JPH10501604A

JPH10501604A - Seal / bearing assembly

Info

Publication number: JPH10501604A
Application number: JP8501433A
Authority: JP
Inventors: トーマス・ダブリュー・ラムゼイ
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1994-06-20
Filing date: 1995-06-19
Publication date: 1998-02-10
Anticipated expiration: 2015-06-12
Also published as: ATE222332T1; JP3050407B2; DE69527795T2; DE69527795D1

Abstract

(57)【要約】遠心ポンプのパッキン箱の中に嵌合される。テーパ形状の一対の軸受面の外側面に螺旋溝が形成される。螺旋溝は、０．０２ｍｍの深さ、２ｍｍの幅を有しており、その円周方向の長さは５０ｃｍである。バリア液体が、螺旋溝の入口マウスに供給され、螺旋溝は、プロセス圧力に打ち勝つに十分な大きさの圧力をパッキン箱の中に発生する。バリア液体は、水とすることができる。軸受面の間の境界面は、プロセス流体及ぴ外部からシールされる。 (57) [Summary] Fitted in packing box of centrifugal pump. A spiral groove is formed on the outer surface of the pair of tapered bearing surfaces. The spiral groove has a depth of 0.02 mm and a width of 2 mm, and its circumferential length is 50 cm. Barrier liquid is supplied to the inlet mouth of the spiral groove, which creates a pressure in the packing box that is large enough to overcome the process pressure. The barrier liquid can be water. The interface between the bearing surfaces is sealed from the process fluid and from the outside.

Description

【発明の詳細な説明】シール／ベアリング・アセンブリ本発明は、回転シャフト用のシール及びベアリングに関し、モータ駆動型の遠心ポンプに使用するのに特に適している。発明の背景有害な流体を環境に放出するようには損傷することがないように構成されたシールに対する要求が増大している。そのような新しい要求とは別に、シールの設計においては一般的な要求がある。すなわち、シールは、故障することなく可能な限り長い使用寿命にわたって持ちこたえなければならず；シールは、漏洩を生じ始めた時には、漏洩流に耐えて大きく裂けてはならず；シールは、廉価に修理されなければならない。シールを露出させるために必要とされる分解時間の長さは、装置すなわち機器が使用されない時間である。本発明のシール／ベアリング・アセンブリは、後に説明するように、そのような種々の必要性を意識したものである。本発明の一般的な特徴本発明の目的は、遠心ポンプのパッキン箱の中に大きな圧力、すなわち、プロセス流体の圧力よりも大きな圧力を発生させるための手段を提供することである。本発明の目的は、粘性のある潤滑性のバリア液体を使用せずに、上述の高い圧力を得て、バリア液体として水を用いる場合でも、高い圧力を得ることである。本発明の目的は、パッキン箱の中の圧力を制御し、そのような圧力を、プロセス流体の圧力、並びに、外部環境の圧力に関して制御するための手段を提供することである。本発明は、複合型のシール／ベアリング・アセンブリ装置を提供し、この装置は、ある軸線の周囲で回転するようになされたステータ及びロータを備えている。本装置は、遠心ポンプのパッキン箱の代わりに取り付けることができる。上記ロータ及びステータの構成要素には、補完的な形状の軸受面が形成されており、これら軸受面は、軸受領域と呼ばれる領域にわたって、ハイドロダイナミック軸受の関係で互いに掃除するように配列されている。一方の軸受面には溝が形成されており、この溝は、軸受領域の軸受面に沿って且つ該軸受面の周囲で、螺旋状の形態で伸長している。上記螺旋溝は、軸受面にわたって伸長する幾つかの回旋部を有しており、そのような回旋部列は、上記螺旋溝の隣接する回旋部の間に十分な幅を有するランドを残すように配列されている。上記螺旋溝は、入口マウス及び出口マウスを有している。本装置は、入口チャンバ及び出口チャンバを形成するように構成されており、これら両チャンバは、上記入口マウス及び出口マウスとそれぞれ流体を搬送する関係で連通されている。本装置は、また、入口チャンバの中にバリア液体を搬送し、また、出口チャンバからバリア液体を搬送するための手段を備えている。本装置が駆動されて回転すると、上記バリア液体は、上記螺旋溝に沿って、上記入口マウスから出口マウスまで流れる。本発明においては、上記装置は、両軸受面の嵌合がきつい運転隙間になるように構成されていて、上記両軸受面の間の隙間すなわちギャップは十分に小さく、また、各回旋部の間のランド幅は十分に広くて、上記両軸受面の間にハイドロダイナミック膜を連続的に確実に形成する。軸受面は、円錐形にテーパしているのが好ましく、上記ロータ又はステータが、上記テーパ部に対して出入りするように、軸方向に運動可能になされている。従来技術に対する本発明の関係従来技術は、プロセス流体をパッキン箱のシールから押し出すためにネジ山を用いる構造を備えている。上記ネジ山は、プロペラの態様で、あるいは、アルキメデスネジの態様で作用して、プロセス流体をインペラ室に出し入れする。１つの例が、米国特許第３，５５８，２３８号（１９７１年、Van Herpt）に示されている。他の通常の構造は、アルキメデスネジを用いて、スリーブをシャフトに沿って軸方向に摺動させるに十分な力を発生し、これにより、バネ負荷されたシール面の間に作用する力を解放している。そのような構造においては、上記力に対する反力が、流体をインペラに戻す役割を果たす。従って、シャフトが速く回転すればする程、より多くの流体がシールから押し戻され、また、より多くのシール接触力が解放される。そのような構造の例が、米国特許第３，７４６，３５０号（１９７３年、Mayer+）、及び、米国特許第４，２４３，２３０号（１９８１年、 Baker+）に示されている。渦巻の形態の浅い溝が、シール面に形成されていて、該シール面に存在している液体を所望の方向に動かす役割を果たす。そのような例が、米国特許第４，２９０，６１１号（１９８１年、Sedy）、米国特許第４，２４９，８１２号（１９９３年、Volden+）、及び、米国再発行特許第３４，３１９号（１９９３年、Bou tin+）に示されている。回転要素の間に非常に小さな半径方向の間隙（クリアランス）を用いて、所望の態様での流れを促進する方法が、米国特許第５，３７２，７３０号（１９９４年、Warner+）に示されている。好ましい実施例の詳細な説明本発明を更に説明するために、添付図面を参照して本発明の代表的な実施例を以下に説明するが、図面においては、図１は、ポンプ／モータ設備の側面図であり、図２は、図１の設備に使用するのに適した装置の側方断面図であり、図３は、別の装置を示す図２と同様の図であり、図４は、本装置に使用するのに適した要素の図であり、図５は、上記設備に使用するのに適した別の装置の図であり、図６は、他の適宜な装置の図であり、図７は、回路図であり、図８は、別の適宜な装置の図であり、図９は、別の適宜な装置の図であり、図１０は、別の適宜な装置の図であり、図１１は、別の構造体が装着されている別の装置の図であり、図１２は、別のタイプの装置の図であり、図１３は、本装置に使用するに適した別の要素の図である。添付図面に示して以下に説明する装置は、本発明を具体化する例である。本発明の範囲は、添付の請求の範囲によって画定されるものであって、代表的な実施例の特定の特徴によって必ずしも画定されるものではないことを理解する必要がある。図１は、ポンプ／モータ設備を示している。電動モータ２０が、ベースフレーム２３に取り付けられており、該ベースフレームには、軸受箱２５及び遠心ポンプ２７も取り付けられている。モータの電機子は、カップリング３０を介して、ポンプの駆動シャフト２９に接続されている。回転シャフト２９は、パッキン箱３２でシールされている。本発明が関係するのは、そのようなパッキン箱を有する設計である。図２は、ポンプ／軸受箱の状況に応用された、本発明の例を示している。ポンプのインペラ３４が、シャフト２９にキー止めされている。内側の回転スリーブ３６も、シャフト２９にキー止めされている。固定型の外側スリーブ３８が、ポンプ２７のハウジング４０にキー止めされている。外側スリーブ３８の内側面は、平坦である。回転スリーブ３６の外側面４３には、（単一の）螺旋溝が形成されている。溝４５の左側のマウス４７は、入口チャンバ４９に開いている。溝４５の右側のマウス５０は、出口チャンバ５２に開いている。入口チャンバ４９は、通常のゴム製のリップ型シール５４によって、外部に対してシールされている。入口チャンバ４９は、ポート５６を介してバリア液体源に接続されている。出口チャンバ５２は、インペラハウジング４０の内部に対して、すなわち、ポンプ２７によって圧送されているプロセス流体に対して開いている。ロータ及びステータ、並びに、内側及び外側のスリーブは、Ｏリング５８によって、シャフト及びハウジングにそれぞれシールされている。使用の際には、シャフト２９は、電動モータによって駆動されて回転し、これにより、スリーブ３６が回転する。従って、溝４５及びその螺旋形態の手段が回転し、これにより、上記溝の中に位置する液体の分子が、上記溝に沿って搬送される。モータ２０の回転方向は、上記分子が右側（図面の向きにおいて）へ、すなわち、入口チャンバ４９から出口チャンバ５２に向かって、搬送されるようになっている。バリア液体の分子を右側へ搬送する際の螺旋溝４５の作用は、出口チャンバ５２の中のバリア液体の圧力を入口チャンバ４９の中のバリア液体の圧力よりも高くする役割を果たす。実際に、バリア液体が上記溝によって拾い上げられている入口チャンバの中のバリア液体の圧力は、大気圧あるいはその付近であり、バリア液体が上記溝から出る出口チャンバの中の圧力は、上記螺旋溝の作用によって、プロセス流体の圧力を超えることができる。従って、上記一対のスリーブ３６、３８は、パッキン箱３２を通るプロセス流体の漏洩に対して、非常に有効なシールの役割を果たす。シャフト２９が回転していて、バリア液体がポート５６に供給されている限り、出口チャンバ５２には、加圧されたバリア液体が充填されることになる。プロセス流体が停止した場合（すなわち、プロセス流体をポンプから離れる方向に搬送する出口パイプが閉塞した場合）でも、螺旋溝を有するスリーブ３６、３８は、依然として、バリア液体を出口チャンバ５２の中に圧送する役割を果たす。ポンプの入口パイプが閉塞し、ポンプの内部すなわちインペラ室に真空が生じてキャビテーションが生じた場合には、バリア液体は、依然として、出口チャンバへ圧送される。これとは対照的に、幾つかの従来技術の設計においては、ポンプの吸入ラインにおけるキャビテーションは、パッキン箱の外方に液体が吸い出される状態を生じ、パッキン箱の中にキャビテーションを生じ、更に、最終的には、パッキン箱のシール機能を低下させることがある。バリア液体は、清浄な状態に維持する（例えば、濾過により）ことが容易である、バリア液体は、溝４５の出口マウス５０から外方に押し出される。従って、スリーブ３６、３８、及び、面４２、４３は、プロセス流体に存在する可能性のある粒子が存在しないように保持される。プロセス流体は、汚れていることが多く、また、粒子又は他の有害な物質を含むことがあるが、そのような汚れは、プロセス流体が上記溝又は面４２、４３に入る前に、濾過される。バリア液体は、溝４５を充満し、また、外側スリーブ３８の内側面４２と内側スリーブ３８の外側面４３との間、あるいは、少なくとも、面４２と溝４５の各回旋部の間に存在する面４３のランド４３Ａとの間に存在する、ハイドロダイナミック膜を形成する。バリア液体は、入口チャンバ４９に供給され、溝の入口マウス４７の中に吸引される。その結果、軸受面、すなわち、面４２、４３の被清掃領域のいずれの部分も乾燥しない。実際に、ポンプがキャビテーションを起こしている時（すなわち、プロセス流体を全く吸引していない時）でも、軸受面のいずれの部分も乾燥しない。バリア液体は、大気圧あるいは大気圧付近で、ポート５６に供給される。バリア液体は、プロセス圧力よりも高い圧力までパッキン箱の外部で予め加圧する必要がなく、螺旋溝４５の作用が、バリア液体を加圧する役割を果たす。実際に、ポート５６は、バリア液体のリザーバの中に単に浸漬している供給パイプに接続することができ、上記リザーバの中の液体のレベルは、上記ポートのレベルよりも下にすることができ、これにより、バリア液体は、大気圧よりも若干低い圧力で入口チャンバ４９に吸入される。（リップシール５４は、若干の真空を維持する必要があるということに基づいて、選択されることになる。）図２に示す回転する螺旋溝の作用の制限は、プロセス流体の圧力が高くなり過ぎた時に、バリア液体が溝４５の出口マウス４０から出ることができないことである。また、プロセス流体の圧力が、溝によって発生される圧力よりも高い場合には、プロセス流体は、ランド４３Ａと面４２との間の境界部に入って、それ自体のハイドロダイナミック膜を形成する傾向がある。この膜は、特に、プロセス流体が低い粘度又は潤滑性を有している場合には、その後壊れるか吹き飛ばされる。面４２、４３の間の隙間が小さくなればなる程、上記ハイドロダイナミック膜を追い出すに要する圧力は高くなる。円筒形（すなわち、テーパ形状ではない）の面４２、４３の場合には、そのような面の間のクリアランス（隙間）を約０．１ｍｍ以下まで（あるいは、より重度の使用条件が予想される場合にはそれよりも更に小さい値まで）減少させることは実際的には可能ではない。上述のようなギャップすなわち間隙を用い、バリア液体として潤滑油を用いた場合には、螺旋溝が、例えば、８０又は１００ｐｓｉ（１００ｐｓｉ＝６９０ｋＮ／平方メートル）という数＋ｐｓｉの圧力で液体を出口チャンバに入れることが可能である場合も観察された。そのような圧力は、ポンプが機能を失っている場合でも、プロセス流体の漏洩を生じさせないのに十分である。しかしながら、バリア液体が、潤滑油の粘度よりも低い粘度を有する場合には、上記間隙が０．１ｍｍ程度である時には、かなり低い圧力しか維持されないことが分かっている。例えば、バリア液体として水を用いた場合には、出口チャンバの中の圧力を、入口チャンバの中の圧力よりも約２又は３ｐｓｉだけ高くすることはできないことが分かっている。これは、プロセス流体が螺旋溝、及び、ベアリングの境界面に漏洩しないようにするのには不十分である。図２に示す形態においては、バリア液体は、出口チャンバ５２から出ると、プロセス流体に入る。従って、図２においては、バリア液体は、プロセス流体の中で許容されるタイプの液体でなければならない。プロセス流体に入るバリア液体の量は、ポンプで圧送されているプロセス流体の流量に比較すると、少ないが、多くの場合には、プロセス流体は潤滑油又は他の粘性液体であり、ほんの僅かの痕跡でもプロセス流体に入ることは許されない。多くの工業用のポンプ設備においては、ポンプで圧送されるプロセス流体は、水、あるいは、水をベースにした液体である。潤滑油（ほんの痕跡でも）は、水の中に入ることは許されないことが多い。しかしながら、０．１ｍｍ程度の大きさのベアリング面の間の隙間を用いる場合には、水自体は、バリア液体としては殆ど役に立たない。水がバリア液体である場合に、出口チャンバ５２の中に有効な圧力を発生させるためには、０．１ｍｍよりもかなり小さな隙間が必要とされる。しかしながら、雄／雌型のベアリングの形態として配列された円筒形の面は、高精度で製作したとしても、実際には、上述の値よりも小さな間隙を有することができない。円筒形の面は、痕跡程度の潤滑油がプロセス流体の中で許容される場合に、使用することができるが、そのようなケースは、極めて少ない割合のポンプ設備でしか生じない。円筒形の面は、バリア液体が水である場合には、殆ど使用されない。図２においては、（平坦な）ステータ／スリーブ３８がハウジングの中に固定されているが、ロータ／スリーブ３６は、シャフト２９上で軸方向に自由に摺動する（しかしながら、シャフトと一緒に回転するようにキー止めされている）。バネ６５が、ロータ／スリーブをテーパの中に押し込んでいる。テーパ面４２、４３は、組み合わされた対のように互いに重なっており、これにより、そのようなテーパ面の間の嵌合は、そのような面の被清掃界面すなわち軸受面全体にわたって、非常に良好である。図２においては、回転の間に、上記テーパ面の間にハイドロダイナミック膜が自然に形成される。そのようなハイドロダイナミック膜は、バリア液体の粘性、プロセス圧力、回転速度、溝の寸法等の条件に応じて、必要に応じて薄くしたり厚くしたりすることができる。粘性及び潤滑性が非常に低い水がバリア液体であっても、面４２、４３の間には膜が独自に発生し、出口チャンバ５２の中には調節可能な圧力が発生することが判明した。実際に、バリア液体が水であり、ポンプが機能を失った場合に、６０ｐｓｉ又はそれ以上の圧力を、出口チャンバの中で容易に達成することが判明した。また、正常な回転の間に、ハイドロダイナミック膜は、非常に強く、長時間の運転の後に、面４２、４３が直接接触した証拠がないことも判明した。しかしながら、面４２、４３の間の直接的な接触は、避けることができず、スリーブは、焼き付き、スミアリング、ピックアップ等を生ずることなく、偶発的な接触を許容するような材料から形成しなければならない。例えば、一方のスリーブを鋳鉄から形成し、他方のスリーブを青銅から形成することができる。あるいは、ＰＴＦＥの如き、プラスチックのベアリング材料を用いることができる。実際に、水の場合でも、非常に薄いけれども、面４２、４３の間の境界面に独自に発生するハイドロダイナミック膜は、そのような境界面がインペラシャフト２９のための実際のジャーナル・ベアリング（主軸受）として作用するには十分に強くはないことが分かった。図２は、軸受箱２５の中に収容されており、通常の設備においては、インペラの背後でかなり離れている、概念的なベアリング６７を示している。すなわち、インペラ３４は、シャフトの長いオーバーハングの一端部に取り付けられている。従って、インペラは、問題となる周期及び振幅の振動を受けることがある。スリーブ３６、３８は、ベアリングを支援するように作用すると考えることができる。すなわち、スリーブによって形成されたベアリングは、過剰な振動の一部を緩衝することによって、ベアリング６７を支援するように作用する。しかしながら、大部分のケースにおいては、ベアリング６７は、実際には、設けられないことが分かっている。バリア液体が水の場合でも、ポンプシャフト及びインペラは、スリーブによって形成されるベアリングによって適正に支持される。そのような優れたサポートを行う１つの理由は、ベアリングが、インペラにかなり接近しているということである。図２においては、別個のパッキン箱／シールを設ける必要はなく、これにより、ベアリングは、少なくともシールの幅だけインペラから離されることになり、図２においては、パッキン箱／シール、及び、ベアリングは、１つで同じものである。ポンプの吸入側にキャビテーションが生じた場合でも、起こりうるアンバランスな荷重、及び、振動を誘起する他の悪い状況が、シャフト及びインペラの振動する偏倚運動を生ずることはなく、その理由は、ベアリングが、インペラに非常に接近しているからである。シャフトは、通常のポンプがそのパッキン箱／シールに漏洩を生じさせるような条件において、円滑に且つ均一に作動する。テーパ形状のスリーブの螺旋溝は、バリア液体を該溝に沿って入口マウスから出口マウスへ運ぶ役割を果たす。溝の一回転当たりにバリア液体が移動する距離は、そのテーパ形状のために、変動することを理解する必要がある。すなわち、テーパの細い端部における溝の一回転の輪の長さは、太い端部における一回転の輪の長さよりも短いからである。これを考慮して、設計者は、テーパの細い端部に向かって溝の断面積が若干大きくなるようにして、減少する輪の長さを補償するようにしなければならない。図３は、溝７０が、細い端部において若干深く形成されている状態を示している。スリーブ及び溝、並びに、モータの回転方向は、溝がバリア液体をインペラに向かって運ぶように設定されなければならない。そのようにする際には、図４に示すように、設計者は、スリーブ７２、７３がバリア液体をテーパの太い端部に向かって運ぶように、そのようなスリーブを構成することができる。ここでも、溝７０は、輪の長さの減少を補償するために、細い端部において面積が少し大きくなる（少し深く形成する）ようにされなければならない。別の実施例（図示せず）においては、ロータスリーブを外側スリーブとし、ステータを内側スリーブとすることができる。この場合には、溝は、外側スリーブの内側面に形成され、これは、溝を外側面に形成するよりもかなり難しい。しかしながら、最善のハイドロダイナミック効果を得るために、設計者は、図２のスリーブ３８のような外側のステータスリーブの内側面に溝（螺旋状又は輪状の）を形成することを好む場合が時々ある。モータの回転が停止した場合でも、プロセス流体が漏洩しないようにシステムを保護することが望ましいことがある。例えば、図２のシステムは、回転が停止した場合には、プロセス流体が螺旋溝を逆流して漏洩することを許容する。モータが停止した時の漏洩を防止するために、図５に示すように、出口チャンバ５２とポンプハウジング４０の内側すなわちインペラ室との間に、リップシール７４が設けられている。正常運転の間には、出口チャンバ５２の中に発生する圧力は、インペラ室の中に発生する圧力よりも高く、シールリップが開いて、バリア液体がインペラ室に流入するのを許容する。回転が停止すると、この時点において高いインペラ室の中の圧力が、リップシールを閉じ、これにより、インペラ室の中の流体が出口チャンバに入るのを阻止する。図６は、要素を形成することのできる別の方法を示している。この場合には、ロータスリーブ７６は、インペラ７８と一体に形成されている。外側のステータスリーブ８０は、テーパ部の中にバネ負荷されている。インペラの端部に肩部を持たない、単純で平坦な直径７９をパッキン箱のハウジングに設けるだけで良いことが分かる。図６の代替例（図示せず）として、ステータスリーブは、パッキン箱のハウジングの中に形成することができる。しかしながら、スリーブがテーパ形状であるので、ロータの表面をインペラに形成し、ステータの表面をハウジングに形成することは薦めることができず、その理由は、テーパ形状の利点を得るのであれば、上述の表面の一方を軸方向に自由に摺動させなければならないからである。図示のアセンブリにおいては、バリア液体が適正な粘性及び潤滑性を有している限り、この構造は、実際の設備で遭遇する可能性のあるプロセス流体の総ての条件に対して、極めて信頼性のあるシールを与えるものと予想できる。しかしながら、バリア液体の供給が停止した場合には、溝の入口マウスが乾燥し、面の間の軸受領域全体が乾燥するか、そのような領域の一部が乾燥する可能性があることに注意することが重要である。そのような事態が生じた場合には、出口チャンバ５２の中の圧力が低下し、恐らく、プロセス流体は螺旋溝に入り、パッキン箱のシールから（左側へ）漏洩することさえある。上記面が全体的に又は部分的に乾燥すると、それらの使用寿命はかなり減少する。従って、設計者は、入口チャンバ４９のバリア液体が無くならないように、注意する必要がある。適正なケースにおいては、バリア液体は、プロセス流体から取ることができる。勿論、これは、プロセス流体が潤滑油である場合であるが、幾つかの他のタイプの液体でも適正な場合がある。