrifugal pump of the 1st Embodiment of this invention. The centrifugal pump of the present invention has a casing 10 in which a suction nozzle 10a and a discharge nozzle 10b are integrally formed. The casing 10 and the casing cover 12 are covered by covering the back opening of the casing 10 with the casing cover 12. A spiral chamber 16 is formed at the center between the two. Here, the outer periphery of the casing 10 and the casing cover 12 is provided with a wax portion (fitting portion) 18 comprising a fitting inner diameter portion 10c and a fitting outer diameter portion 12a. The coaxiality of the casing 10 and the casing cover 12 is ensured via the brazing part 18.
Inside the spiral chamber 16, an impeller 22 fixed so as to rotate integrally with the main shaft 20 is accommodated and disposed at an end portion of the main shaft 20 that is rotatable. The main shaft 20 is rotatably supported via a pair of bearings 42 disposed inside the bearing body 40. Further, fluid in the spiral chamber 16 is prevented from leaking to the bearing body 40 side through a shaft seal device (mechanical seal) 44.
On the surface of the casing cover 12 facing the casing 10, a hollow portion 12 b constituting the volute 26 is provided. The volute 26 has a diameter of the wax portion 18, that is, a wax diameter D. ₄ The impeller diameter D of the impeller 22 housed in the spiral chamber 16. ₁ And a diffuser portion 24 extending smoothly in a direction substantially tangential to the spiral portion 14. In other words, by combining the casing 10 and the casing cover 12 with the mating surface T being combined, the cannula diameter D is between the casing 10 and the casing cover 12. ₄ A volute 26 having a spiral portion 14 and a diffuser portion 24 smoothly connected to the spiral portion 14 is configured. The outlet of the diffuser portion 24 communicates with the discharge nozzle 10b of the casing 10.
In this way, the hollow portion 12b constituting the volute 26 having the spiral portion 14 and the diffuser portion 24 that are continuous with each other is formed into a cannula diameter D. ₄ By providing the casing cover 12 on the surface of the casing cover 12 facing the casing 10, the casing cover 12 can be shaped such that the cavity 12b is open to the outside. Thereby, this casing cover 12 is shape | molded by injection molding, for example, without using a core etc., and the ideal volute shape without a level | step difference and a corner in the middle of a flow path can be obtained easily. .
Here, in this example, for the reasons described above, the casing 10 and the casing cover 12 are integrally formed of a resin molded product such as resin or aluminum die-cast. This also applies to the following embodiments.
As a result, rotation of the impeller 22 causes centrifugal force to be applied, and the velocity energy component of the pressurized fluid output from the impeller 22 includes the spiral portion 14 that collects the fluid, the diffuser portion 24 that decelerates the fluid, Is effectively converted to pressure by a volute 26 having
FIG. 3 shows a centrifugal pump according to a second embodiment of the present invention. In the centrifugal pump of the embodiment shown in FIG. 3, the partition wall 50 is arranged inside the cavity portion 12b constituting the volute 26 in the embodiment shown in FIGS. Thus, a double volute having two volutes, that is, a first volute 26a having a first spiral portion 14a and a first diffuser portion 24a, and a second volute 26b having a second spiral portion 14b and a second diffuser portion 24b, is obtained. It is formed to reduce the radial thrust of the pump. The other configuration is the same as that of the centrifugal pump shown in FIGS. 1 and 2, and the description thereof is omitted here.
As described above, the casing cover 12 configured as shown in FIG. 3 has a shape in which the cavity 12b is open to the outside, and can be easily molded by injection molding.
FIG. 4 shows a centrifugal pump according to a third embodiment of the present invention. The centrifugal pump of the embodiment shown in FIG. 4 is different from the centrifugal pump of the embodiment shown in FIGS. 1 and 2 in the following points. That is, on the surface of the casing 10 facing the casing cover 12, the diameter of the wax part (fitting part) 18, that is, the wax diameter D ₄ The impeller diameter D of the impeller 22 housed in the spiral chamber 16 (see FIG. 3) ₁ A hollow portion 10d constituting a volute 26 having a spiral portion 14 extending along (see FIG. 3) and a diffuser portion 24 extending smoothly in a substantially tangential direction of the spiral portion 14 is provided. Yes. In other words, by combining the casing 10 and the casing cover 12 with the mating surface T being combined, the cannula diameter D is between the casing 10 and the casing cover 12. ₄ A volute 26 having a spiral portion 14 and a diffuser portion 24 smoothly connected to the spiral portion 14 is configured, and an outlet of the diffuser portion 24 communicates with the discharge nozzle 10b of the casing 10. It is like that.
FIG. 5 shows a centrifugal pump according to a fourth embodiment of the present invention. In the fourth embodiment shown in FIG. 5, the present invention is applied to a canned motor pump integrally combined with a so-called canned motor. The centrifugal pump of the embodiment shown in FIG. 5 is different from the centrifugal pump of the embodiment shown in FIGS. 1 and 2 in the following points. That is, in the spiral pump shown in FIG. 5, a stator can (rotary body storage chamber) 52 bulging rearward is formed integrally with the casing cover 12 on the back side of the casing cover 12. A motor rotor 56 integral with the impeller 22 is accommodated in a rotor chamber 54 inside the stator can 52, and a motor housing 60 including a motor stator 58 is disposed on the outer periphery of the stator can 52. Further, in this example, the main shaft 20 is fixed, and the motor rotor 56 integrated with the impeller 22 includes a radial bearing 64 attached to both ends of the main shaft 20, a thrust bearing 62 attached to a position facing the radial bearing 64, and a reverse bearing. A thrust bearing 66 is rotatably supported.
Thus, even in the case of the casing cover 12 having the stator can (rotating body storage chamber) 52 bulging rearward, the cavity 12b and the stator can (rotating body storage chamber) 52 are open to the outside. Thus, the casing cover 12 can be easily formed by, for example, injection molding without using a core or the like.
As described above, according to the first to fourth embodiments of the present invention, the volute having the spiral portion and the diffuser portion that are continuous with each other is provided inside the enamel diameter, so that the volute is at the component level. It is possible to form a casing and a casing cover having a hollow portion constituting the volute without using a core or the like. This makes it possible to easily form an ideal volute shape having no steps or corners in the middle of the flow path and to obtain good pump performance.
