JPH0689760B2 - ポンプの軸受装置 - Google Patents
ポンプの軸受装置Info
- Publication number
- JPH0689760B2 JPH0689760B2 JP19265087A JP19265087A JPH0689760B2 JP H0689760 B2 JPH0689760 B2 JP H0689760B2 JP 19265087 A JP19265087 A JP 19265087A JP 19265087 A JP19265087 A JP 19265087A JP H0689760 B2 JPH0689760 B2 JP H0689760B2
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- Japan
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- pump
- bearing
- pressure
- pressure chamber
- liquid
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- Control Of Non-Positive-Displacement Pumps (AREA)
- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は軸スラスト平衡装置を備えたポンプの軸受装置
に係り、特に立軸ポンプの軸受装置に適用して好適なも
のである。
に係り、特に立軸ポンプの軸受装置に適用して好適なも
のである。
従来のポンプの軸受装置としては、例えば、特開昭57−
10796号公報に記載のものがある。これを第１図を参照
して説明する。
10796号公報に記載のものがある。これを第１図を参照
して説明する。
第１図は、従来の立軸ポンプの縦断面図である。
第１図に示す立軸ポンプは、サクションケーシング11内
に収納したポンプケーシング4aとモーターケーシング4
b、ヘッドカバー4cからなり、羽根車１が固定された回
転軸２の上部には軸推力平衡装置としてバランスディス
ク３が、その上部にはポンプを駆動するモータロータ9a
が嵌着されている。羽根車１の吐出液は孔14,15を通っ
てポンプ外部へ導出される。バランスディスク３の外周
面にはディスク筺16が固定壁４に取付けられ細隙６が形
成されている。このバランスディスク３上部の低圧室８
側には、バランスディスク中圧室７が形成され、高圧室
５から細隙６へ流入した羽根車１の吐出液の一部はバラ
ンスディスク漏れ流れとなって中圧室７を通り、低圧室
８へ流出する。バランスディスク漏れ流量は、一般にポ
ンプ全流量の約10％程度である。
に収納したポンプケーシング4aとモーターケーシング4
b、ヘッドカバー4cからなり、羽根車１が固定された回
転軸２の上部には軸推力平衡装置としてバランスディス
ク３が、その上部にはポンプを駆動するモータロータ9a
が嵌着されている。羽根車１の吐出液は孔14,15を通っ
てポンプ外部へ導出される。バランスディスク３の外周
面にはディスク筺16が固定壁４に取付けられ細隙６が形
成されている。このバランスディスク３上部の低圧室８
側には、バランスディスク中圧室７が形成され、高圧室
５から細隙６へ流入した羽根車１の吐出液の一部はバラ
ンスディスク漏れ流れとなって中圧室７を通り、低圧室
８へ流出する。バランスディスク漏れ流量は、一般にポ
ンプ全流量の約10％程度である。
また、回転軸２は玉軸受10a,10bによって支持されてい
る。軸受18a,18bは周壁に円周方向に間隔をおいて多数
の圧力液噴出孔19a,19bが形成された静圧軸受を形成
し、軸受18b側は高圧室５に流通孔20を介して、また軸
受18a側は高圧の吐出通路15に流通孔21を介して連通さ
れており、羽根車１の吐出液の一部が流通孔20,21を通
って静圧軸受18a,18bに供給される。
る。軸受18a,18bは周壁に円周方向に間隔をおいて多数
の圧力液噴出孔19a,19bが形成された静圧軸受を形成
し、軸受18b側は高圧室５に流通孔20を介して、また軸
受18a側は高圧の吐出通路15に流通孔21を介して連通さ
れており、羽根車１の吐出液の一部が流通孔20,21を通