プロセス流体が潤滑油である場合には、入口チャンバ４９（図２）が乾燥しても問題ではないと考えることができる。その理由は、そのようなプロセス流体は、出口端から溝４５に入って、軸受面を潤滑するからである。しかしながら、入口チャンバが乾燥した場合には、プロセス流体が潤滑油であっても、そのようなプロセス流体が、軸受面の被清掃領域全体に到達して該領域を湿潤させるとは予想することはできず、従って、軸受面の乾燥接触を避けることはできない。入口チャンバ４９を充満した状態に確実に維持することにより、設計者は、ハイドロダイナミック膜を完全な状態に維持して軸受面が接触しないようにする。図７は、入口チャンバにバリア液体を充填した状態に維持するためのシステムを示している。この場合には、バリア液体は、パイプ８３を介してプロセス流体から供給され、また、別個の供給源８５からも供給される。供給は、図示のように、バルブによって制御され、これらバルブは、必要に応じて、手動又は自動で制御することができる。バリア液体は、温度制御装置８６を通り、更に、フィルタ８７を通る。バリア液体を濾過して清浄にすることが重要であり、その理由は、軸受面の間に捕捉された異物の粒子が、ハイドロダイナミック膜の自己保持特性を阻害するからである。入口チャンバ４９の中のバリア液体の圧力は、別個の調節器８９によって制御される。そうではなく、バリア液体をその液体のレベルから吸引することにより、入口チャンバの中の圧力を制御するようにすることもできる。そのようなレベルの高さは、ヘッドすなわち圧力を決定する。上述の設計は、バリア液体がプロセス流体の中に漏洩することのできる場合であって、実際に、プロセス流体は、バリア液体の供給源である。しかしながら、上述の設計は、機械的に構成するには極めて簡単な構造ではあるが、その応用性は、それほど一般的ではない。大部分の場合には、プロセス流体は、バリア液体で希釈されないようにすることが必要であり、また、プロセス流体は、バリア液体として用いるには適していない。図７はまた、バリア液体をプロセス流体とは分離した状態に維持すべき場合に、バリア液体を制御するための手段を示している。バリア液体及びプロセス流体が別である場合には、特に、バリア液体が水をベースとしている場合には、必要に応じて添加剤をバリア液体に加えて、粘性及び潤滑性に関するその性質を向上させることができる。バリア液体は、出口チャンバの中の圧力を調節器８４によって所望値に維持しながら、パイプ８２を介して出口チャンバから液体を吸引することにより、再循環される。単一のリップシール７４（図５）の代わりに、背中合わせのリップシールを、インペラ室と出口チャンバとの間に設けることができる。同様に、背中合わせのリップシールをテーパ形状のスリーブの他端部に設けて入口チャンバ４９（図２）をシールして、内方及び外方への漏洩を防止することができる。リップシールは、数ｐｓｉの差圧にしか耐えられない。従って、そのようなシールを大きな差圧から保護することが重要である。これは、図示の圧力調節器によって、好ましくは自動的に行うのが好ましい。出口チャンバ５２の中の圧力は、インペラ室４９の中の圧力と比較され、出口の圧力は、出口チャンバの中の圧力がインペラ室の中の圧力よりも数ｐｓｉだけ高くなるように、調節される。次に、シールが壊れた場合には、プロセス流体は、パッキン箱の中に漏洩しない。プロセス流体がバリア液体の中に漏洩することが、バリア液体がプロセス流体の中に漏洩することよりも、より重要でない場合には、差圧を他の方法で解消することができる。すなわち、出口チャンバ９４の中の圧力を、インペラ室９２の中の圧力よりも、数ｐｓｉだけ低く維持する。図７の回路においては、２つの圧力を（自動的に）比較し、その差の計算を用いて、符号８４において出口チャンバの圧力を調節する。出口チャンバの中の圧力は、螺旋溝の作用によって発生し（外部圧力源は設けられていない）、勿論、設計者は、バリア液体の粘度、回転速度、及び、残りのパラメータを考慮して、螺旋溝の圧力発生能力を適正にするようにしなければならない。螺旋溝が、例えば、６０ｐｓｉの圧力しか供給できず、プロセス圧力が１００ｐｓｉまで上昇する（例えば、機能を失っている間）場合には、シール９０は壊れることになる。同様に、リップシール４９は、数ｐｓｉよりも高い圧力を受けてはならず、この場合にも、圧力調節器６９が、入口チャンバの圧力を制御する。（上述のように、入口チャンバの中の圧力は、制御されるヘッドレベルからバリア液体を吸引することによっても、制御することができる。）そのような予防措置を取った場合には、バリア液体は、プロセス流体とは全く別個の回路を循環する。分離されたバリア液体は、濾過され、その温度及び他の性質が制御される。パイプ８２を介して供給されて回路を循環しているバリア液体は、その全体が、螺旋溝を通過する液体であることが分かる。（外部で加圧された）バリア液体が、別個に循環している上述の設計においては、そのような循環は、バイパス基準であった。図９においては、螺旋溝を通過するバリア液体の総てが、パイプ８２に入って、再循環される。上述のように、エラストマーのリップシールは、数ｐｓｉにしか耐えることができず、そのようなリップシールが十分に良好でない場合、あるいは、リップシールが他の理由で適していない場合には、メカニカルシールと置き換えることができる。図８は、２つのメカニカルシール１０５、１０７を有するパッキン箱の例を示している。シールは、組み合わされた一対のテーパ形状のスリーブすなわちテーパスリーブの各端部に設けられており、螺旋溝が、内側のロータスリーブ１０９の外側面に形成されている。内側スリーブ１０９は、符号１２０においてキー止めされていて、シャフト１２３と共に回転し、且つ、シャフトに沿って摺動できるようになっている。入口チャンバ及び出口チャンバ１２５、１２７が、各要素の配列によって形成されており、パイプ１２８、１２９が、バリア液体を上記チャンバ及び螺旋溝に通す。図８に示すスリーブ及びシールは、都合の良いサブアセンブリとして形成することができるカートリッジを備えており、このカートリッジは、一体化されたユニットとして、パッキン箱のハウジング１３０の中に嵌合させるのに適していることが分かる。図９は、メカニカルシールを用いる他の構造を示している。この場合には、スリーブのテーパ形状の境界面が反対方向を向いており、この場合には内側スリーブ１３２の太い端部（すなわち、図９において右側の端部）である端部の内側の特別なスペースを用いて、メカニカルシール１３４の一端部を収容している。これにより、シール及びスリーブの全長を最低限一緒に保持することができる。上記一対のスリーブを回転シャフト１３５のためのジャーナル・ベアリングとして数える限り、ベアリングを越えるシャフト及びインペラのオーバーハングは、可能な限り短くなる。シール１３４をスリーブ１３２の内側に設けることにより、上述のオーバーハングを更に短くすることができる。他方のメカニカルシール１３６が軸方向において短いことは、それほど重要ではない。図９に示すように、別のチャンバ１３７を入口チャンバ１４７の外側に設けることができる。バリア液体を用いて、軸受箱の中のベアリング１３８を潤滑する。しかしながら、そのようにすることが適当でない場合が多く、図１０の構造が好ましい。シール１３９は、駆動スリーブ１４０に取り付けられており、該駆動スリーブは、クランプネジ１４１によって、シャフト１３５に締め付けられている。駆動スリーブ１４０の右側の端部には、駆動歯１４２が形成されており、そのような駆動歯は、内側スリーブ１４３の対応する駆動スロットに係合している。組み合わされた一対のテーパスリーブ、及び、シール１３４は、第１のカートリッジサブアセンブリを形成し、該サブアセンブリは、ハウジング１４４の中に嵌合するのに適している。駆動スリーブ１４０及びシール１３９は、別のカートリッジサブアセンブリを形成し、このカートリッジサブアセンブリは、シャフト１３５にクランプ止めされており、また、カバー１４５によって、ハウジング１４４にボルト止めされている。再度図７を参照すると、図７は、バリア液体を入口チャンバ１４７（図９）に供給し、また、バリア液体を出口チャンバ１４９から回収するための回路を示している。図示のように、この回路は、（液体を冷却／加熱するためにエネルギを供給することを除いて）能動的（すなわち、エネルギの入力がない）である。プロセス流体の圧力を監視して、出口チャンバの中の圧力と比較し、これにより、シール１３４が過剰な差圧を受けないように構成することができる。スリーブの間で且つ入口チャンバ及び出口チャンバを通して、バリア液体を循環させることは、チャンバの中に発生する恐れのある汚れ及び異物を機械的なベアリングから洗い流す役割も果たす。通常のメカニカルシールには、異物を除去するためのフラッシュ及びドレーン設備が設けられることが多く、そのような設備は、エネルギの供給を必要とすることなく、また、事実上他になにも必要とすることなく、本ケースに自動的に備わっている。内側スリーブ１３２、１４３（図９、図１０）は、シャフト１３５上で軸方向に自由に摺動し、バネ１５０（図１０）が、内側スリーブを左側へ押圧する（すなわち、テーパ部の中により深く入れる）ことが分かる。しかしながら、バネ１５０の特性は、基本的には、メカニカルシール１３４の要件に基づいて選択される。テーパスリーブを互いに押し付ける力を狭い限界値の間できっちりと制御することが必要であると考えられる。テーパ面の間に形成されるハイドロダイナミック膜は、非常に堅固である。軸受面の間に一旦膜が形成されると、そのような面を互いに押し付ける力が増大しても、そのような面同士を実際に押し付ける際に殆ど効果を持たず、一方、膜を物理的に壊して面同士を互いに接触させるために必要な力は、かなりのものである。従って、テーパ面の間の膜が充填されたギャップは、上記面を互いに押し付ける力が変化しても、あるいは、メカニカルシールの要件によって設定しても、かなりの程度自己設定型で且つ自己維持型である。軸方向に運動可能なスリーブ１３２は、出口チャンバ１４９の中の圧力を受け、そのような圧力は、バネ１５０と同様に、スリーブ１３２をテーパ部の中により深く押し込むように作用する。螺旋溝を有する一対のスリーブが、インペラシャフト用のジャーナル・ベアリングの役割を果たすことを上に説明した。通常のパッキン箱型のポンプの場合には、シャフトベアリング（軸受箱２５の中に位置する）の要件を決定する際の計算における重要なファクタの１つは、インペラが上記ベアリングを越えて伸長するオーバーハングの長さであった。このオーバーハングが、遭遇することになり、また、ベアリングが受け入れるべき、振動の周期及び振幅を決定した。しかしながら、本実施例においては、上記オーバーハングは、事実上ゼロ（シャフトの直径よりも小さい）である。従って、シャフトベアリングが、インペラに極めて接近しているスリーブによって形成される場合には、ベアリングに対する荷重は、オーバーハングするシャフトに対して準備すべきポンプベアリングが通常受ける荷重よりも、かなり小さい。従って、この新しい設計は、軸受箱（例えば、符号２５）の必要性、並びに、その潤滑等の必要性を排除するだけではなく、荷重をかなり小さくすると共に、ベアリング自身の使用の必要性をかなり減じる。通常の設計において、インペラに最も近いベアリングを、一般的にインペラから１５又は２０ｃｍ離すことができるとすると、本発明の設計で大きな改善を行うことは困難ではない。設計者は、好ましくは、シャフトの直径よりも短い範囲内で、ベアリングの境界面をシャフトに沿って軸方向にインペラから離すべきである。当然、設計者は、ポンプシャフトが軸方向のスラスト力に耐えるようにすべきであるが、ポンプハウジングの外側で且つポンプハウジングとそのような目的のカップリング（例えば、符号３０）との間に、スラストベアリングを設けることが便利であることが多い。（カップリングは通常、軸方向の力を伝達することができない。）図１１は、軸受箱２５が取り除かれたばかりではなく、モータ軸とポンプシャフトとの間のカップリング３０も取り除かれている構造を示している。軸１５２は、電動モータ１５４の電機子、及び、ポンプインペラ１５６の駆動軸の両方の役割を果たす。ポンプのハウジング、及び、モータのハウジングは、１つのユニットとしてボルト止めすることができ、正確に機械加工されたスピゴット１５８は、アラインメントを確実に行わせる役割を果たす。カップリングがないので、シャフトに作用する軸方向のスラスト力は、実際にモータハウジングの中にあるスラストベアリング１６０によって支持される。図１２は、シール／ベアリングの形態として配列されて組み合わされた一対のテーパ形状のスリーブを示しており、この場合には、貫通するシャフトが存在しない。ロータ１６３は、スタブとして形成されている。外側スリーブ１６４は、符号１６５において、固定ハウジング１６７にキー止めされている。外側スリーブは、ハウジングの中で軸方向（垂直方向）に浮くことができ、バネ１６７によって上方に押圧されている。ロータスリーブ１６３のテーパ面には、螺旋溝１６９が形成されている。スリーブ１６３が回転すると、螺旋溝の作用によって、入口チャンバ１７０に供給されるバリア液体が、出口チャンバ１７２に向かって下方に押圧され、ハイドロダイナミック潤滑膜が、テーパ面の間に形成される。入口チャンバ１７０の上方端は、ロータスリーブとステータスリーブとの間のシール境界面１７４によってシールされる。上記シール境界面には圧力が殆ど作用せず、その理由は、入口チャンバ１７０の中の液体が、螺旋溝１６９の入口マウスの中に吸引されているからである。図１３は、上述の設計に使用されるタイプのロータスリーブ１７４を示している。スリーブに対するテストにおいては、以下の性能に注目した。雄型テーパ形状のスリーブＮｏ．１（平坦な雌型スリーブの中に入っている）： − テーパ角度＝２０°； − 直径x ＝４７．６ｍｍ； − 直径y ＝３１．８ｍｍ； − 長さz ＝４４．４ｍｍ； − 螺旋溝＝一条、２．０３ｍｍ幅×０．２０ｍｍ深さ；溝ピッチ＝６．３５ｍｍ（回旋部間のピッチ） − 回旋部の間のランドの幅＝４．３２ｍｍテスト１： − 液体＝１８°Ｃの水（粘度＝１．１５センチストークス） − 回転速度＝１７５０ｒｐｍ結果：発生圧力＝７０ｐｓｉ流量＝２．２リットル／ｈｒ．テスト２： − 液体＝１８°Ｃの水 − 回転速度＝３５００ｒｐｍ結果：発生圧力＝１００ｐｓｉ流量＝４．５リットル／ｈｒ．テスト３： − 液体＝１８°Ｃの水 − 回転速度＝１１００ｒｐｍ結果：発生圧力＝４０ｐｓｉ流量＝１．５リットル／ｈｒ．テスト４： − 液体＝ＳＡＥ３０分、１８°Ｃのオイル、粘度５０センチストークス − 回転速度＝１７５０ｒｐｍ結果：発生圧力＝３００ｐｓｉ流量＝３．０リットル／ｈｒ．スリーブＮｏ．２（細い方の端部を機械加工で切断することにより、長さｚが３８．０ｍｍまで減少された点を除いて、スリーブＮｏ．１と同じ）（平坦な雌型スリーブの中に入っている）テスト５： − 液体＝１８°Ｃの水 − 回転速度＝１７５０ｒｐｍ結果：発生圧力＝６０ｐｓｉスリーブＮｏ．３（細い方の端部を機械加工で切断することにより、長さｚが３１．６ｍｍまで減少された点を除いて、スリーブＮｏ．１と同じ）（平坦な雌型スリーブの中に入っている）テスト６： − 液体＝１８°Ｃの水 − 回転速度＝１７５０ｒｐｍ結果：発生圧力＝５０ｐｓｉスリーブＮｏ．４（各々１２．７ｍｍピッチの２つの溝を形成し、隣接する回旋部の間のランドの幅が４．３２ｍｍである点を除いて、スリーブＮｏ．１と同じ）（平坦な雌型スリーブの中に入っている）テスト７： − 液体＝１８°Ｃの水 − 回転速度＝１７５０ｒｐｍ結果：発生圧力＝３２ｐｓｉ流量＝５．４リットル／ｈｒ．テスト８： − 液体＝９３°Ｃの水（粘度＝１．１３センチストークス） − 回転速度＝１７５０ｒｐｍ結果：発生圧力＝６４ｐｓｉスリーブＮｏ．５（単一の溝であり、溝の深さが０．２５ｍｍまで増大された点を除いて、スリーブＮｏ．１と同じ）（平坦な雌型スリーブの中に入っている）テスト９： − 液体＝１８°Ｃの水 − 回転速度＝１７５０ｒｐｍ結果：発生圧力＝６０ｐｓｉ流量＝３．０リットル／ｈｒ．スリーブＮｏ．６（単一の溝であり、溝の深さが０．３０ｍｍまで増大された点を除いて、スリーブＮｏ．１と同じ）（平坦な雌型スリーブの中に入っている）テスト１０： − 液体＝１８°Ｃの水 − 回転速度＝１７５０ｒｐｍ結果：発生圧力＝４５ｐｓｉ流量＝４．５リットル／ｈｒ．スリーブＮｏ．７（単一の溝であり、溝の深さが０．３５ｍｍまで増大された点を除いて、スリーブＮｏ．１と同じ）（平坦な雌型スリーブの中に入っている）テスト１１： − 液体＝１８°Ｃの水 − 回転速度＝１７５０ｒｐｍ結果：発生圧力＝２０ｐｓｉ流量＝６．７リットル／ｈｒ．テスト１２： − 液体＝１８°Ｃの糖蜜 − 回転速度＝１７５０ｒｐｍ結果：発生圧力＝５００ｐｓｉ以上テスト１、２、３は、螺旋溝からより高い圧力及びより大きな流量を生じさせる回転速度の増大範囲を示している。テスト４をテスト１と比較すると、水ではなくオイルを液体として用いると、かなり大きな圧力を得ることができることを示している。テスト５、６をテスト１と比較すると、長さを６．４ｍｍ減少させる毎に、得られる圧力が１０ｐｓｉだけ低下することを示している。テスト７をテスト１と比較すると、２つの溝を形成すると、１つの溝の場合に比較して、圧力は半分になり、流量は２倍になることを示している。テスト８は、水が殆ど沸騰している時には、得られる圧力が概ね８％減少することを示している。テスト９、１０、１１は、螺旋溝を深くすると、圧力が低下することを示している。液体が水の場合には、約０．５０ｍｍよりも深い溝は、圧力を全く生じない。テスト１２は、液体が糖蜜である場合には、０．５０ｍｍの深さの溝は、５００ｐｓｉよりも大きな圧力を発生することを示している。しかしながら、糖蜜を用いた場合には、０．３０ｍｍよりも浅い溝は、糖蜜に殆ど影響を与えない。上記テストはまた、オイルの如き粘性の高い液体は、水に比較して、速度、溝の深さ等の変化をかなり許容することを示している。しかしながら、上述の溝は、液体が水の場合でも、圧力及び体積流量を生じさせる性能が高いことは明らかである。大部分の場合には、パッキン箱の中のバリア液体に圧力を生じさせる要件は、高い圧力を達成することである。実際に、そのような要件は、バリア液体がプロセス流体よりも高い圧力にあるということが多い。理論的には、圧力が発生される限り、大きな体積流量は必要がない。実際に、大きな流量は、流れがプロセス流体の中に漏洩する場合には特に、不都合である。しかしながら、パッキン箱の中のバリア液体に圧力を形成する時には、そのような圧力を形成する手段は、バリア液体がパッキン箱を通って強力に循環されている場合でも、また、パッキン箱のシールが漏洩を生じている場合でも、そのような圧力を形成することができるように十分に堅固であることが重要である。この点に関して、米国特許第４，２９０，６１１号に示されるような、渦形のマーキングを用いて圧力を形成しようとする試みを検討することができる。そのような渦形のマーキングは、流量がゼロ又はほんの少しのレベルにおいてのみ、圧力を発生することができる。圧力は、漏洩が無い間にだけ発生される。従って、何等かの理由で測定可能な量の漏洩がシールに発生し始めると、圧力を発生する機能が低下し、シールが直ちに開いて、多量の漏洩を許容することになる。上述の構造は望ましいものではない。圧力を発生するための機構は、多目的型でなければならず、また、シールが漏洩を生じた場合でも、バリア液体の圧力を維持するに十分な程度に堅固でなければならない。プロセス流体とパッキン箱との間のシールに僅かの漏洩が生じ始めた場合に、プロセス流体が直ちにパッキン箱の中に入るようであれば、実際的には殆ど使用できない。上述の設計においては、そのような望ましい程度の圧力発生の柔軟な堅固さを得ることができる。溝の寸法等のパラメータを、回転速度及びバリア液体の粘度に対して適正に設定すると、バリア液体は、螺旋溝の出口マーカーから確実に且つ連続的に出ることになる。大部分の遠心ポンプ設備においては、プロセス流体の中に存在する圧力に打ち勝つために十分な圧力を螺旋溝から得るようにすることは、設計者には十分に簡単なことであって、螺旋溝が１時間当たり数リットル程度の流量を発生する場合でも、上述の十分な圧力を得ることができる。この程度の性能は、バリア液体が水の場合でも得ることができることが分かっている。設計者は、螺旋溝を所望の圧力及び流量を得るための正しい寸法にする必要がある。溝は、その幅が２ｍｍ前後とした場合に、約０．４ｍｍよりも深くしてはならない。一般的に、螺旋溝（単数又は複数）の全断面積又は合計断面積は、約１平方ミリメートルを超えてはならず、約０．５平方ミリメートルを超えないのが好ましい。溝は、小さすぎてはならない。小さな溝は、圧力を発生することはできるが、そのような圧力で適正な体積流量を供給することはできない。溝の断面積は、約０．３平方ミリメートルが最小限であって、それ以下では、大多数の場合には、バリア液体の流量が不適当になる。液体が水の場合には、溝は、液体がオイルである場合の面積の２倍前後の面積になる。上述の螺旋溝は、高い圧力をもたらすことができるだけではなく、同時に、そのような圧力において良好な流量を提供することができることが分かる。これは、パッキン箱を有するポンプにおいては従来達成されなかった。溝の１つの回旋部の体積は一般的に、約０．０５ミリリットルであり、溝の出口マウスから３リットル／ｈｒ（一般的に生ずる）の割合で液体が流れる場合には、これは、一回転当たり約０．０３ミリリットルの液体を供給すること、すなわち、一回転当たり溝の１つの回旋部の体積の約半分に相当するものと計算することができる。入口マウスと出口マウスとの間の溝の全長は、一般的には、少なくとも５０ｃｍあるいは７０ｃｍである。３０cmが最小限であると見なすべきである。溝の全長が短か過ぎると、圧力を発生することができない。本発明を使用する際の重要なファクタは、軸受面の間にハイドロダイナミック膜を形成することである。そのような膜を堅固に且つ確実にするためには、軸受面の間の運転隙間すなわちギャップは、十分に小さくすべきであり、螺旋溝の隣接する回旋部の間のランドは、十分に広くすべきである。回旋部の間のランドの幅は、４ｍｍであるのが良いことが分かった。２ｍｍが、最小限であると見なすべきである。本明細書で説明するように、軸受面がテーパ形状であり、一方のテーパ面が、軸方向に動くスリーブに形成される場合には、設計者は、膜の厚みを決定する面間のギャップを非常に小さくすることができる。ギャップが小さければ小さいほど、また、ランドが広ければ広いほど、溝の回旋部の間で維持することのできる差圧は大きくなる。螺旋溝が長くなればなるほど、得られる最終圧力は大きくなる。また、溝が長くなればなるほど、溝は逆漏洩に抵抗し、出口マウスにおける圧力を低下することなく、溝の断面積を大きくすることができ、従って、より大きな体積の液体を溝に沿って動かすことができることが分かる。代表的なパッキン箱設備の寸法的な外皮は、その中に容易に収容することのできる螺旋溝の寸法が、溝を通る圧力及び体積流量の適正以上の組み合わせを発生することができるようなものであることが認識される。螺旋溝の形態は、メカニカルシールが壊れた場合でも、また、モータの回転が停止した場合でも、極めて少ない流量の流体が溝を通ってだけ漏洩することができることを意味する。溝は、１平方ミリメートルの面積、及び、５０ｃｍの長さを有することができ、そのような溝を通る漏洩は必然的にゆっくりとしている。上述のように、設計者は、出口チャンバとインペラ室との間のメカニカルシールが壊れた場合（モータは運転していると仮定する）でも、プロセス流体の漏洩が全く生じないようにしなければならないことがある。この場合には、設計者は、出口チャンバの中の圧力を調節して、インペラ室の中の圧力よりも若干高い圧力にしなければならない。上述のように、圧力調節器をパッキン箱のハウジングの外側に設けて、パイプによって上記両チャンバに接続する。エンジニアは、出口チャンバの中の圧力を調節して、インペラ室の中のプロセス流体の圧力よりも少し高い値に自動的に調節するようにする必要がある。これにより、エンジニアは、シールが漏洩を生じた場合でも、プロセス流体がインペラ室から出口チャンバの中に流れるのではなく、バリア液体が出口チャンバからインペラ室の中に流れるようにすることができる。