Next, fifth and sixth embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the same or equivalent member as the conventional spiral pump shown in FIG.18 and FIG.19, and the description is partially abbreviate | omitted.
6 and 7 show the main part of a centrifugal pump according to a fifth embodiment of the present invention. The centrifugal pump shown in FIGS. 6 and 7 is provided between the outer peripheral surface of the suction side end of the impeller 422 and the liner ring storage portion 410e of the casing 410 provided at a position surrounding the periphery of the end of the impeller 422. A ring-shaped liner ring 446 is attached. The liner ring 446 is made of, for example, a resin or a ceramic having a small frictional resistance and good slidability. The liner ring storage portion 410e includes a front surface 442 that faces the impeller 422 in the axial direction and an inner surface 444 that faces the impeller 422 in the radial direction.
Here, the liner ring 446 is provided with play in the axial direction of the main shaft 420 and the diameter direction of the impeller 422, and is mounted in a state in which movement in the rotational direction is restricted, so that self-alignment is possible.
That is, a step 422a is provided in the shaft portion of the impeller 422, and the movement along the axial direction of the main shaft 420 of the liner ring 446 is restricted in a state having play by the step 422a and the front surface 442 of the liner ring storage portion 410e. ing. As described above, the step 422a is provided in the shaft portion of the impeller 422, the liner ring 446 is brought into contact with the step 422a, and the backward movement is restricted, so that a transitional situation such as when the pump is started or during transportation is performed. In this case, even if the liner ring 446 receives a force in a direction in which the liner ring 446 comes out of the casing 410, the step 422 a provided in the impeller 422 can prevent the liner ring 446 from falling out of the casing 410.
Further, the liner ring storage portion 410e of the casing 410 has a shape along the outer shape of the liner ring 446 stored therein, and a gap S is formed between the outer periphery and the outer periphery. ₂ It has an inner surface 444 that can be used. As a result, the liner ring 446 has a gap S. ₂ Thus, there is play in the diameter direction of the impeller 422, and further movement is restricted.
Furthermore, arc-shaped concave portions 440a are provided at a plurality of locations (four locations in the drawing) along the circumferential direction of the outer peripheral end surface of the liner ring 446, and locations corresponding to the concave portions 440a of the inner surface 444 of the liner ring storage portion 410e. Is provided with an arc-shaped convex portion 444a. The liner ring 446 is prevented from rotating by positioning the convex portion 444a in the concave portion 440a.
Accordingly, a kind of throttle that partitions the high-pressure side and the low-pressure side inside the casing 410 can be formed by the liner ring 446 mounted inside the casing 410. Moreover, by providing the liner ring 446 with play in the axial direction and the diameter direction of the impeller 422, the liner ring 446 can be mounted in a self-aligning manner without requiring high machining accuracy.
According to the embodiment shown in FIGS. 6 and 7, the impeller 422 rotates integrally with the main shaft 420. With the rotation of the impeller 422, the liquid to be handled is sucked into the casing 410 from the suction nozzle 410a (see FIG. 13), boosted by the impeller 422, and discharged sequentially from the discharge nozzle 410b (see FIG. 13). The At this time, the high-pressure handling liquid acts on the back surface of the liner ring 446, and the liner ring 446 is pushed and fixed to the front surface 442 side of the liner ring storage portion 410e.
FIG. 8 shows a centrifugal pump according to a sixth embodiment of the present invention. In the sixth embodiment shown in FIG. 8, the present invention is applied to a canned motor pump combined with a so-called canned motor. The centrifugal pump shown in FIG. 8 is different from the centrifugal pump of the embodiment shown in FIGS. 6 and 7 in that a stator can (rotary body storage chamber) 152 bulging rearward is provided on the back side of the casing cover 412. 412 is formed integrally with 412. A motor rotor 156 integrated with the impeller 422 is accommodated in a rotor chamber 154 inside the stator can 152, and a motor housing 160 including a motor stator 158 is disposed on the outer periphery of the stator can 152. Further, in this example, the main shaft 420 is fixed, and the motor rotor 156 integrated with the impeller 422 includes a slide bearing 162 attached to both ends of the main shaft 420, a thrust bearing 164 attached to a position opposite to the slide bearing 162, and a reverse bearing. A thrust bearing 166 is rotatably supported.
Here, in the embodiment shown in FIG. 8, the casing 410, the casing cover 412 having the stator can 152, the motor rotor 156 integrated with the impeller 422, and the motor housing 160 embedded with the motor stator 158 are injected with resin. It is integrally formed by molding or the like.
As described above, according to the fifth and sixth embodiments of the present invention, between the suction side end outer peripheral surface of the impeller and the liner ring storage portion of the casing surrounding the periphery of the end portion, By mounting the liner ring so as to be self-aligning, it is possible to provide a spiral pump with low cost and good pump performance. Mounting the liner ring does not require special holding parts, and the parts do not require high machining accuracy.
Next, seventh and eighth embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS.
FIG. 9 is a sectional view of a motor pump according to the seventh embodiment of the present invention. This motor pump has a motor unit 210 formed of a so-called DC brushless motor and a centrifugal pump unit 212.
The motor unit 210 includes a cylindrical motor stator 214 and a motor rotor 216 disposed inside the motor stator 214. The motor stator 214 is integrally embedded in a cylindrical motor casing 218 molded by, for example, polyester resin. A load-side bearing bracket 220 is attached to one end of the motor casing 218 on the pump portion 212 side, and an anti-load-side bearing bracket 222 is attached to the other end. Further, the inner peripheral surfaces of the motor rotor 216 and the motor casing 218 are sealed with a cylindrical liner portion 224 that is integrally connected to the load-side bearing bracket 220 and extends across the anti-load-side bearing bracket 222. These brackets 220 and 222 are manufactured by injection molding a resin material such as PPS (polyphenylene sulfide).