って静圧軸受18a,18bに供給される。
流通孔20,21内には軸受供給圧を静圧軸受作動適正圧ま
で下げて供給液量を節約するため、オリフイス22,23が
設けられている。したがって、静圧軸受18a,18bには、
羽根車１の全吐出圧がかかるわけではない。静圧軸受18
a,18bに供給される圧力は、ポンプの大きさ、羽根車段
数の多少によって異なる。一般に、ポンプの吐出圧、す
なわち羽根車が多数連結された場合には全羽根車合計の
圧力の約20〜50％程度が、静圧軸受圧力とされる。２個
の静圧軸受18a,18bへの供給液量は一般にポンプ吐出流
量の２〜６％程度に制限されることになる。バランスデ
ィスク３からの漏れ液および静圧軸受18a,18bの作動液
は、モータロータ9a、モータステータ9bを冷却して玉軸
受10a上部の環状室40に戻り、通路41を介して羽根車１
の吸込側に戻される構造となっている。
で下げて供給液量を節約するため、オリフイス22,23が
設けられている。したがって、静圧軸受18a,18bには、
羽根車１の全吐出圧がかかるわけではない。静圧軸受18
a,18bに供給される圧力は、ポンプの大きさ、羽根車段
数の多少によって異なる。一般に、ポンプの吐出圧、す
なわち羽根車が多数連結された場合には全羽根車合計の
圧力の約20〜50％程度が、静圧軸受圧力とされる。２個
の静圧軸受18a,18bへの供給液量は一般にポンプ吐出流
量の２〜６％程度に制限されることになる。バランスデ
ィスク３からの漏れ液および静圧軸受18a,18bの作動液
は、モータロータ9a、モータステータ9bを冷却して玉軸
受10a上部の環状室40に戻り、通路41を介して羽根車１
の吸込側に戻される構造となっている。
しかし、上記従来技術のものでは、ポンプ吐出液の一部
を静圧軸受を作動させる高圧流体として供給するため
に、ポンプ吐出液がポンプ内部で消費され、外部に吐出
される液が減るので、ポンプ効率が低下する欠点があっ
た。
を静圧軸受を作動させる高圧流体として供給するため
に、ポンプ吐出液がポンプ内部で消費され、外部に吐出
される液が減るので、ポンプ効率が低下する欠点があっ
た。
上記従来技術は、ポンプ損失が増加する点について配慮
がされておらず、ポンプ効率が低下するという問題点が
あった。
がされておらず、ポンプ効率が低下するという問題点が
あった。
本発明は、上記従来技術の問題点を解決するためになさ
れたもので、本発明の目的は、ポンプの損失を減少さ
せ、ポンプ効率の向上を図ることのできるポンプの軸受
装置を提供することにある。
れたもので、本発明の目的は、ポンプの損失を減少さ
せ、ポンプ効率の向上を図ることのできるポンプの軸受
装置を提供することにある。
上記目的を達成するため、本発明は、ポンプ軸系とこれ
を支持する静圧軸受を備え、前記静圧軸受の内面に形成
した噴出孔に圧力流体を導入して軸受作用を行なわせ、
かつ前記ポンプ軸の推力平衡装置を備えるポンプの軸受
装置において、前記ポンプ軸推力平衡装置の圧力隙間部
における圧力流体の一部を分岐させて前記静圧軸受の内
面に供給するように構成したものである。
を支持する静圧軸受を備え、前記静圧軸受の内面に形成
した噴出孔に圧力流体を導入して軸受作用を行なわせ、
かつ前記ポンプ軸の推力平衡装置を備えるポンプの軸受
装置において、前記ポンプ軸推力平衡装置の圧力隙間部
における圧力流体の一部を分岐させて前記静圧軸受の内
面に供給するように構成したものである。
静圧軸受は、バランスディスク漏れ液の一部によって動
作する。したがって、羽根車吐出液を静圧軸受部に供給
する必要がなくなり、これによってポンプ外部への吐出
液の減少を防止できるから、ポンプ効率を向上すること
ができる。
作する。したがって、羽根車吐出液を静圧軸受部に供給
する必要がなくなり、これによってポンプ外部への吐出
液の減少を防止できるから、ポンプ効率を向上すること
ができる。
以下、本発明の各実施例を第２図ないし第４図を参照し
て説明する。
て説明する。
第２図は、本発明の一実施例に係る立軸ポンプの縦断面
図、第３図は、第２図のポンプの軸受装置における作用
を説明する模式図である。
図、第３図は、第２図のポンプの軸受装置における作用
を説明する模式図である。
第２図において、第１図と同一符号のものは、従来技術