出口チャンバの中の圧力が、プロセス流体の圧力よりも高い状態に維持されている限り、プロセス流体は、出口チャンバ従って外部へ漏洩することはない。そうではなく、エンジニアは、それがより適正である場合には、出口チャンバの中の圧力を調節して、インペラ室の中の圧力よりも小さい圧力にすることができる。圧力を設定する際の主要な点は、出口チャンバの中の圧力は、インペラ室の中の圧力から高い方向に又は低い方向に大幅に異ならない値に設定すべきであるということである。同様に、設計者は、入口チャンバと外部との間のメカニカルシールの前後の差圧を小さい値に維持することもできる。次に、プロセス流体と大気圧との間の全差圧の先端を、入口チャンバと出口チャンバとの間に伸長する螺旋溝が取る。すなわち、螺旋溝を用いてシールの前後の差圧を最小値に維持する。機械的に接触するタイプのシールの前後の差圧が小さくなればなるほど、シールの予想寿命は長くなる。エンジニアは、出口チャンバの中の圧力を調節して、プロセス圧力の少し下又は少し上の圧力にすることができる。プロセス流体の圧力は高＜なるかも知れないが、メカニカルシールに作用する差圧は小さい。これは、勿論、メカニカルシールにとって良いことであるばかりではなく、出口チャンバの中の圧力が高いということは、テーパ面の間の界面圧力も高いことを意味し、これは、作動している軸受界面としての軸受面にとっても良いことである。プロセス流体の圧力が高い場合、すなわち、数ｐｓｉよりも高い場合には、シールに作用する差圧が低くても、慎重なエンジニアは、プロセスチャンバのシールとして、エラストマーのリップタイプではなく、メカニカルタイプのものを選択する。反対に、入口チャンバと外部環境との間のシールは、エラストマーのリップタイプのものを安全に設けることができることが多い。メカニカルシールは、一般的に、エラストマーのリップシールよりもかなり高価である。設計者は、溝の入口マウスに対するバリア液体の供給が滞らないようにしなければならない。しかしながら、これは、通常の工業的なポンプの環境では、それほど強い要件ではない。それ以上に、バリア液体の供給側を加圧する必要はない。その理由は、螺旋溝は、必要に応じて、（若干の）真空（負圧）からバリア液体を吸引することになるからである。バリア液体は、清浄な状態に保持されなければならない。テーパ面の間に汚れがあると、そのような汚れは、テーパ面の間のギャップを適正に維持するというハイドロダイナミック膜の機能に影響を与える。しかしながら、テストにおいては、テーパ面の螺旋溝自身が実際に、テーパ面から異物の粒子を掃除する役割を果たしたということを指摘しておく。この自己清掃機能の理由は、汚れ粒子は、ハイドロダイナミック膜の中にではなく、螺旋溝の中に集まる傾向があると総括することができる。次に、溝に沿って移動する液体の速度は、汚れを溝の出口端に流す傾向を有している。螺旋溝の回旋部の間のランドは、これらランドにある膜の液体が溝の中に入ることができるように、十分に狭い。この観点から、ランドの幅は約８ｍｍを超えてはならない。ロータ及びステータのスリーブを形成する材料の選択は重要である。これは、ハイドロダイナミック膜が形成されていて、理論的には軸受面の間に接触が存在しない場合でも同じであり、その理由は、必然的に偶発的な接触が起こるからである。螺旋溝が形成されている面を有する要素は、平坦な面が形成されている要素よりも硬い材料から形成するべきである。そのようにすると、何等かの磨耗が生じる場合には、平坦な面が磨耗して、溝は完全な状態に維持されることになる。実際に、少しの磨耗は有益であり、その理由は、そのような磨耗は、面同士の間の緩衝を行い、嵌合の緊密度を高めるからである。適正な組み合わせは、溝を有する雄型のロータを、約０．１ｍｍの硬質クロムで被覆したステンレス鋼で形成するか、あるいは、セラミックのベアリング材料で形成することである。（被覆すなわちコーティングを持たないステンレス鋼は、汚れる傾向があるので、適当ではない。）。平坦な雌型のステータは、カーボン（グラファイト）、ＰＴＦＥ、あるいは、硬質金属に接触して長時間稼働するように開発された（多数の）複合材料の１つから形成することができる。設計者は、テーパ面を互いに押し付けるための何等かの手段を準備しなければならない。そのような手段は、機械的なバネの形態を取ることができ、あるいは、テーパ面を互いに押し付けるように軸方向に運動可能なスリーブに作用する、バリア液体の圧力、あるいは、プロセス流体の圧力を与えることができる。（軸方向の拘束が全く行われない場合には、上記テーパ面は単に離れる方向に移動し、ハイドロダイナミック膜は形成されない。）。上記手段をどのように提供するかを判断する際に、設計者は、バリア液体のプロセス流体への漏洩、あるいは、プロセス流体のバリア液体への漏洩のいずれが最も重要であるかを考慮しなければならない。例えば、飲料液体を圧送する場合には、そのような飲料液体には、バリア液体が全く混入しないことが重要であるが、そのような飲料液体が有害ではない場合には、少量の飲料液体がパッキン箱を通って漏洩することはそれほど問題ではない。別の場合においては、プロセス流体が有害な液体であるか、あるいは、ほんの僅かの痕跡でも発ガン性を有する液体である場合があり、そのような場合には、そのような有害な液体がパッキン箱の中に漏洩して、バリア液体で希釈されることは好ましい。設計者は、プロセス流体の圧力又はバリア液体の圧力をテーパ面を互いに押し付けるための主要な要素とすることができる。あるいは、一方又は両方の圧力に対して運動可能なスリーブが中立になり、その軸方向の力が機械的なバネによって決定されるように、各要素を配列することができる。また、圧力の露呈及び機械的なバネの幾つかの適宜な組み合わせを行うこともできる。バリア液体の圧力が増大するに従って、ハイドロダイナミック膜は、テーパ面を離すというその傾向を増大させる。従って、プロセス圧力が増大するに連れて、軸方向に運動可能なスリーブをより強くテーパ部の中に押し込むことが、一般的には好ましい。運動可能なスリーブが離れることに対する抵抗が小さすぎる場合には、圧力が適正に形成されない。従って、設計者は、運動可能なスリーブに作用する軸方向の力を十分に大きくして、テーパ面を一緒に保持し、これにより、所望の圧力が形成されるようにしなければならない。テーパ面が必要以上にしっかりと互いに押し付けられることは、それほど問題ではなく、その理由は、ハイドロダイナミック膜は、非常に堅固であるからである。反対に、スリーブは、膜が実際に壊れてテーパ面が機械的に接触するほどには、強く押圧してはならない。そのような場合にテーパ面が一緒に作動した場合でも、テストは、テーパ面の間の強制的な接触は、出口チャンバの中の圧力を低下させることを示している。テーパ部の角度すなわちテーパ角度は、大き過ぎず、また、小さ過ぎないようにしなければならない。そのような角度が大きくなればなる程、テーパ面を一緒に保持して圧力を形成させるために、より大きな力が必要とされる。スリーブを一緒に保持するために必要な力が、都合良く実行するために、又は、都合良く制御するためには大きくなり過ぎると、上述の角度は大きくなり過ぎる。テーパ角度が大き過ぎると別の問題が生ずる。テーパ形状のスリーブがインペラシャフト用のジャーナル・ベアリングの役割を果たしている限り、テーパ面に作用する軸受荷重は、当然にして、テーパ面の間の軸方向の荷重を誘起する。この誘起された軸方向の力は、運動可能なスリーブをテーパ部から押し出す傾向を有している。テーパ角度が大きくなればなる程、運動可能なスリーブに作用するように誘起される軸方向の荷重は大きくなる。そのような角度が大き過ぎる場合には、運動可能なスリーブの軸方向の運動に抵抗する手段を設けて、運動可能なスリーブの機能を押さえて、ハイドロダイナミック膜を形成するための最も好ましい位置に定着させることになる。しかしながら、テーパ角度が大きくない限り、スリーブがジャーナル・ベアリングとして作用することにより運動可能なスリーブに誘起される上述の軸方向の力は無視することができる。ここでも、スリーブを越えて伸長するインペラのオーバーハングは非常に短いので、ジャーナル・ベアリングの荷重も小さいことを指摘しておく。インペラに作用する軸受荷重は、ポンプ室からのプロセス流体の出口をバランスさせることにより、減少させることができる。長いオーバーハングに起因する振動によって主軸受荷重が生ずると、出口圧力をバランスさせることができないことが多いが、ベアリングがインペラに非常に接近した場合には、出口のアンバランス及び振動の両方から生ずる軸受力は、非常に小さい値まで減少させることができる。上述の考察に基づき、１０°と３０°との間のテーパ角度（すなわち、５°と１５°との間の半角）が良好な結果をもたらすことが分かったが、テーパ角度は、２０°であるのが好ましい。本発明に従って適正に作動することのできる最大テーパ角度は、約６０°である。この値よりも大きい角度では、運動可能なスリーブに誘起される軸方向の力を適正に制御することができない。反対に、テーパ角度は、小さすぎてもならない。テーパ角度が小さ過ぎると、互いに重ねた状態でテーパ面を製造することは、困難となる。その理由は、テーパ面が固着する傾向があるからである。また、テーパ面が乾燥し、従って、これらテーパ面の間の摩擦係数が増大した場合にも、上記固着が生ずる。従って、テーパ角度は、自己固着する角度よりも大きいのが好ましい。上記自己固着する角度は、２つのスリーブの間の摩擦係数から決定することができる。鋳鉄及び青銅のような金属に関しては、テーパ角度は、約７°よりも大きくすべきである。上述の設計においては、螺旋溝は、ステータスリーブにではなく、ロータスリーブに形成されており、この構造が好ましい。また、ロータスリーブが雄型のスリーブであるのが好ましく、その理由は、そのようにすると、溝は、外側を向いた面に形成され、内側を向いた面は平坦な状態のままにすることができるからである。螺旋溝をステータのテーパ面に形成して、ロータのテーパ面を平坦な状態にすることもできる。また、溝をロータ及びステータの両方に形成することもできる。本発明においては、ハイドロダイナミック膜は、堅固で確実であるべきである。液体が非常に大きな潤滑性及び粘性を有していない限り、上記溝をテーパ面の一方にだけ形成し、他方のテーパ面は平坦な状態にしておくことが好ましい。平坦な状態にしておくのは、ステータの面であるのが好ましく、また、平坦な状態にしておくのは、雌型の面であるのが好ましい。両方の面に溝を形成した場合には、膜を壊す傾向がある。しかしながら、バリア液体が汚れていたり、あるいは、汚れる可能性があり、また、液体が適当な粘性を有するオイル状の液体である場合には、両方の面に溝を形成するのが好ましい。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION Seal / Bearing Assembly The present invention relates to seals and bearings for rotating shafts, and is particularly suitable for use in motor driven centrifugal pumps. BACKGROUND OF THE INVENTION There is an increasing demand for seals configured to be damaging to release harmful fluids into the environment. Apart from such new requirements, there are general requirements in seal design. That is, the seal must be able to withstand the longest possible service life without failure; when the seal begins to leak, it must not withstand the leakage flow and tear severely; the seal is inexpensively repaired It must be. The length of disassembly time required to expose the seal is the time when the device or equipment is not used. The seal / bearing assembly of the present invention addresses such various needs, as will be described. General features of the present invention It is an object of the present invention to provide a means for generating a large pressure in the packing box of a centrifugal pump, i.e. greater than the pressure of the process fluid. An object of the present invention is to obtain the above high pressure without using a viscous lubricating barrier liquid, and to obtain a high pressure even when water is used as the barrier liquid. It is an object of the present invention to provide a means for controlling the pressure in the packing box and controlling such pressure with respect to the pressure of the process fluid as well as the pressure of the external environment. The present invention provides a combined seal / bearing assembly device that includes a stator and a rotor adapted to rotate about an axis. The device can be mounted instead of the packing box of the centrifugal pump. The components of the rotor and the stator are formed with complementary shaped bearing surfaces, which are arranged so as to clean each other in a hydrodynamic bearing relationship over an area called the bearing area. . A groove is formed in one of the bearing surfaces and extends in a spiral form along and around the bearing surface in the bearing area. The spiral groove has several turns extending over the bearing surface, such a row of turns so as to leave a land having sufficient width between adjacent turns of the spiral groove. Are arranged. The spiral groove has an inlet mouse and an outlet mouse. The apparatus is configured to form an inlet chamber and an outlet chamber, both of which are in fluid communication with the inlet and outlet mice, respectively. The apparatus also includes means for transporting the barrier liquid into the inlet chamber and transporting the barrier liquid from the outlet chamber. When the apparatus is driven and rotated, the barrier liquid flows along the spiral groove from the inlet mouth to the outlet mouth. In the present invention, the above device is configured such that the fitting between the two bearing surfaces is a tight operating gap, the gap between the two bearing surfaces, that is, the gap is sufficiently small, Has a sufficiently large land width to continuously and reliably form a hydrodynamic film between the bearing surfaces. The bearing surface is preferably tapered in a conical shape so that the rotor or stator can move axially into and out of the taper. Relationship of the present invention to the prior art The prior art comprises a structure that uses threads to push the process fluid out of the packing box seal. The threads act in the manner of a propeller or in the form of an Archimedes screw to move process fluid into and out of the impeller chamber. One example is shown in U.S. Pat. No. 3,558,238 (1971; Van Herpt). Other common constructions use Archimedes screws to generate enough force to slide the sleeve axially along the shaft, thereby releasing the forces acting between the spring-loaded sealing surfaces. doing. In such a structure, the reaction to the force serves to return the fluid to the impeller. Thus, the faster the shaft rotates, the more fluid is pushed back out of the seal and more seal contact force is released. Examples of such structures are shown in U.S. Pat. No. 3,746,350 (1973, Mayer +) and U.S. Pat. No. 4,243,230 (1981, Baker +). A shallow groove in the form of a spiral is formed in the sealing surface and serves to move the liquid present in the sealing surface in a desired direction. Such examples are disclosed in U.S. Pat. No. 4,290,611 (1981, Sedy), U.S. Pat. No. 4,249,812 (1993, Volden +), and U.S. Pat. No. Re. 34,319. No. (1993, Bou tin +). A method of using a very small radial clearance between rotating elements to promote flow in a desired manner is shown in US Pat. No. 5,372,730 (Warner +, 1994). I have. DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS To further illustrate the present invention, a representative embodiment of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings, in which: FIG. FIG. 2 is a side sectional view of an apparatus suitable for use in the installation of FIG. 1; FIG. 3 is a view similar to FIG. 2 showing another apparatus; FIG. 5 is a diagram of an element suitable for use in the apparatus, FIG. 5 is a diagram of another device suitable for use in the facility, and FIG. 6 is a diagram of another suitable device. 