The motor rotor 216 has a metal magnetic yoke 226, a permanent magnet 228 is fixed to the outer peripheral surface of the magnetic yoke 226 with an epoxy-based adhesive or the like, and the main shaft 230 is attached to the inner diameter portion of the magnetic yoke 226. Is press-fitted and fixed. A rotor case 232 made of resin such as PPS is provided so as to enclose the magnetic yoke 226 and the permanent magnet 228. The rotor case 232 includes a cup-shaped case main body 234 and a lid-shaped case cover 236. The case main body 234 and the case cover 236 are joined together in a state of being sealed with an epoxy-based adhesive or the like. The magnetic yoke 226 and the permanent magnet 228 are joined with an adhesive. Further, a sealing agent is applied to a portion where the case main body 234 and the case cover 236 of the rotor case 232 are fitted to the main shaft 230, so that the sealing performance in the rotor case 232 is maintained. With this configuration, the magnetic yoke 226 and the permanent magnet 228 can be completely blocked from the handling liquid, and the magnetic yoke 226 and the permanent magnet 228 can be prevented from being rusted. The main shaft 230 is a centerless polishing shaft made of, for example, an austenitic stainless alloy, and its diameter is, for example, about 1.5 mm.
The centrifugal pump unit 212 has a cup shape, and includes a pump casing 240 made of resin such as PPS, in which a suction nozzle 240a is provided at the bottom of the cup shape, and a discharge nozzle 240b is provided on a side surface. Then, by fixing the load side bearing bracket 220 to the cup-shaped opening of the pump casing 240 via the O-ring 242, the spiral chamber 244, and the spiral chamber 244 between the pump casing 240 and the load side bearing bracket 220, A diffuser portion 246 that smoothly connects the spiral chamber 244 and the discharge nozzle 240b is formed. The pump casing 240 and the anti-load side bearing bracket 222 are fixed with bolts 248 with the load side bearing bracket 220 and the motor casing 218 sandwiched therebetween.
A closed impeller 250 having a front shroud is disposed inside the spiral chamber 244. The impeller 250 is attached to the end of the main shaft 230 that extends to the inside of the spiral chamber 244 via an E-shaped retaining ring 252 so that it cannot escape. That is, the main shaft 230 is inserted into a through hole provided in the central portion of the impeller 250, and an E-shaped retaining ring 252 is attached to the exposed shaft end of the main shaft 230.
The E-shaped retaining ring 252 is for preventing the impeller 250 and further the shaft sleeve 260 described below from dropping off from the main shaft 230. The E-type retaining ring 252 does not tighten the impeller in the axial direction like a screw, but simply restricts the movement of the impeller 250 and the axial sleeve 260 in the axial direction. Therefore, the impeller 250, the shaft sleeve 260, and the like have a structure in which there is no problem even if there are some gaps or play in the axial direction, and instead of the E-type retaining ring 252, a grip retaining ring, a push nut, or the like is simple. Any fixing means may be used. Therefore, productivity is also good. Further, by sandwiching an element (not shown) such as a coil spring between the E-shaped retaining ring 252 and the impeller 250, the impeller 250 and the shaft sleeve 260 are prevented from moving in the axial direction, Generation of noise can be prevented. Furthermore, the pump casing 240 is provided with a liner ring 254 that forms a minute gap with the outer peripheral portion of the suction mouth of the impeller 250. The liner ring 254 is made of, for example, a fluororesin.
Between the motor rotor 216 and the impeller 250, a cylindrical shaft sleeve 260 that surrounds the main shaft 230 and transmits the rotational torque of the motor rotor 216 to the impeller 250 is disposed. A flat portion 260a parallel to each other is formed at one end of the shaft sleeve 260 on the motor rotor 216 side facing each other, and a flat portion 260b parallel to each other is also formed at a portion facing the other end of the shaft sleeve 260. Has been. On the other hand, the case cover 236 of the rotor case 232 is formed with a fitting portion 236 a having a string-like flat portion that abuts on the flat portion 260 a of the shaft sleeve 260. A fitting portion 250a having a string-like flat portion that comes into contact with the flat portion 260b is formed. One end of the shaft sleeve 260 having the flat portion 260a is fitted to the fitting portion 236a of the case cover 236, and the other end of the shaft sleeve 260 having the flat portion 260b is fitted to the fitting portion 250a of the impeller 250. ing. When the diameter of the shaft sleeve 260 is 3.5 mm, the distance between one of the parallel flat portions 260a of the shaft sleeve 260 is about 3.0 mm, even if it is in the other parallel flat portion 260b. It is the same.
As a result, the flat portions 260a and 260b provided at both ends of the shaft sleeve 260 and the fitting portions 236a and 250a provided at the case cover 236 and the impeller 250 serve to prevent rotation, and the motor rotates via the shaft sleeve 260. The rotational torque of the child 216 can be reliably transmitted to the impeller 250.
As a result, it is substantially unnecessary to secure the strength against “twisting” of the main shaft 230, and it is only necessary to secure the strength against “bending” and “tensile”, so the shaft diameter should be made extremely small. Can do. As a result, the boss diameter of the impeller 250 can be suppressed, the ratio of the suction mouse diameter of the impeller 250 to the outer diameter of the impeller 250 can be optimized, and the hydrodynamic efficiency of the impeller 250 can be improved. it can. Further, for the motor rotor 216, for example, in the case of a DC brushless motor using a permanent magnet 228, strength is secured by fixing a metal magnetic yoke 226 to the outside of the thin main shaft 230 by a method such as press fitting. Even if the permanent magnet 228 and the rotor case 232 are attached to the outside, the diameter of the entire motor rotor 216 can be suppressed to an extremely small value. In addition, since the rotational torque of the motor rotor 216 is directly transmitted to the shaft sleeve 260 via the case cover 236 of the rotor case 232, an extra dimension is not necessary, and the diameter of the entire motor rotor 216 is made extremely small. Can be suppressed.