と同等部分を示すものであるから、その説明の一部を省
略する。
と同等部分を示すものであるから、その説明の一部を省
略する。
第２図に示すように、回転軸に係るポンプ軸２の下部に
は羽根車１が嵌着され、その上部には、ポンプ軸推力平
衡装置としてバランスディスク３が嵌着され、さらにそ
の上部には、ポンプを駆動するモータロータ9aが嵌着さ
れている。
は羽根車１が嵌着され、その上部には、ポンプ軸推力平
衡装置としてバランスディスク３が嵌着され、さらにそ
の上部には、ポンプを駆動するモータロータ9aが嵌着さ
れている。
ポンプ軸２は玉軸受10a,10bによって支持されている。
また、軸受18a,18bは周壁に円周方向に間隔をおいて多
数の圧力液噴出孔19a,19bが形成された静圧軸受を構成
している。
また、軸受18a,18bは周壁に円周方向に間隔をおいて多
数の圧力液噴出孔19a,19bが形成された静圧軸受を構成
している。
静圧軸受18a,18bの圧力液噴出孔19a,19bは、バランスデ
ィスク３とディスク筺16との間に構成されているバラン
スディスク中圧室７に、モータケーシング4bに形成され
た連通路30によって連通されている。
ィスク３とディスク筺16との間に構成されているバラン
スディスク中圧室７に、モータケーシング4bに形成され
た連通路30によって連通されている。
ポンプが運転されると、羽根車１により昇圧された吐出
水の一部は羽根車１背部の高圧室５、細隙６、バランス
ディスク中圧室７（以下単に中圧室という）を通って低
圧室８に漏出する。ここで細隙６または中圧室７を圧力
隙間部と呼ぶ。高圧の中圧室７と低圧室８との間には圧
力差が生じており、静圧軸受18a,18bには連通路30を介
してバランスディスク漏れ液の一部が供給され、回転軸
２は流体静圧学的に支持される。噴出孔19bから噴出し
た液体はバランスディスク３からの漏れ流体とともに玉
軸受10b部を経て、モータ9a,9b部を冷却しながら流通
し、軸受10a部に導かれて噴出孔19aから噴出した液体と
ともに通路41を通って羽根車吸込側に戻る。
水の一部は羽根車１背部の高圧室５、細隙６、バランス
ディスク中圧室７（以下単に中圧室という）を通って低
圧室８に漏出する。ここで細隙６または中圧室７を圧力
隙間部と呼ぶ。高圧の中圧室７と低圧室８との間には圧
力差が生じており、静圧軸受18a,18bには連通路30を介
してバランスディスク漏れ液の一部が供給され、回転軸
２は流体静圧学的に支持される。噴出孔19bから噴出し
た液体はバランスディスク３からの漏れ流体とともに玉
軸受10b部を経て、モータ9a,9b部を冷却しながら流通
し、軸受10a部に導かれて噴出孔19aから噴出した液体と
ともに通路41を通って羽根車吸込側に戻る。
第３図は、上記実施例におけるバランスディスク漏れ液
Ｑの流れを模式的に示したものである。静圧軸受18a,18
bへの供給液Q2は中圧室７の内周側孔42で分流させる構
造としている。バランスディスク全面圧力P5、細隙部の
圧力P6およびバランスディスク背面の中圧室７における
圧力P7は高圧室５、低圧室８の圧力が従来と同一である
ため、従来と同様の圧力分布となり、したがって細隙６
および中圧室７を流れる液量は従来技術による構造とほ
ぼ同量であり、ポンプ全吐出流量の約10％程度である。
Ｑの流れを模式的に示したものである。静圧軸受18a,18
bへの供給液Q2は中圧室７の内周側孔42で分流させる構
造としている。バランスディスク全面圧力P5、細隙部の
圧力P6およびバランスディスク背面の中圧室７における
圧力P7は高圧室５、低圧室８の圧力が従来と同一である
ため、従来と同様の圧力分布となり、したがって細隙６
および中圧室７を流れる液量は従来技術による構造とほ
ぼ同量であり、ポンプ全吐出流量の約10％程度である。
分岐した圧力液Q2は、バランスディスク漏れ液の30〜50
％程度、ポンプ全吐出流量の３〜５％程度であり、これ
はモータ上下の静圧軸受18a,18bにそれぞれ流量Q3，Q4
ずつ供給される。残りのバランスディスク漏れ液Q1は、
微小隙間7aを通って低圧室８に流れ出る。バランスディ
スク周囲の圧力分布およびバランスディスク漏れ量が従
来とほぼ同一であるため、バランスディスクの設計は従
来技術を適用できる。ただし、微小隙間7aを通る流量は