7 is a circuit diagram, FIG. 8 is a diagram of another suitable device, FIG. 9 is a diagram of another suitable device, and FIG. 10 is a diagram of another suitable device. FIG. 11 is a view of another apparatus on which another structure is mounted, FIG. 12 is a view of another type of apparatus, and FIG. 13 is a view of the present apparatus. It is a diagram of another element which is suitable for use. The apparatus shown in the accompanying drawings and described below is an example embodying the present invention. It is to be understood that the scope of the present invention is defined by the appended claims, and not necessarily by the specific features of the exemplary embodiments. FIG. 1 shows a pump / motor installation. The electric motor 20 is mounted on a base frame 23, and a bearing box 25 and a centrifugal pump 27 are also mounted on the base frame. The armature of the motor is connected via a coupling 30 to the drive shaft 29 of the pump. The rotating shaft 29 is sealed with a packing box 32. It is to the design with such packing boxes that the present invention is concerned. FIG. 2 shows an example of the invention applied to a pump / bearing box situation. The pump impeller 34 is keyed to the shaft 29. The inner rotating sleeve 36 is also keyed to the shaft 29. A fixed outer sleeve 38 is keyed to the housing 40 of the pump 27. The inner surface of the outer sleeve 38 is flat. A (single) spiral groove is formed on the outer surface 43 of the rotating sleeve 36. The mouse 47 on the left side of the groove 45 is open to the entrance chamber 49. The mouse 50 on the right side of the groove 45 is open to the outlet chamber 52. The inlet chamber 49 is sealed to the outside by a normal rubber lip seal 54. Inlet chamber 49 is connected to a source of barrier liquid via port 56. The outlet chamber 52 is open to the interior of the impeller housing 40, ie, to the process fluid being pumped by the pump 27. The rotor and stator, and the inner and outer sleeves are sealed to the shaft and housing by O-rings 58, respectively. In use, the shaft 29 is driven and rotated by an electric motor, which causes the sleeve 36 to rotate. Thus, the groove 45 and its helical means rotate, whereby liquid molecules located in the groove are conveyed along the groove. The rotation direction of the motor 20 is such that the molecules are transported to the right (in the direction of the drawing), that is, from the inlet chamber 49 to the outlet chamber 52. The function of the spiral groove 45 in transporting the molecules of the barrier liquid to the right side serves to make the pressure of the barrier liquid in the outlet chamber 52 higher than the pressure of the barrier liquid in the inlet chamber 49. In practice, the pressure of the barrier liquid in the inlet chamber where the barrier liquid is picked up by the groove is at or near atmospheric pressure, and the pressure in the outlet chamber where the barrier liquid exits the groove is the pressure of the spiral groove. The pressure of the process fluid can be exceeded. Thus, the pair of sleeves 36, 38 serve as a very effective seal against leakage of process fluid through the packing box 32. As long as shaft 29 is rotating and barrier liquid is being supplied to port 56, outlet chamber 52 will be filled with pressurized barrier liquid. Even if the process fluid is stopped (ie, the outlet pipe conveying the process fluid away from the pump is closed), the sleeves 36, 38 with the helical groove still pump the barrier liquid into the outlet chamber 52. Play a role. If the inlet pipe of the pump is blocked and a vacuum is created inside the pump, i.e. the impeller chamber, and cavitation occurs, the barrier liquid will still be pumped to the outlet chamber. In contrast, in some prior art designs, cavitation in the suction line of the pump causes liquid to be drawn out of the packing box, causing cavitation in the packing box, and Finally, the sealing function of the packing box may be reduced. The barrier liquid is easy to maintain in a clean state (eg, by filtration). The barrier liquid is pushed out of the outlet mouth 50 of the groove 45. Thus, the sleeves 36, 38 and the surfaces 42, 43 are kept free of particles that may be present in the process fluid. Process fluids are often dirty and may contain particles or other harmful substances, which are filtered before the process fluid enters the grooves or surfaces 42,43. You. The barrier liquid fills the groove 45 and is located between the inner surface 42 of the outer sleeve 38 and the outer surface 43 of the inner sleeve 38, or at least between the surface 42 and each convolution of the groove 45. A hydrodynamic film is formed between the lands 43A and the lands 43A. The barrier liquid is supplied to the inlet chamber 49 and is sucked into the inlet mouth 47 of the groove. As a result, neither part of the bearing surface, that is, any part of the area to be cleaned on the surfaces 42 and 43 is dried. Indeed, even when the pump is cavitational (ie, not drawing any process fluid), no part of the bearing surface dries. The barrier liquid is supplied to the port 56 at or near atmospheric pressure. The barrier liquid does not need to be pre-pressed outside the packing box to a pressure higher than the process pressure, and the function of the spiral groove 45 plays a role in pressurizing the barrier liquid. Indeed, port 56 can be connected to a supply pipe that is simply submerged in a reservoir of barrier liquid, and the level of liquid in the reservoir can be below the level of the port. Thus, the barrier liquid is sucked into the inlet chamber 49 at a pressure slightly lower than the atmospheric pressure. (The lip seal 54 will be selected based on the need to maintain a slight vacuum.) The limitation of the action of the rotating helical groove shown in FIG. When passed, the barrier liquid cannot exit the outlet mouth 40 of the groove 45. Also, if the pressure of the process fluid is higher than the pressure generated by the groove, the process fluid will tend to enter the interface between land 43A and surface 42 and form its own hydrodynamic film. There is. This film is subsequently broken or blown off, especially if the process fluid has low viscosity or lubricity. The smaller the gap between the surfaces 42, 43, the higher the pressure required to expel the hydrodynamic membrane. For cylindrical (i.e., non-tapered) surfaces 42, 43, the clearance between such surfaces should be about 0,0. It is not practically possible to reduce it to 1 mm or less (or to a lower value if more severe use conditions are expected). If a gap as described above is used and lubricating oil is used as the barrier liquid, the helical groove will allow the liquid to enter the outlet chamber at a pressure of, for example, 80 or 100 psi (100 psi = 690 kN / m 2) + psi. It was observed that it was possible to enter. Such pressure is sufficient to prevent process fluid leakage even if the pump has failed. However, if the barrier liquid has a lower viscosity than that of the lubricating oil, the gap may be less than 0.1. It has been found that when on the order of 1 mm, only a very low pressure is maintained. For example, it has been found that when water is used as the barrier liquid, the pressure in the outlet chamber cannot be about 2 or 3 psi higher than the pressure in the inlet chamber. This is not enough to prevent the process fluid from leaking into the helical grooves and bearing interfaces. In the configuration shown in FIG. 2, as the barrier liquid exits the outlet chamber 52, it enters the process fluid. Thus, in FIG. 2, the barrier liquid must be of a type that is acceptable in the process fluid. The amount of barrier liquid entering the process fluid is small compared to the flow rate of the process fluid being pumped, but in many cases the process fluid is a lubricating oil or other viscous liquid with only a small trace But they are not allowed to enter the process fluid. In many industrial pumping systems, the pumped process fluid is water or a water-based liquid. Lubricants (even traces) are often not allowed into water. However, 0. When a gap between bearing surfaces of the order of 1 mm is used, water itself is almost useless as a barrier liquid. In order to generate an effective pressure in the outlet chamber 52 when water is the barrier liquid, the pressure must be set to 0. Clearances much smaller than 1 mm are required. However, cylindrical surfaces arranged in the form of male / female bearings, even when manufactured with high precision, cannot actually have gaps smaller than the values mentioned above. Cylindrical surfaces can be used if traces of lubricating oil are tolerated in the process fluid, but such cases occur only with a very small percentage of pumping equipment. Cylindrical surfaces are rarely used when the barrier liquid is water. In FIG. 2, the (flat) stator / sleeve 38 is fixed in the housing, while the rotor / sleeve 36 is free to slide axially on the shaft 29 (but rotates with it). It is keyed to do). A spring 65 pushes the rotor / sleeve into the taper. The tapered surfaces 42, 43 overlap one another in a mated pair, such that the fit between such tapered surfaces is very high over the cleaned interface or bearing surface of such surfaces. Good. In FIG. 2, a hydrodynamic film naturally forms between the tapered surfaces during rotation. Such a hydrodynamic membrane can be made thinner or thicker as needed, depending on conditions such as the viscosity of the barrier liquid, process pressure, rotational speed, groove dimensions, and the like. It has been found that even if water with very low viscosity and lubricity is the barrier liquid, a film is created independently between the surfaces 42, 43 and an adjustable pressure is created in the outlet chamber 52. . In fact, it has been found that a pressure of 60 psi or more is easily achieved in the outlet chamber if the barrier liquid is water and the pump fails. It was also found that during normal rotation the hydrodynamic membrane was very strong and there was no evidence that the surfaces 42, 43 were in direct contact after prolonged operation. However, direct contact between the surfaces 42, 43 is unavoidable, and the sleeve must be formed of a material that allows accidental contact without seizure, smearing, pickup, etc. Must. For example, one sleeve can be formed from cast iron and the other sleeve can be formed from bronze. Alternatively, a plastic bearing material, such as PTFE, can be used. Indeed, even in the case of water, the hydrodynamic membrane, which is very thin, but which occurs independently at the interface between the surfaces 42, 43, is such that the interface is a real journal bearing for the impeller shaft 29 ( It was found that it was not strong enough to act as a main bearing. FIG. 2 shows a conceptual bearing 67 housed in the bearing housing 25 and, in typical installations, well behind the impeller. That is, the impeller 34 is attached to one end of the long overhang of the shaft. Thus, the impeller may be subject to vibrations of a period and amplitude of interest. The sleeves 36, 38 can be considered to act to assist the bearing. That