The impeller 250 is manufactured by injection molding a resin material such as PPS, and the shaft sleeve 260 is manufactured by a ceramic material such as alumina or a resin material such as PEEK (polyether ether ketone).
A cylindrical bearing ring 262 that slides on the outer peripheral surface of the shaft sleeve 260 is disposed between the motor rotor 216 and the impeller 250, and this bearing ring 262 is disposed in the bearing housing 220 a of the load side bearing bracket 220. It is fixed to. The bearing ring 262 plays a role as a radial sliding bearing with the shaft sleeve 260. Thus, by sliding with the outer peripheral surface of the shaft sleeve 260, the sliding diameter (inner diameter) of the bearing ring 262 is obtained. Can be kept small, and the mechanical loss of the bearing ring 262 can be reduced. The bearing ring 262 is made of, for example, PEEK or PPS.
Further, a thrust disk 264 that rotates integrally with the shaft sleeve 260 is disposed between the motor rotor 216 and the bearing ring 262. That is, a fitting portion having a chordal flat portion that abuts on the flat portion 260 a provided at the end of the shaft sleeve 260 is formed at the center of the thrust disk 264. By fitting the end portion of the shaft sleeve 260 into the fitting portion, the flat portion 260a provided at the end portion of the shaft sleeve 260 and the fitting portion of the thrust disk 264 serve as a rotation stop. Yes.
This thrust disk 264 is made of, for example, a ceramic material such as alumina, and is forwardly generated by the impeller 250 between the end face of the bearing ring 262, that is, the impeller is pushed toward the suction mouse side of the impeller. It plays the role of an axial sliding bearing that supports the axial thrust load in the direction. With this configuration, in addition to reducing the loss of the radial sliding bearing (bearing ring 262), the mechanical loss can be reduced by reducing the sliding diameter (inner diameter) of the thrust disk 264 functioning as an axial sliding bearing. This can improve the efficiency of the device.
Furthermore, in this example, the main shaft 230 is rotatably supported on the anti-load side with the same configuration as that on the load side.
In other words, a cylindrical shaft sleeve 270 is attached to the end portion of the main shaft 230 that extends toward the non-load side through the E-shaped retaining ring 272 so that it cannot be removed. The shaft sleeve 270 is provided with flat portions 270a parallel to each other at the end of the shaft sleeve 270 on the motor rotor 216 side. The case main body 234 of the rotor case 232 is provided with a fitting portion 234a having a string-like flat portion that comes into contact with the flat portion 270a. Then, the end portion having the flat portion 270a is fitted to the fitting portion 234a so as to rotate integrally with the motor rotor 216.
A cylindrical bearing ring 274 that slides on the outer peripheral surface of the shaft sleeve 270 is disposed, and the bearing ring 274 is fixed in the bearing housing 222 a of the anti-load side bearing bracket 222. The bearing ring 274 serves as a radial sliding bearing with the shaft sleeve 270.
Further, between the motor rotor 216 and the bearing ring 274, a thrust disk 276 that rotates integrally with the shaft sleeve 270 and functions as an axial sliding bearing with the end surface of the bearing ring 274 is disposed. . At the center of the thrust disk 276, a fitting portion having a chordal flat portion that abuts on the flat portion 270a provided at the end of the shaft sleeve 270 is formed, and the flat portion of the shaft sleeve 260 is formed in the fitting portion. An end portion having a portion 270a is fitted.
In this manner, by rotatably supporting the non-load side of the main shaft 230, in addition to reducing the loss of the radial sliding bearing (bearing ring 274), the sliding of the thrust disk 276 that functions as an axial sliding bearing is performed as described above. Mechanical loss can be reduced by keeping the moving diameter (inner diameter) small. This can improve the efficiency of the device.
According to this embodiment, as the motor unit 210 is driven, the motor rotor 216 and the main shaft 230 rotate integrally, and the rotational torque of the motor rotor 216 is transmitted to the impeller 250 via the shaft sleeve 260. As a result, the impeller 250 rotates. Then, with the rotation of the impeller 250, the liquid to be handled is sucked into the pump casing 240 from the suction nozzle 240 a and is guided to the inside of the impeller 250 to increase the pressure, and the discharge nozzle 240 b passes through the diffuser portion 246 of the pump casing 240. Are discharged sequentially. A part of the handling liquid is guided into a space defined by the cylindrical liner portion 224 of the load-side bearing bracket 220, and the load-side bearing, that is, between the shaft sleeve 260 and the bearing ring 262 and the bearing ring 262. And the thrust disk 264, and the bearing on the opposite load side, that is, between the shaft sleeve 270 and the bearing ring 274, and between the bearing ring 274 and the thrust disk 276, and for cooling the motor unit 210. .
FIG. 10 is a cross-sectional view showing a motor pump according to an eighth embodiment of the present invention. In the motor pump of this example, the motor casing 280 is made of a cylindrical metal frame made of, for example, a stainless alloy. A load side bearing bracket 282 is disposed at one end of the motor casing 280, and an anti-load side bearing bracket 286 is disposed at the other end via a frame side plate 284. Further, the pump casing 288 is disposed at the end of the load side bearing bracket 282 and the bolts 290 and 292 are tightened to connect the load side bearing bracket 282, the frame side plate 284, the anti-load side bearing bracket 286, and the pump casing 288. ing. The load side bearing bracket 282, the frame side plate 284, the anti-load side bearing bracket 286, and the pump casing 288 are made of a metal resistant to rust such as a stainless alloy. Further, the inner peripheral surface of the motor stator 214 fixed to the inner peripheral surface of the motor casing 280 is sealed with a resin can 294 spanned between the load side bearing bracket 282 and the frame side plate 284.
As a result, it is mainly made of rust-resistant metal such as stainless steel alloy, suitable for use in the area of small output with extremely small water volume, excellent durability, relatively simple structure, and being able to achieve small size and compactness. A centrifugal (non-volumetric) motor pump having a high-speed rotation design can be configured.