従来よりも減るため、隙間7aは従来より狭くなって運転
されるが、ポンプ運転機能上問題はない。
％程度、ポンプ全吐出流量の３〜５％程度であり、これ
はモータ上下の静圧軸受18a,18bにそれぞれ流量Q3，Q4
ずつ供給される。残りのバランスディスク漏れ液Q1は、
微小隙間7aを通って低圧室８に流れ出る。バランスディ
スク周囲の圧力分布およびバランスディスク漏れ量が従
来とほぼ同一であるため、バランスディスクの設計は従
来技術を適用できる。ただし、微小隙間7aを通る流量は
従来よりも減るため、隙間7aは従来より狭くなって運転
されるが、ポンプ運転機能上問題はない。
このように、静圧軸受供給液Q2を分流してもバランスデ
ィスク漏れ量Ｑの増大はなく、これによる効率の低下は
無い。静圧軸受の供給液Q2の圧力は、中圧室７の内周側
で分岐する孔42における圧力であり、これは低圧室８の
圧力を０％、高圧室５の圧力を100％としたとき、20〜4
0％程度となる。したがって、静圧軸受18a,18bはポンプ
吐出圧力の約20〜40％で作動することになり、従来技術
による場合と同等である。よって静圧軸受は従来と同等
の性能を発揮する。
ィスク漏れ量Ｑの増大はなく、これによる効率の低下は
無い。静圧軸受の供給液Q2の圧力は、中圧室７の内周側
で分岐する孔42における圧力であり、これは低圧室８の
圧力を０％、高圧室５の圧力を100％としたとき、20〜4
0％程度となる。したがって、静圧軸受18a,18bはポンプ
吐出圧力の約20〜40％で作動することになり、従来技術
による場合と同等である。よって静圧軸受は従来と同等
の性能を発揮する。
上記実施例は、軸受が玉軸受と静圧軸受からなる複合軸
受の場合を示したが、第４図に示すように静圧軸受18a,
18bだけからなる軸受構造を使用したポンプへも適用可
能である。
受の場合を示したが、第４図に示すように静圧軸受18a,
18bだけからなる軸受構造を使用したポンプへも適用可
能である。
第４図は、本発明の他の実施例に係る立軸ポンプの軸受
装置における作用を説明する模式図である。第４図にお
いて、第２図および第３図と同一符号を付した部分は、
先の実施例と同一または相当する部分を示している。
装置における作用を説明する模式図である。第４図にお
いて、第２図および第３図と同一符号を付した部分は、
先の実施例と同一または相当する部分を示している。
また、羽根車が１つの単段ポンプだけではなく、多数の
羽根車を連結した多段ポンプにも適用可能である。さら
に、中圧室７の内周側に設けた分岐孔42の位置や、分岐
流の流通路30を流通管としてその配置を変えるなどさま
ざまな応用例も本発明の実施例として考えられる。
羽根車を連結した多段ポンプにも適用可能である。さら
に、中圧室７の内周側に設けた分岐孔42の位置や、分岐
流の流通路30を流通管としてその配置を変えるなどさま
ざまな応用例も本発明の実施例として考えられる。
以上説明したように、本発明によれば、静圧軸受の圧力
流体として、軸の推力平衡装置の圧力隙間部における圧
力流体の一部を使用するように構成したので、羽根車吐
出液を静圧軸受部に供給する必要がなくなり、これによ
ってポンプ外部へのポンプ吐出液の減少を防止できるか
ら、ポンプの損失を減少させ、ポンプ効率の向上を図り
うるポンプの軸受装置を提供することができる。
流体として、軸の推力平衡装置の圧力隙間部における圧
力流体の一部を使用するように構成したので、羽根車吐
出液を静圧軸受部に供給する必要がなくなり、これによ
ってポンプ外部へのポンプ吐出液の減少を防止できるか
ら、ポンプの損失を減少させ、ポンプ効率の向上を図り
うるポンプの軸受装置を提供することができる。
第１図は、従来の立軸ポンプの縦断面図、第２図は、本
発明の一実施例に係る立軸ポンプの縦断面図、第３図
は、第２図のポンプの軸受装置における作用を説明する
模式図、第４図は、本発明の他の実施例に係る立軸ポン
プの軸受装置における作用を説明する模式図である。 ２…ポンプ軸、３…バランスディスク、５…高圧室、６
…細隙、７…バランスディスク中圧室、7a…微小隙間、
18a,18b…静圧軸受、19a,19b…噴出孔、30…流通孔、41
…通路、42…内周側孔。
発明の一実施例に係る立軸ポンプの縦断面図、第３図