is, the bearing formed by the sleeve acts to assist bearing 67 by cushioning some of the excess vibration. However, it has been found that in most cases, the bearing 67 is not actually provided. Even when the barrier liquid is water, the pump shaft and impeller are properly supported by the bearing formed by the sleeve. One reason for such excellent support is that the bearings are very close to the impeller. In FIG. 2, there is no need to provide a separate packing box / seal, so that the bearing is separated from the impeller by at least the width of the seal, and in FIG. One is the same. Even if cavitation occurs on the suction side of the pump, possible unbalanced loads and other adverse conditions that induce vibration do not result in oscillating biasing motion of the shaft and impeller because the bearing However, it is very close to the impeller. The shaft operates smoothly and uniformly in conditions where a conventional pump would leak its packing box / seal. The spiral groove of the tapered sleeve serves to carry the barrier liquid along the groove from the inlet mouth to the outlet mouth. It must be understood that the distance traveled by the barrier liquid per revolution of the groove varies due to its tapered shape. That is, the length of one turn of the groove at the narrow end of the taper is shorter than the length of one turn of the groove at the thick end. With this in mind, the designer must ensure that the cross-sectional area of the groove increases slightly toward the tapered end to compensate for the decreasing ring length. FIG. 3 shows a state in which the groove 70 is formed slightly deep at the narrow end. The sleeve and groove and the direction of rotation of the motor must be set so that the groove carries the barrier liquid towards the impeller. In doing so, as shown in FIG. 4, the designer can configure such a sleeve such that the sleeves 72, 73 carry the barrier liquid toward the tapered end. Again, the groove 70 must be slightly larger (forming a little deeper) at the narrow end to compensate for the reduction in loop length. In another embodiment (not shown), the rotor sleeve can be an outer sleeve and the stator can be an inner sleeve. In this case, the groove is formed on the inner surface of the outer sleeve, which is much more difficult than forming the groove on the outer surface. However, for best hydrodynamic effect, the designer sometimes prefers to form a groove (spiral or loop) on the inside surface of the outer stator sleeve, such as sleeve 38 in FIG. . It may be desirable to protect the system from leaking process fluids even when the motor stops rotating. For example, the system of FIG. 2 allows the process fluid to flow back and leak through the spiral groove if rotation stops. As shown in FIG. 5, a lip seal 74 is provided between the outlet chamber 52 and the inside of the pump housing 40, that is, between the impeller chamber, to prevent leakage when the motor stops. During normal operation, the pressure generated in the outlet chamber 52 is higher than the pressure generated in the impeller chamber, opening the sealing lip and allowing the barrier liquid to flow into the impeller chamber. When rotation stops, high pressure in the impeller chamber at this point closes the lip seal, thereby preventing fluid in the impeller chamber from entering the outlet chamber. FIG. 6 shows another way in which the elements can be formed. In this case, the rotor sleeve 76 is formed integrally with the impeller 78. The outer stator sleeve 80 is spring loaded into the taper. It can be seen that only a simple flat diameter 79 without shoulders at the end of the impeller need be provided in the packing box housing. As an alternative to FIG. 6 (not shown), the stator sleeve can be formed in the packing box housing. However, since the sleeve has a tapered shape, it is not recommended to form the surface of the rotor on the impeller and the surface of the stator on the housing. This is because one of the surfaces must be freely slid in the axial direction. In the illustrated assembly, as long as the barrier liquid has the proper viscosity and lubricity, this structure is extremely reliable for all process fluid conditions that may be encountered in real equipment. It is expected to give a seal with a certain quality. Note, however, that if the supply of barrier liquid is stopped, the mouth mouth of the groove will dry and the entire bearing area between the surfaces may dry, or part of such an area may dry. It is important to. If such an event occurs, the pressure in the outlet chamber 52 will drop, and perhaps the process fluid will enter the spiral groove and even leak (to the left) from the packing box seal. When the surfaces are wholly or partially dried, their service life is considerably reduced. Therefore, the designer must take care that the barrier liquid in the inlet chamber 49 does not run out. In the appropriate case, the barrier liquid can be taken from the process fluid. Of course, this is the case when the process fluid is a lubricating oil, but some other types of liquids may be appropriate. If the process fluid is a lubricating oil, it can be considered that it is not a problem if the inlet chamber 49 (FIG. 2) dries. This is because such process fluid enters the groove 45 from the outlet end and lubricates the bearing surface. However, if the inlet chamber were dry, it would not be expected that such a process fluid would reach the entire area to be cleaned of the bearing surface and wet the area, even if the process fluid was a lubricating oil. No, and therefore dry contact of the bearing surface cannot be avoided. By ensuring that the inlet chamber 49 is filled, the designer keeps the hydrodynamic membrane intact to prevent bearing surface contact. FIG. 7 shows a system for maintaining the inlet chamber filled with barrier liquid. In this case, the barrier liquid is supplied from the process fluid via the pipe 83 and also from a separate supply 85. The supply is controlled by valves, as shown, which can be controlled manually or automatically as required. The barrier liquid passes through the temperature control device 86 and further passes through the filter 87. It is important to filter and clean the barrier liquid, as foreign particles trapped between the bearing surfaces impair the self-retaining properties of the hydrodynamic membrane. The pressure of the barrier liquid in the inlet chamber 49 is controlled by a separate regulator 89. Instead, the pressure in the inlet chamber may be controlled by aspirating the barrier liquid from that liquid level. The height of such a level determines the head or pressure. The above design is where the barrier liquid is capable of leaking into the process fluid, where in fact the process fluid is the source of the barrier liquid. However, while the above design is a very simple structure to mechanically construct, its applicability is less common. In most cases, it is necessary to keep the process fluid from being diluted with the barrier liquid, and the process fluid is not suitable for use as a barrier liquid. FIG. 7 also shows a means for controlling the barrier liquid when the barrier liquid is to be kept separate from the process fluid. If the barrier liquid and the process fluid are separate, especially if the barrier liquid is based on water, additives may be added to the barrier liquid as needed to improve its properties with respect to viscosity and lubricity be able to. The barrier liquid is recirculated by aspirating liquid from the outlet chamber via pipe 82 while maintaining the pressure in the outlet chamber at the desired value by regulator 84. Instead of a single lip seal 74 (FIG. 5), a back-to-back lip seal can be provided between the impeller chamber and the outlet chamber. Similarly, a back-to-back lip seal can be provided at the other end of the tapered sleeve to seal the inlet chamber 49 (FIG. 2) to prevent inward and outward leakage. Lip seals can only withstand a differential pressure of a few psi. It is therefore important to protect such seals from large differential pressures. This is preferably done automatically by the pressure regulator shown. The pressure in the outlet chamber 52 is compared to the pressure in the impeller chamber 49 and the outlet pressure is adjusted so that the pressure in the outlet chamber is several psi higher than the pressure in the impeller chamber. You. Second, if the seal breaks, the process fluid will not leak into the packing box. If the leakage of the process fluid into the barrier liquid is less important than the leakage of the barrier liquid into the process fluid, the differential pressure can be relieved in other ways. That is, the pressure in the outlet chamber 94 is maintained several psi below the pressure in the impeller chamber 92. In the circuit of FIG. 7, the two pressures are (automatically) compared and the difference calculation is used to adjust the outlet chamber pressure at 84. The pressure in the outlet chamber is generated by the action of a spiral groove (no external pressure source is provided) and, of course, the designer must take into account the viscosity of the barrier liquid, the rotational speed and the remaining parameters, It is necessary to make the pressure generating capability of the spiral groove appropriate. If the spiral groove can only supply a pressure of, for example, 60 psi and the process pressure rises to 100 psi (eg, while losing function), the seal 90 will break. Similarly, the lip seal 49 must not be subjected to pressures higher than a few psi, and again, the pressure regulator 69 controls the pressure in the inlet chamber. (As mentioned above, the pressure in the inlet chamber can also be controlled by aspirating the barrier liquid from a controlled head level.) If such precautions are taken, the barrier liquid Circulates in a circuit completely separate from the process fluid. The separated barrier liquid is filtered to control its temperature and other properties. It can be seen that the barrier liquid supplied through the pipe 82 and circulating through the circuit is entirely liquid passing through the spiral groove. In the above design where the barrier liquid (externally pressurized) was circulating separately, such circulating was a bypass reference. In FIG. 9, all of the barrier liquid passing through the spiral groove enters the pipe 82 and is recirculated. As mentioned above, elastomeric lip seals can only withstand a few psi, and if such lip seals are not good enough or if the lip