As described above, according to the seventh and eighth embodiments of the present invention, it is suitable for use in a region with a small amount of water and a small output, has excellent durability, has a simple structure, is small and compact. Further, it is possible to provide a centrifugal (non-volumetric) pump having a high-speed rotation design with good productivity.
Next, a ninth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
FIG. 11 is a sectional view of a motor pump according to the ninth embodiment of the present invention. This motor pump has a motor unit 310 formed of a so-called DC brushless motor and a centrifugal pump unit 312 and falls within the category of a so-called canned motor pump.
The motor unit 310 includes a cylindrical motor stator 314 and a motor rotor 316 disposed inside the motor stator 314. The motor stator 314 is integrally embedded in a cylindrical motor casing 318 molded by, for example, polyester resin. A load-side bearing bracket 320 is attached to one end of the motor casing 318 on the pump unit 312 side, and an anti-load-side bearing bracket 322 is attached to the other end. Further, the inner peripheral surfaces of the motor rotor 316 and the motor casing 318 are sealed with a cylindrical liner portion 324 that is integrally connected to the load-side bearing bracket 320 and extends across the anti-load-side bearing bracket 322. These brackets 320 and 322 are manufactured by injection molding a resin material such as PPS (polyphenylene sulfide).
The motor rotor 316 has a metal magnetic yoke 326, and a permanent magnet 328 is fixed to the outer peripheral surface of the magnetic yoke 326 with an epoxy-based adhesive or the like. Is press-fitted and fixed. A rotor case 332 made of resin such as PPS is provided so as to enclose the magnetic yoke 326 and the permanent magnet 328. The rotor case 332 includes a cup-shaped case main body 334 and a lid-shaped case cover 336, and the case main body 334 and the case cover 336 are joined together while being sealed with an epoxy adhesive or the like. The magnetic yoke 326 and the permanent magnet 328 are joined with an adhesive. Further, a sealing agent is applied to a portion where the case main body 334 and the case cover 336 of the rotor case 332 are fitted to the main shaft 330, so that the sealing performance in the rotor case 332 is maintained. With this configuration, the magnetic yoke 326 and the permanent magnet 328 can be completely blocked from the handling liquid, and the magnetic yoke 326 and the permanent magnet 328 can be prevented from being rusted. The main shaft 330 is a centerless polishing shaft made of, for example, an austenitic stainless alloy, and its diameter is, for example, about 1.5 mm.
The centrifugal pump unit 312 has a cup shape, and has a pump casing 340 made of resin such as PPS, in which a suction nozzle 340a is provided at the bottom of the cup shape, and a discharge nozzle 340b is provided on a side surface. Then, by fixing the load-side bearing bracket 320 to the cup-shaped opening of the pump casing 340 via the O-ring 342, the spiral chamber 344 and the load-side bearing bracket 320 are disposed between the pump casing 340 and the load-side bearing bracket 320. A diffuser portion 346 that smoothly connects the spiral chamber 344 and the discharge nozzle 340b is formed. The pump casing 340 and the anti-load side bearing bracket 322 are fixed with bolts 348 with the load side bearing bracket 320 and the motor casing 318 interposed therebetween.
Inside the spiral chamber 344, an impeller having a front shroud and having an outer diameter D of 32 mm or less, in this example, an impeller 350 having a diameter of 20 mm is disposed. The impeller 350 is attached to the end portion of the main shaft 330 extending to the inside of the spiral chamber 344 through an E-shaped retaining ring 352 so as not to drop off. That is, the main shaft 330 is inserted into a through hole provided at the center of the impeller 350, and an E-shaped retaining ring 352 is attached to the exposed shaft end of the main shaft 330.
The E-type retaining ring 352 is for preventing the impeller 350 and the shaft sleeve 360 described below from falling off the main shaft 330, and does not tighten the impeller axially like a screw. It simply limits the movement of the impeller 350 and the shaft sleeve 360 in the axial direction. Therefore, the impeller 350, the shaft sleeve 360, and the like have a structure that does not hinder even if there are some gaps or play in the axial direction. Instead of the E-type retaining ring 352, a simple gripper retaining ring, push nut, etc. Any fixing means may be used. Therefore, productivity is also good. Further, by sandwiching an element (not shown) such as a coil spring between the E-shaped retaining ring 352 and the impeller 350, the impeller 350 and the shaft sleeve 360 are prevented from moving in the axial direction, Generation of noise can be prevented. Further, the pump casing 340 is provided with a liner ring 354 made of, for example, a fluororesin, which forms a minute gap with the outer peripheral portion of the suction mouth of the impeller 350.
Between the motor rotor 316 and the impeller 350, a cylindrical shaft sleeve 360 that surrounds the main shaft 330 and transmits the rotational torque of the motor rotor 316 to the impeller 350 is disposed. A flat portion 360a parallel to each other is formed on one end of the shaft sleeve 360 on the motor rotor 316 side, and a flat portion 360b parallel to each other is formed on the opposite portion on the other end. Yes. On the other hand, the case cover 336 of the rotor case 332 is formed with a fitting portion 336a having a string-like flat portion that contacts the flat portion 360a of the shaft sleeve 360, and the impeller 350 has a flat portion of the shaft sleeve 360. A fitting portion 350a having a string-like flat portion that comes into contact with 360b is formed. One end of the shaft sleeve 360 having the flat portion 360 a is fitted to the fitting portion 336 a of the case cover 336, and the other end having the flat portion 360 b is fitted to the fitting portion 350 a of the impeller 350. When the diameter of the shaft sleeve 360 is 3.5 mm, the distance between one parallel flat portion 360a of the shaft sleeve 360 is about 3.0 mm, even if it is in the other parallel flat portion 360b. It is the same.
As a result, the flat portions 360a and 360b provided at both ends of the shaft sleeve 360 and the fitting portions 336a and 350a provided at the case cover 336 and the impeller 350 serve to prevent rotation, thereby reducing the rotational torque of the motor rotor 316. The shaft can be reliably transmitted to the impeller 350 through the shaft sleeve 360.