は、第２図のポンプの軸受装置における作用を説明する
模式図、第４図は、本発明の他の実施例に係る立軸ポン
プの軸受装置における作用を説明する模式図である。 ２…ポンプ軸、３…バランスディスク、５…高圧室、６
…細隙、７…バランスディスク中圧室、7a…微小隙間、
18a,18b…静圧軸受、19a,19b…噴出孔、30…流通孔、41
…通路、42…内周側孔。
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 岡田 明久 茨城県土浦市神立町603番地 株式会社日 立製作所土浦工場内 (72)発明者 三角 洋史 茨城県土浦市神立町603番地 株式会社日 立製作所土浦工場内 (72)発明者 渡辺 隆裕 茨城県土浦市神立町道休4087番地 日立テ クノエンジニアリング株式会社内
Claims (2)
- 【請求項１】ポンプ軸系とこれを支持する静圧軸受を備
え、前記静圧軸受の内面に形成した噴出孔に圧力流体を
導入して軸受作用を行なわせ、かつ前記ポンプ軸の推力
平衡装置を備えるポンプの軸受装置において、前記ポン
プ軸推力平衡装置の圧力隙間部における圧力流体の一部
を分岐させて前記静圧軸受の内面に供給するようにした
ことを特徴とするポンプの軸受装置。 - 【請求項２】特許請求の範囲第１項において、ポンプ軸
推力平衡装置の圧力隙間部とポンプ軸系を支持する静圧
軸受とを連通させる連通路をポンプ装置のモータケーシ
ングに設けたことを特徴とするポンプの軸受装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP19265087A JPH0689760B2 (ja) | 1987-08-03 | 1987-08-03 | ポンプの軸受装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP19265087A JPH0689760B2 (ja) | 1987-08-03 | 1987-08-03 | ポンプの軸受装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6437000A JPS6437000A (en) | 1989-02-07 |
| JPH0689760B2 true JPH0689760B2 (ja) | 1994-11-14 |
Family
ID=16294772
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP19265087A Expired - Lifetime JPH0689760B2 (ja) | 1987-08-03 | 1987-08-03 | ポンプの軸受装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0689760B2 (ja) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0734236Y2 (ja) * | 1989-04-21 | 1995-08-02 | 株式会社荏原製作所 | 磁気軸受を備えたターボポンプ等の回転機械 |
| BRPI0504326A (pt) * | 2005-10-11 | 2007-06-26 | Brasil Compressores Sa | compressor de fluidos com mancal aerostático, sistema de controle de compressor com mancal aerostático e método de controle de compressor com mancal aerostático |
-
1987
- 1987-08-03 JP JP19265087A patent/JPH0689760B2/ja not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS6437000A (en) | 1989-02-07 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
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