seals are not suitable for other reasons, Can be replaced with a seal. FIG. 8 shows an example of a packing box having two mechanical seals 105 and 107. Seals are provided at each end of a pair of tapered sleeves or tapered sleeves in combination, and spiral grooves are formed on the outer surface of the inner rotor sleeve 109. The inner sleeve 109 is keyed at 120 and is adapted to rotate with the shaft 123 and slide along the shaft. Inlet and outlet chambers 125, 127 are formed by the arrangement of the elements, and pipes 128, 129 allow the barrier liquid to pass through the chamber and the spiral groove. The sleeve and seal shown in FIG. 8 includes a cartridge that can be formed as a convenient subassembly, which is an integral unit for fitting into the packing box housing 130. It turns out to be suitable. FIG. 9 shows another structure using a mechanical seal. In this case, the tapered interface of the sleeve faces in the opposite direction, in this case a special inside of the end of the inner sleeve 132 which is the thick end (ie the right end in FIG. 9). One end of the mechanical seal 134 is accommodated using a small space. This allows the total length of the seal and sleeve to be kept together at a minimum. As long as the pair of sleeves is counted as a journal bearing for the rotating shaft 135, the overhang of the shaft and impeller beyond the bearing is as short as possible. By providing the seal 134 inside the sleeve 132, the above-mentioned overhang can be further shortened. It is not critical that the other mechanical seal 136 is short in the axial direction. As shown in FIG. 9, another chamber 137 can be provided outside the inlet chamber 147. The barrier liquid is used to lubricate the bearing 138 in the bearing housing. However, it is often not appropriate to do so, and the structure of FIG. 10 is preferred. The seal 139 is attached to a drive sleeve 140, which is fastened to the shaft 135 by a clamp screw 141. Drive teeth 142 are formed at the right end of the drive sleeve 140, and such drive teeth engage the corresponding drive slots of the inner sleeve 143. The combined pair of tapered sleeves and seal 134 form a first cartridge subassembly, which is suitable for fitting into housing 144. Drive sleeve 140 and seal 139 form another cartridge subassembly, which is clamped to shaft 135 and bolted to housing 144 by cover 145. Referring again to FIG. 7, FIG. 7 shows a circuit for supplying the barrier liquid to the inlet chamber 147 (FIG. 9) and recovering the barrier liquid from the outlet chamber 149. As shown, the circuit is active (i.e., has no energy input) (except for providing energy to cool / heat the liquid). The pressure of the process fluid can be monitored and compared to the pressure in the outlet chamber, so that the seal 134 can be configured to not receive excessive differential pressure. Circulating the barrier liquid between the sleeves and through the inlet and outlet chambers also serves to flush dirt and debris that may form in the chambers from the mechanical bearings. Ordinary mechanical seals are often provided with flash and drain equipment to remove foreign objects, and such equipment does not require the supply of energy and virtually nothing else is needed. Without being automatically provided in this case. The inner sleeves 132, 143 (FIGS. 9 and 10) are free to slide axially on the shaft 135 and the spring 150 (FIG. 10) urges the inner sleeve to the left (ie, within the taper). Deeper). However, the characteristics of the spring 150 are basically selected based on the requirements of the mechanical seal 134. It may be necessary to tightly control the force pressing the tapered sleeves together over a narrow limit. The hydrodynamic film formed between the tapered surfaces is very robust. Once a film is formed between the bearing surfaces, increasing the force pressing such surfaces together has little effect in actually pressing such surfaces together, while the film is physically The force required to break apart and bring the surfaces into contact with each other is considerable. Thus, the gap filled with the film between the tapered surfaces is, to a considerable extent, self-setting and self-sustaining, even if the force pressing the surfaces together changes or is set by the requirements of the mechanical seal. It is. The axially movable sleeve 132 receives the pressure in the outlet chamber 149, and such pressure acts similar to the spring 150 to push the sleeve 132 deeper into the taper. It has been described above that a pair of sleeves having a spiral groove play a role of a journal bearing for an impeller shaft. In the case of a conventional packing box type pump, one of the important factors in the calculation in determining the requirements of the shaft bearing (located in the bearing box 25) is that the impeller extends beyond the bearing. Overhang length. This overhang came to be encountered and also determined the period and amplitude of vibration that the bearing should accept. However, in this embodiment, the overhang is virtually zero (less than the diameter of the shaft). Thus, if the shaft bearing is formed by a sleeve that is very close to the impeller, the load on the bearing will be significantly less than the load normally applied to the pump bearing to be prepared for the overhanging shaft. Thus, this new design not only eliminates the need for a bearing housing (eg, 25) and its need for lubrication, etc., but also significantly reduces the load and significantly reduces the need to use the bearings themselves. Reduce. Given that the bearings closest to the impeller in a typical design can generally be separated by 15 or 20 cm from the impeller, it is not difficult to make a significant improvement in the design of the present invention. The designer should preferably move the bearing interface axially away from the impeller along the shaft, to within less than the diameter of the shaft. Of course, the designer should ensure that the pump shaft withstands axial thrust forces, but outside the pump housing and between the pump housing and the coupling for such purpose (eg, 30). It is often convenient to provide a thrust bearing. (Couplings typically cannot transmit axial forces.) FIG. 11 shows a structure in which not only the bearing housing 25 has been removed, but also the coupling 30 between the motor shaft and the pump shaft has been removed. Is shown. The shaft 152 serves as both an armature of the electric motor 154 and a drive shaft of the pump impeller 156. The pump housing and the motor housing can be bolted together as one unit, and the precisely machined spigot 158 serves to ensure alignment. Since there is no coupling, the axial thrust force acting on the shaft is actually supported by the thrust bearing 160 located in the motor housing. FIG. 12 shows a pair of tapered sleeves arranged and combined in a seal / bearing configuration, in which case there is no penetrating shaft. The rotor 163 is formed as a stub. Outer sleeve 164 is keyed at 165 to stationary housing 167. The outer sleeve can float in the axial direction (vertical direction) in the housing and is pressed upward by a spring 167. A spiral groove 169 is formed on the tapered surface of the rotor sleeve 163. When the sleeve 163 rotates, the action of the spiral groove pushes the barrier liquid supplied to the inlet chamber 170 downward toward the outlet chamber 172, and a hydrodynamic lubricating film is formed between the tapered surfaces. The upper end of the inlet chamber 170 is sealed by a sealing interface 174 between the rotor sleeve and the stator sleeve. There is very little pressure on the seal interface because the liquid in the inlet chamber 170 is aspirated into the inlet mouth of the spiral groove 169. FIG. 13 shows a rotor sleeve 174 of the type used in the design described above. In the tests on the sleeve, the following performance was noted. Male tapered shape Sleeve No. 1 (In a flat female sleeve):-taper angle = 20 [deg.];-Diameter x = 47.6mm;-diameter y = 31.8mm;-length z = 44.4mm;-spiral groove = One line, 2.03 mm width x 0.20 mm depth; groove pitch = 6.35 mm (pitch between convolutions)-land width between convolutions = 4.32 mm Test 1: -Liquid = water at 18 ° C (viscosity = 1.15 centistokes)-rotational speed = 1750 rpm Result: generated pressure = 70 psi flow rate = 2.2 l / hr. Test 2: -Liquid = water at 18 ° C-rotational speed = 3500 rpm Result: generated pressure = 100 psi flow rate = 4.5 l / hr. Test 3: -Liquid = water at 18 ° C-rotational speed = 1100 rpm Result: generated pressure = 40 psi flow rate = 1.5 l / hr. Test 4: -Liquid = SAE 30 min, oil at 18 ° C, viscosity 50 centistokes-rotational speed = 1750 rpm Result: generated pressure = 300 psi flow rate = 3.0 l / hr. Sleeve No. 2 (Same as sleeve No. 1 except that the length z has been reduced to 38.0 mm by machining the thinner end) (within a flat female sleeve) ) Test 5: -Liquid = water at 18 ° C-rotation speed = 1750 rpm Result: generated pressure = 60 psi Sleeve No. 3 (Same as sleeve No. 1 except that the length z has been reduced to 31.6 mm by machining the thinner end) (within a flat female sleeve) ) Test 6: -Liquid = water at 18 ° C-rotational speed = 1750 rpm Result: generated pressure = 50 psi Sleeve No. 4 (Same as sleeve No. 1 except that two grooves with a pitch of 12.7 mm each are formed and the land width between adjacent convolutions is 4.32 mm) (in a flat female sleeve) In) Test 7: -Liquid = water at 18 ° C-rotational speed = 1750 rpm Result: generated pressure = 32 psi flow rate = 5.4 liters / hr. Test 8: -Liquid = water at 93 ° C (viscosity = 1.13 centistokes)-rotational speed = 1750 rpm Result: generated pressure = 64 psi Sleeve No. 5 (Same as sleeve No. 1 except that it is a single groove and the groove depth has been increased to 0.25 mm) (contained in a flat female sleeve) Test 9: -Liquid = water at 18 ° C-rotational speed = 1750 rpm Result: generated pressure = 60 psi flow rate = 3.0 l / hr. Sleeve No. 6 (Same as sleeve No. 1 except that it is a single groove and the depth of the groove is increased to 0.30 mm) (contained in a flat female sleeve) Test 10: -Liquid = water at 18 ° C-rotational speed = 1750 rpm Result: generated pressure = 45 psi flow rate = 4.5 l / hr. Sleeve No. 7 (Same as sleeve No. 1 except that it is a single groove and the depth of the groove is increased to 0.35 mm) (contained in a flat female sleeve) Test 11: -Liquid = water at 18 ° C-rotational speed = 1750 rpm Result: generated pressure = 20 psi flow rate = 6.7 l / hr. Test 12: -Liquid = molasses at 18 ° C-Rotational speed = 1750 rpm Result: Generated pressure = 500 psi or more Tests 1, 2, and 3 show the increasing range of rotational speeds that result in higher pressure and greater flow from the spiral groove . Comparison of test 4 with test 1 shows that using oil instead of water as the liquid can produce significantly higher pressures. Comparison of tests 5 and 6 with test 1 shows that for every 6.4 mm length reduction, the resulting pressure is reduced by 10 psi. Comparison of test 7 with test 1 shows that forming two grooves halves the pressure and doubles the flow rate as compared to a single groove. Test 8 shows that when the water is almost boiling, the pressure obtained is reduced by approximately 8%. Tests 9, 10, and 11 show that increasing the depth of the spiral groove reduces the pressure. If the liquid is water, grooves deeper than about 0.50 mm will not create any pressure. Test 12 shows that if the liquid is molasses, a 0.50 mm deep groove will generate a pressure greater than 500 psi. However, when molasses is used, grooves shallower than 0.30 mm have little effect on molasses. The above tests also show that highly viscous liquids, such as oils, can tolerate changes in speed, groove depth, etc., much more than water. However, it is clear that the grooves described above have a high performance in producing pressure and volume flow, even when the liquid is water. In most cases, the requirement to create pressure on the barrier liquid in the packing box is to achieve high pressure. In fact, such a requirement is often that the barrier liquid is at a higher pressure than the process fluid. In theory, as long as pressure is generated, no large volume flow is needed. In fact, large flow rates are disadvantageous, especially if the flow leaks into the process fluid. However, when creating pressure in the barrier liquid in the packing box, the means for creating such pressure is not limited to the case where the barrier liquid is strongly circulated through the packing box, and the sealing of the packing box is It is important that the pressure be strong enough to be able to build such pressure, even in the event of a leak. In this regard, one can consider attempts to create pressure using spiral markings, as shown in U.S. Pat. No. 4,290,611. Such vortex markings can generate pressure only at zero or very low flow rates. Pressure is generated only during the absence of a leak. Thus, if for any reason a measurable amount of leakage begins to occur in the seal, the ability to generate pressure will be reduced and the seal will open immediately, permitting a large amount of leakage. The above structure is not desirable. The mechanism for generating pressure must be versatile and robust enough to maintain the pressure of the barrier liquid, should the seal leak. If the seal between the process fluid and the packing box begins to leak slightly and the process fluid immediately enters the packing box, it is practically useless. In the above-described design, such a desired degree of softness of pressure generation can be obtained. Properly setting the parameters such as the dimensions of the grooves for the rotation speed and the viscosity of the barrier liquid ensures that the barrier liquid exits the spiral groove exit marker reliably and continuously. In most centrifugal pump installations, obtaining sufficient pressure from the spiral groove to overcome the pressure present in the process fluid is simple enough for the designer to use the spiral groove. Generates a flow rate of several liters per hour, the above-mentioned sufficient pressure can be obtained. It has been found that this level of performance can be obtained even when the barrier liquid is water. The designer needs the helical groove to be dimensioned correctly to obtain the desired pressure and flow rate. The groove should not be deeper than about 0.4 mm if the width is around 2 mm. Generally, the total or total cross-sectional area of the spiral groove (s) should not exceed about 1 square millimeter, and preferably does not exceed about 0.5 square millimeter. The groove must not be too small. Small grooves can generate pressure, but cannot provide the proper volume flow at such pressure. The cross-sectional area of the groove is minimally about 0.3 square millimeters, below which in most cases the flow rate of the barrier liquid will be inadequate. When the liquid is water, the groove has an area about twice as large as the area when the liquid is oil. It can be seen that the helical grooves described above can not only provide high pressures, but at the same time provide good flow rates at such pressures. This has not heretofore been achieved in pumps having packing boxes. The volume of one convolution in the groove is typically about 0.05 milliliters, and if liquid flows from the outlet of the groove at a rate of 3 liters / hr (generally occurs) this will be It can be calculated to provide about 0.03 milliliter of liquid per revolution, ie, about half the volume of one turn of the groove per revolution. The total length of the groove between the entrance and exit mice is generally at least 50 cm or 70 cm. 30 cm should be considered minimal. If the total length of the groove is too short, no pressure can be generated. An important factor in using the present invention is the formation of a hydrodynamic film between the bearing surfaces. In order to make such a membrane robust and secure, the running gap or gap between the bearing surfaces should be small enough and the land between adjacent convolutions of the spiral groove should be sufficiently wide. Should. It has been found that the width of the land between the convolutions is preferably 4 mm. 2 mm should be considered a minimum. As described herein, if the bearing surface is tapered and one tapered surface is formed in an axially moving sleeve, the designer may determine the gap between the surfaces that determines the thickness of the membrane. Can be very small. The smaller the gap and the wider the land, the greater the differential pressure that can be maintained between the convolutions of the groove. The longer the spiral groove, the greater the final pressure obtained. Also, the longer the groove, the greater the resistance of the groove to reverse leakage and the greater the cross-sectional area of the groove without reducing the pressure at the outlet mouth, thus allowing a greater volume of liquid to flow along the groove. You can see that it can be moved. The dimensional skin of a typical packing box installation is such that the dimensions of the spiral groove, which can be easily accommodated therein, can generate a more than adequate combination of pressure and volume flow through the groove. Is recognized. The configuration of the spiral groove means that a very small amount of fluid can leak only through the groove, even if the mechanical seal breaks or the motor stops rotating. The grooves can have an area of one square millimeter and a length of 50 cm, and leakage through such grooves is necessarily slow. As mentioned above, the designer must ensure that no leakage of process fluid occurs if the mechanical seal between the outlet chamber and the impeller chamber breaks (assuming the motor is running). Sometimes. In this case, the designer must adjust the pressure in the outlet chamber to be slightly higher than the pressure in the impeller chamber. As mentioned above, a pressure regulator is provided outside the housing of the packing box and is connected by pipes to both chambers. The engineer must adjust the pressure in the outlet chamber to automatically adjust to a value slightly higher than the pressure of the process fluid in the impeller chamber. This allows the engineer to have the barrier fluid flow from the outlet chamber into the impeller chamber, rather than the process fluid flowing from the impeller chamber into the outlet chamber, should the seal leak. As long as the pressure in the outlet chamber is maintained above the pressure of the process fluid, the process fluid will not leak to the outlet chamber and thus to the outside. Rather, the engineer, if more appropriate, can adjust the pressure in the outlet chamber to a pressure less than the pressure in the impeller chamber. The main point in setting the pressure is that the pressure in the outlet chamber should be set to a value that does not differ significantly from high or low in the impeller chamber. Similarly, the designer can maintain a small differential pressure across the mechanical seal between the inlet chamber and the outside. Next, a spiral groove extending between the inlet and outlet chambers takes the tip of the total pressure difference between the process fluid and atmospheric pressure. That is, the differential pressure before and after the seal is maintained at the minimum value by using the spiral groove. The lower the differential pressure across a mechanically contacting type seal, the longer the expected life of the seal. The engineer can adjust the pressure in the outlet chamber to a pressure slightly below or slightly above the process pressure. The pressure of the process fluid may be high <, but the differential pressure acting on the mechanical seal is small. This is, of course, not only good for the mechanical seal, but the high pressure in the outlet chamber also means a high interfacial pressure between the tapered surfaces, which is This is also good for the bearing surface as an interface. If the pressure of the process fluid is high, i.e., higher than a few psi, even if the differential pressure acting on the seal is low, the prudent engineer will use a mechanical type rather than an elastomeric lip type for the process chamber seal. Choose one. Conversely, the seal between the inlet chamber and the external environment can often be safely provided with an elastomeric lip type. Mechanical seals are generally significantly more expensive than elastomeric lip seals. The designer must ensure that the supply of barrier liquid to the mouth of the channel is not interrupted. However, this is not a very strong requirement in a typical industrial pump environment. Furthermore, there is no need to pressurize the supply side of the barrier liquid. The reason for this is that the spiral groove will draw the barrier liquid from the (slight) vacuum (negative pressure) as needed. The barrier liquid must be kept clean. If there is dirt between the tapered surfaces, such dirt affects the function of the hydrodynamic membrane to properly