As a result, it is substantially unnecessary to secure the strength against “twisting” of the main shaft 330, and it is only necessary to secure the strength against “bending” and “tensile”, so that the shaft diameter is set to a very small value. Can do. As a result, the boss diameter of the impeller 350 can be kept small, the ratio of the suction mouse diameter of the impeller 350 to the outer diameter of the impeller 350 can be optimized, and the hydrodynamic efficiency of the impeller 350 can be improved. it can. The motor rotor 316 also has a sufficient strength by fixing a metallic magnetic yoke 326 to the outside of the thin main shaft 330 by a method such as press fitting in the case of a DC brushless motor using a permanent magnet 328, for example. it can. Here, even if the permanent magnet 328 and the rotor case 332 are attached to the outside of the magnetic yoke 326, the diameter of the entire motor rotor 316 can be suppressed to an extremely small value. In addition, since the rotational torque of the motor rotor 316 is directly transmitted to the shaft sleeve 360 via the case cover 336 of the rotor case 332, an extra dimension is not necessary, and the diameter of the entire motor rotor 316 is reduced to an extremely small value. Can be suppressed.
The impeller 350 is manufactured by injection molding a resin material such as PPS, and the shaft sleeve 360 is manufactured by a ceramic material such as alumina or a resin material such as PEEK (polyether ether ketone).
A cylindrical bearing metal 362 that slides on the outer peripheral surface of the shaft sleeve 360 is disposed between the motor rotor 316 and the impeller 350. The bearing metal 362 is disposed in the bearing housing 320a of the load side bearing bracket 320. It is fixed to. The bearing metal 362 plays a role as a radial sliding bearing with the shaft sleeve 360. By sliding the bearing metal 362 on the outer peripheral surface of the shaft sleeve 360, the bearing metal 362 has a sliding diameter (inner diameter). ) Can be kept small, and the mechanical loss of the bearing metal 362 can be reduced. The bearing metal 362 is made of, for example, PEEK or PPS.
Further, a thrust disk 364 that rotates integrally with the shaft sleeve 360 is disposed between the motor rotor 316 and the bearing metal 362. That is, a fitting portion having a chordal flat portion that abuts on the flat portion 360 a provided at the end of the shaft sleeve 360 is formed at the center of the thrust disk 364. By fitting the end portion of the shaft sleeve 360 into the fitting portion, the flat portion 360a provided at the end portion of the shaft sleeve 360 and the fitting portion of the thrust disk 364 serve as a detent. Yes.
This thrust disk 364 is made of, for example, a ceramic material such as alumina, and is forwardly generated by the impeller 350 between the end face of the bearing metal 362, that is, the impeller is pushed toward the suction mouse side of the impeller. It plays the role of an axial sliding bearing that supports the axial thrust load in the direction. By configuring in this way, in addition to reducing the loss of the radial sliding bearing (bearing metal 362), the sliding diameter (inner diameter) of the thrust disk 364 functioning as an axial sliding bearing can be kept small, and the mechanical loss can be reduced. This can improve the efficiency of the device.
Furthermore, in this example, the main shaft 330 is rotatably supported on the anti-load side with the same configuration as that on the load side.
In other words, a cylindrical shaft sleeve 370 is attached to the end portion of the main shaft 330 that extends to the non-load side through the E-shaped retaining ring 372 so as not to drop off. The shaft sleeve 370 is provided with flat portions 370a parallel to each other at the end of the shaft sleeve 370 on the motor rotor 316 side. The case main body 334 of the rotor case 332 is provided with a fitting portion 334a having a string-like flat portion that comes into contact with the flat portion 370a. Then, the end portion having the flat portion 370a is fitted to the fitting portion 334a so as to rotate integrally with the motor rotor 316.
A cylindrical bearing metal 374 that slides on the outer peripheral surface of the shaft sleeve 370 is disposed, and the bearing metal 374 is fixed in the bearing housing 322 a of the anti-load side bearing bracket 322. The bearing metal 374 serves as a radial sliding bearing with the shaft sleeve 370.
Further, between the motor rotor 316 and the bearing metal 374, there is disposed a thrust disk 376 that rotates integrally with the shaft sleeve 370 and serves as an axial sliding bearing with the end surface of the bearing metal 374. . At the center of the thrust disk 376, a fitting portion having a chord-like flat portion that comes into contact with the flat portion 370a provided at the end of the shaft sleeve 370 is formed. And the edge part which has the flat part 370a of the shaft sleeve 360 is fitted in this fitting part.
In this way, by supporting the counter-load side of the main shaft 330 in a freely rotatable manner, in the same manner as described above, in addition to reducing the loss of the radial sliding bearing (bearing metal 374), the sliding of the thrust disk 376 functioning as an axial sliding bearing is possible. The moving diameter (inner diameter) can be kept small to reduce mechanical loss, thereby improving the efficiency of the device.
According to this embodiment, as the motor unit 310 is driven, the motor rotor 316 and the main shaft 330 rotate together, and the rotational torque of the motor rotor 316 is transmitted to the impeller 350 via the shaft sleeve 360. The impeller 350 rotates. Then, along with the rotation of the impeller 350, the liquid to be handled is sucked into the pump casing 340 from the suction nozzle 340a, led to the inside of the impeller 350, and pressurized, and discharged through the diffuser portion 346 of the pump casing 340. The liquid is sequentially discharged from 340b. A part of the liquid to be handled is guided into a space defined by the cylindrical liner portion 324 of the load side bearing bracket 320, and the load side bearing, that is, between the shaft sleeve 360 and the bearing metal 362, and the bearing metal 362. And the thrust disk 364, and the bearing on the anti-load side, that is, between the shaft sleeve 370 and the bearing metal 374, and between the bearing metal 374 and the thrust disk 376 and used for cooling the motor unit 310. .
Here, the most effectively functioning region of the motor pump of the ninth embodiment will be described with reference to FIG. 12 showing the relationship between the flow rate (horizontal axis) and the total head (vertical axis). Curve A in FIG. 12 indicates that the rotational speed is 3000 min. ^-1 The relationship between the flow rate at which the specific speed Ns calculated as 70 is 70 and the total lift is shown, and the curve B similarly shows the relationship between the flow rate at which the specific speed Ns is 20 and the total lift. Curves C and D show the relationship between the total head and the flow rate at which the theoretical pump power is 100 W and 10 W when the handling liquid is water. The region in which the motor pump (centrifugal pump) of this embodiment functions most effectively is a region indicated by oblique lines surrounded by the curves A and C in FIG. That is, in the area shown by the oblique lines in FIG. 12, a gear pump or a diaphragm pump has been generally used in the past. However, according to the ninth embodiment shown in FIG. Even in this area, it is possible to provide a centrifugal (non-volumetric) motor pump that is highly efficient, has excellent durability, has a relatively simple structure, and can be made compact and compact.
That is, the motor pump of the ninth embodiment shown in FIG. 11 includes the motor rotor 316 that rotates in the liquid and the one-stage impeller that rotates as the motor rotor 316 rotates as described above. 350. In order to improve the efficiency of the impeller 350, the specific speed Ns (m ³ / Min, m, min ^-1 ) Is set to 160. The specific speed Ns is generally about 100 to 400, and preferably about 150 to 300.
In the ninth embodiment shown in FIG. 11, the outer diameter D of the impeller 350 is a relatively small motor pump. It is set to 20 mm. The outer diameter D of the impeller 350 is generally about 3 to 32 mm and preferably about 15 to 25 mm.
The wetting edge maximum outer diameter d of the motor rotor 316 prevents an increase in stirring loss caused by the rotation of the motor rotor 316 in the liquid, thereby realizing a highly efficient motor pump (canned motor pump). In the ninth embodiment shown in FIG. 11, it is set to 10 mm which is 50% of the outer diameter D of the impeller 350. Generally, the maximum wet outer diameter d of the motor rotor 316 is about 30 to 60% and preferably about 40 to 50% of the outer diameter D of the impeller 350.
The radial gap δ formed outside the maximum outer diameter of the wetting edge of the motor rotor 316 is too large so that the stirring loss of the motor rotor 316 cannot be ignored, or the radial gap δ is too large. In order to prevent the motor rotor 316 from becoming large due to torque transmission, in the ninth embodiment shown in FIG. 11, it is 0.1 times the maximum wet outer diameter d of the motor rotor 316. It is set to 1 mm. In general, the radial gap δ is about 0.05 to 0.2 times the maximum wet edge outer diameter d of the motor rotor 316, and preferably about 0.07 to 0.15 times.
Furthermore, the axial length L of the wetting edge having the maximum outer diameter d of the motor rotor 316 improves the overall efficiency by making the motor rotor 316 as elongated as possible, and makes the motor rotor 316 too long. In this example, in order to prevent the main shaft 330 from being bent or bent, the handling liquid does not easily pass through the outer peripheral gap of the motor rotor 316, and the anti-load side bearing is not lubricated. It is set to 25 mm, which is 2.5 times the maximum outer diameter d of the wetting edge of the motor rotor 316. The axial length L of the wet edge having the maximum outer diameter d is generally about 2 to 10 times the wet edge maximum outer diameter d of the motor rotor 316 and about 2.5 to 5 times. preferable.
The preferable rotational speed in the motor pump of the ninth embodiment shown in FIG. 11 is as follows. When the flow rate Q is 3.61 / min and the head is 10 m, the theoretical power when the handling liquid is water is 5.9 W, and the design rotational speed is 15000 min. ^-1 , Specific speed Ns = (n · Q ^1/2 / H ^3/4 ) = (15000 · (0.0036) ^1/2 / 10 ^3/4 ) ≈160, the diameter of the impeller is 20 mm.
By the way, this rotation speed 3000min ^-1 In this case, the flow rate Q, the head H, and the theoretical power are the same as the above case, and the specific speed Ns = (3000 · (0.0036) ^1/2 / 10 ^3/4 ) ≈32, the diameter of the impeller is 100 mm.
As described above, according to the present invention, it is possible to improve the overall efficiency of the entire motor pump by providing regularity in the dimensional ratio between the pump unit and the motor unit.
As described above, according to the ninth embodiment of the present invention, it is suitable for use in a region with a small amount of water and a small output, has excellent durability, has a simple structure, is small and compact, and is produced. It is possible to provide a centrifugal (non-volumetric) pump having a high-speed rotation design with good performance.
Industrial applicability
The present invention makes it possible to easily form a volute of an ideal shape inside the casing to obtain better pump performance, and to improve the liner ring that partitions the high pressure portion and the low pressure portion inside the casing. It can be used for a centrifugal pump.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal front view of a centrifugal pump according to a first embodiment of the present invention.
2 is a cross-sectional view taken along the line II-II in FIG.
FIG. 3 is a view showing a centrifugal pump according to the second embodiment of the present invention, and corresponds to FIG.
FIG. 4 is a longitudinal front view of the centrifugal pump according to the third embodiment of the present invention.
FIG. 5 is a longitudinal front view of a centrifugal pump according to a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 6 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of the centrifugal pump according to the fifth embodiment of the present invention.
FIG. 7 is an enlarged view of a main part of FIG.
FIG. 8 is a cross-sectional view showing a canned motor pump provided with a centrifugal pump according to a sixth embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a sectional view showing a motor pump according to a seventh embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a sectional view showing a motor pump according to an eighth embodiment of the present invention.
FIG. 11 is a sectional view showing a motor pump according to a ninth embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a graph showing the relationship between the flow rate (horizontal axis) and the total head (vertical axis) in the most effectively functioning region of the motor pump shown in FIG.
FIG. 13 is a longitudinal front view of a conventional centrifugal pump.
14 is a sectional view taken along line XIV-XIV in FIG.
FIG. 15 is a longitudinal sectional front view of another conventional centrifugal pump.
16 is a cross-sectional view taken along line XVI-XVI in FIG.
FIG. 17 is a view showing a volute molding die used for molding a casing of the spiral centrifugal pump shown in FIG.
FIG. 18 is a view showing the configuration of the liner ring of the centrifugal pump shown in FIG.
FIG. 19 is a cross-sectional view showing a main part of a centrifugal pump provided with another conventional liner ring.

Claims

In a spiral pump that forms a spiral chamber by combining a casing and a casing cover and pressurizes a fluid by rotation of an impeller disposed inside the spiral chamber.
It has a fitting part to ensure the coaxiality of the casing and the casing cover, and a volute having a spiral part and a diffuser part that are continuous with each other is provided inside the diameter of the fitting part. A centrifugal pump characterized by

The centrifugal pump according to claim 1, wherein a hollow portion constituting the volute is integrally formed on a surface of the casing facing the casing cover.

The spiral pump according to claim 1, wherein a hollow portion constituting the volute is integrally formed on a surface of the casing cover facing the casing.

4. A centrifugal pump according to claim 3, wherein a rotating body storage chamber is formed integrally with the casing cover, and a rotating body other than the impeller is stored in the rotating body storage chamber.

The centrifugal pump according to any one of claims 1 to 4, wherein at least one of the casing and the casing cover is an injection molded product.

Between the outer peripheral surface of the suction side end of the impeller and the liner ring storage part of the casing surrounding the end, there is play in the axial direction and the diameter direction of the impeller, and the movement in the rotational direction is restricted. A self-aligning liner ring equipped with a spiral pump.

The centrifugal pump according to claim 6, wherein a step for preventing the liner ring from coming off is provided on the outer peripheral surface of the suction side end of the impeller.

The centrifugal pump according to claim 6, wherein the liner ring is made of resin or ceramic.

The centrifugal pump according to any one of claims 6 to 8, wherein the rotating body including the impeller is supported by a slide bearing held by a resin structure.

The centrifugal pump according to claim 9, wherein the rotor including the impeller includes a motor rotor or a permanent magnet.

A motor rotor; a main shaft that supports the motor rotor; and an impeller attached to an end of the main shaft; the main shaft surrounds the periphery of the main shaft, and rotational torque of the motor rotor is transmitted to the impeller A motor pump, characterized in that a shaft sleeve for transmission is arranged.

The motor pump according to claim 11, wherein a bearing ring that slides on an outer peripheral surface of the shaft sleeve is disposed between the motor rotor and the impeller.

The motor pump according to claim 12, wherein a thrust disk that rotates integrally with the shaft sleeve is disposed between at least one of the impeller or the motor rotor and the bearing ring.

A shaft sleeve is attached to an end portion of the main shaft on the side opposite to the impeller, and the shaft sleeve is slidably supported by a bearing ring, and the anti-blade is disposed between the motor rotor and the anti-impeller side bearing ring. The motor pump according to any one of claims 11 to 13, wherein a thrust disk that rotates integrally with the vehicle side shaft sleeve is disposed.

The motor rotor is configured by housing a metal part inside a resin rotor case, and transmits the rotational torque of the motor rotor to the shaft sleeve via the rotor case. The motor pump according to any one of claims 11 to 14, wherein the motor pump is provided.

Specific speed at the point of use in the case of calculating the rotational speed of ^{^{3000min -1 Ns (m 3 / min}} , m, min -1) a motor pump for use in a region of 0 <Ns ≦ 70,
A motor rotor using a permanent magnet for a part rotating in the liquid, and a one-stage impeller rotating with the rotation of the motor rotor;
The specific speed Ns of the pump at the maximum efficiency point flow rate is set to 100 ≦ Ns ≦ 400, and the maximum outer diameter d of the wetting edge of the motor rotor is 0.3D ≦ d ≦ 0.6D in relation to the outer diameter D of the impeller. A motor pump characterized by being set to

17. The motor pump according to claim 16, wherein an outer diameter D of the impeller is set to 3 mm ≦ D ≦ 32 mm.

The motor pump according to claim 16 or 17, wherein a bearing is provided on a main plate side of the impeller.

The relationship between the maximum wetting edge outer diameter d of the motor rotor and the radial gap δ formed outside the maximum wetting edge outer diameter d of the motor rotor,
0.05d ≦ δ ≦ 0.2d
The motor pump according to any one of claims 16 to 18, wherein the motor pump is set as follows.

The relationship between the maximum wetting edge outer diameter d of the motor rotor and the axial length L of the wetting edge having the maximum outer diameter d,
2d ≦ L ≦ 10d
The motor pump according to any one of claims 16 to 19, wherein the motor pump is set as follows.

The impeller is attached to one end of a main shaft that rotates integrally with the motor rotor in a state in which the impeller is prevented from falling off from the main shaft, and rotation prevention is provided at both ends between the impeller and the motor rotor. 21. The motor pump according to claim 16, further comprising a shaft sleeve.

The motor pump according to any one of claims 16 to 21, wherein a DC brushless motor is configured by using a motor rotor partially using a permanent magnet.