maintain the gap between the tapered surfaces. However, it has been pointed out in the tests that the spiral groove itself on the tapered surface actually played a role in cleaning foreign particles from the tapered surface. The reason for this self-cleaning function can be summed up by the fact that dirt particles tend to collect in the spiral grooves and not in the hydrodynamic membrane. Secondly, the velocity of the liquid moving along the groove has a tendency to flow dirt to the outlet end of the groove. The lands between the convolutions of the spiral grooves are narrow enough to allow the liquid of the film on these lands to enter the grooves. In this regard, the width of the land should not exceed about 8 mm. The choice of the material forming the rotor and stator sleeves is important. This is the case even if a hydrodynamic film is formed and, in theory, there is no contact between the bearing surfaces, since accidental contact necessarily occurs. Elements having a surface with helical grooves should be formed of a harder material than elements with a flat surface. In that case, if any wear occurs, the flat surface will be worn and the groove will be kept intact. In fact, a small amount of wear is beneficial because such wear provides a cushion between the surfaces and increases the tightness of the fit. A suitable combination is to form the grooved male rotor from stainless steel coated with about 0.1 mm hard chrome or from a ceramic bearing material. (Stainless steel without a coating, or coating, is not suitable because it tends to foul.) The flat female stator can be formed from carbon (graphite), PTFE, or one of a number of composite materials that have been developed to operate for long periods in contact with hard metals. The designer must provide some means for pressing the tapered surfaces together. Such means can take the form of a mechanical spring, or act on a sleeve that can move axially to press the tapered surfaces together, to reduce the pressure of the barrier liquid or the pressure of the process fluid. Can be given. (If there is no axial constraint, the tapered surface simply moves away and no hydrodynamic film is formed.) When deciding how to provide the above means, the designer must consider whether leakage of the barrier liquid into the process fluid or leakage of the process fluid into the barrier liquid is the most important. Must. For example, when pumping beverage liquids, it is important that such beverage liquids are free of any barrier liquid, but if such beverage liquids are not harmful, a small amount of beverage liquid may be used. Leakage through the packing box is less of a problem. In other cases, the process fluid may be a harmful liquid, or may be a carcinogenic liquid with very little traces, in which case such harmful liquids may be packed. Preferably, it leaks into the box and is diluted with the barrier liquid. The designer can use the pressure of the process fluid or the pressure of the barrier liquid as the primary factor for pressing the tapered surfaces together. Alternatively, the elements can be arranged such that the sleeve, which is movable with respect to one or both pressures, is neutral and its axial force is determined by a mechanical spring. Also, some suitable combinations of pressure exposure and mechanical springs can be made. As the pressure of the barrier liquid increases, the hydrodynamic membrane increases its tendency to release the tapered surface. Therefore, it is generally preferred to push the axially movable sleeve more strongly into the taper as the process pressure increases. If the resistance to detachment of the movable sleeve is too low, the pressure will not build up properly. Therefore, the designer must make the axial force acting on the movable sleeve large enough to hold the tapered surfaces together, so that the desired pressure is created. It does not matter much that the tapered surfaces are pressed together more than necessary, because the hydrodynamic membrane is very rigid. Conversely, the sleeve must not be so strong that the membrane actually breaks and the tapered surface makes mechanical contact. Even if the tapered surfaces acted together in such cases, tests have shown that forced contact between the tapered surfaces reduces the pressure in the outlet chamber. The angle of the taper, ie the taper angle, must not be too large or too small. The greater such an angle, the more force is needed to hold the tapered surfaces together and create pressure. If the force required to hold the sleeves together becomes too large to perform conveniently or to control conveniently, the angle will become too large. Another problem arises when the taper angle is too large. As long as the tapered sleeve plays the role of a journal bearing for the impeller shaft, the bearing load acting on the tapered surface naturally induces an axial load between the tapered surfaces. This induced axial force tends to push the movable sleeve out of the taper. The greater the taper angle, the greater the axial load induced to act on the movable sleeve. If such an angle is too large, means may be provided to resist axial movement of the movable sleeve to reduce the function of the movable sleeve to the most preferred position for forming a hydrodynamic membrane. It will be fixed. However, as long as the taper angle is not large, the aforementioned axial forces induced on the movable sleeve by the sleeve acting as a journal bearing are negligible. Again, it should be pointed out that the overhang of the impeller extending beyond the sleeve is so short that the load on the journal bearing is small. The bearing load acting on the impeller can be reduced by balancing the outlet of the process fluid from the pump chamber. Outlet pressure cannot often be balanced when the main bearing load is caused by vibrations caused by long overhangs, but when the bearing is very close to the impeller, it results from both unbalance and vibration of the outlet. The bearing forces can be reduced to very small values. Based on the above considerations, it has been found that a taper angle between 10 ° and 30 ° (ie, a half angle between 5 ° and 15 °) gives good results, but a taper angle of 20 ° Preferably it is. The maximum taper angle that can operate properly in accordance with the present invention is about 60 °. At angles greater than this value, the axial forces induced on the movable sleeve cannot be properly controlled. Conversely, the taper angle must not be too small. If the taper angle is too small, it will be difficult to manufacture tapered surfaces in a state of overlapping each other. The reason is that the tapered surface tends to stick. The sticking also occurs when the tapered surfaces dry, thus increasing the coefficient of friction between the tapered surfaces. Therefore, the taper angle is preferably larger than the self-fixing angle. The self-fixing angle can be determined from the coefficient of friction between the two sleeves. For metals such as cast iron and bronze, the taper angle should be greater than about 7 °. In the above design, the spiral groove is formed in the rotor sleeve, not in the stator sleeve, which is preferred. It is also preferred that the rotor sleeve be a male sleeve, so that the grooves are formed on the outwardly facing surface and the inwardly facing surface remains flat. Because it can be. The helical groove may be formed in the tapered surface of the stator to make the tapered surface of the rotor flat. Also, the grooves can be formed in both the rotor and the stator. In the present invention, the hydrodynamic membrane should be robust and secure. Unless the liquid has a very large lubricating property and viscosity, it is preferable to form the groove on only one of the tapered surfaces and leave the other tapered surface flat. The flat surface is preferably the surface of the stator, and the flat surface is preferably the surface of the female mold. If grooves are formed on both surfaces, the film tends to break. However, when the barrier liquid is dirty or may be dirty, and when the liquid is an oily liquid having an appropriate viscosity, it is preferable to form grooves on both surfaces.

【手続補正書】特許法第１８４条の７第１項【提出日】１９９５年１２月１１日【補正内容】請求の範囲１．回転シャフト用のシールアセンブリ装置であって、ステータ要素と、ある軸線の周囲で回転するようになされたロータ要素とを備え、前記ロータ及びステータの要素には、補完的な形状の軸受面が形成されており、前記ロータ及びステータの前記軸受面は、軸受領域と称する領域にわたって、ハイドロダイナミック軸受の関係で互いに掃除するように配列されており、前記軸受面の一方には、溝が形成されており、該溝は、前記軸受面に沿って且つ該軸受面の周囲で、前記軸受領域にわたって螺旋状に伸長しており、前記螺旋溝は、前記軸受面にわたって伸長する複数の回旋部を有しており、これら回旋部は、前記螺旋溝の隣接する回旋部の間に実質的な幅を有するランドを残すように配列されており、当該装置は、前記螺旋溝が入口マウス及び出口マウスを有するように構成されており、当該装置は、入口チャンバ及び出口チャンバを形成し、これらチャンバが、前記入口マウス及び前記出口マウスとそれぞれ流体を搬送する関係で連通されるように構成されており、当該装置は、バリア液体を前記入口チャンバに搬送する手段、及び、前記バリア液体を前記出口チャンバから離れる方向に搬送する手段を備えており、当該装置は、前記ロータが回転すると、前記バリア液体が前記螺旋溝に沿って前記入口マウスから前記出口マウスへ流れるように構成されており、当該装置は、前記ロータが回転すると、前記軸受面の嵌合が緊密な運転隙間となり、前記軸受面の間の隙間すなわちギャップが十分に小さくなり、また、前記回旋部の間のランドの幅が十分に広くなって、これにより、前記軸受面の間にハイドロダイナミック膜が連続的に確実に形成されるように構成されていることを特徴とする回転シャフト用のシールアセンブリ装置。２．請求項１の装置において、前記補完的な形状の軸受面は、前記軸受領域にわたって、雄型／雌型の形態で互いに嵌合していることを特徴とする装置。３．請求項２の装置において、前記軸受面は、円錐形のテーパ形状になされていることを特徴とする装置。４．請求項３の装置において、当該装置は、ロータ要素及びステータ要素の一方を軸方向に運動するようにガイドするための手段と、前記テーパ面を互いに押圧するように前記−方の要素を軸方向に押圧するための手段とを備えることを特徴とする装置。５．請求項１の装置において、当該装置は、プロセス流体搬送機械に装着されるのに適しており、前記プロセス流体搬送機械は、加圧されたプロセス流体を収容するプロセスチャンバを形成しており、該機械の回転シャフトが、当該装置を貫通し、前記ロータ及びステータは、前記回転シャフトの周囲に嵌合するのに適するように構成されていることを特徴とする装置。６．請求項４又は５の装置において、前記運動可能な要素を軸方向に押圧するための前記手段は、該要素のある領域であり、この領域は、当該装置が前記機械に装着された時に、プロセス流体の圧力に露呈されるように配列されており、また、前記領域は、前記プロセス流体の圧力が高くなると、前記テーパ面を互いに押圧する力が大きくなるように構成されていることを特徴とする装置。７．請求項４又は５の装置において、前記運動可能な要素を軸方向に押圧するための前記手段は、バリア液体の圧力に露呈される前記要素のある領域であることを特徴とする装置。８．請求項４又は５の装置において、前記運動可能な要素を軸方向に押圧するための前記手段は、機械的なバネであることを特徴とする装置。９．請求項１の装置において、当該装置は、第１のシールを備えており、この第１のシールは、前記面を擦るタイプのシールであって、前記シールのシール面を弾性的に押圧して互いに擦り合わせてシール接触させる手段を含んでおり、前記第１のシールは、前記入口チャンバを外部環境からシールして分離するような位置に設けられていることを特徴とする装置。１０．請求項５又は９の装置において、当該装置は、第２のシールを備えており、この第２のシールは、前記面を擦るタイプのシールであり、前記第２のシールは、当該装置が前記機械に装着された時に、前記出口チャンバを前記プロセスチャンバからシールして分離するような位置に設けられていることを特徴とする装置。１１．請求項１０の装置において、前記第１のシールは、可撓性を有するリップ型のシールであり、前記第２のシールは、メカニカルシールであり、比較的硬質の材料の面が弾性的に互いに擦れ合うことを特徴とする装置。１２．請求項５の装置において、前記機械は、前記シャフトに取り付けられたインペラを有する遠心ポンプであり、当該装置は、前記軸受面が前記インペラから前記シャフトの直径を超えない距離だけ軸方向に隔置されるように、前記機械に関して位置決めされていることを特徴とする装置。１３．請求項４の装置において、前記テーパ面の挟角であるテーパ角度は、７ °と３０°との間にあることを特徴とする装置。１４．請求項１の装置において、前記螺旋溝は、前記軸受面にわたって、連続的及び規則的に、間断なく、螺旋状に伸長し、両端部が開放されていることを特徴とする装置。１５．請求項１の装置において、前記螺旋溝は、一条型の溝であることを特徴とする装置。１６．請求項１の装置において、前記螺旋溝の全長は、少なくとも３０ｃｍであることを特徴とする装置。１７．請求項１の装置において、前記螺旋溝の隣接する回旋部の間の平坦なランドの幅が、少なくとも２ｍｍであることを特徴とする装置。１８．請求項１の装置において、前記軸受領域にある総てのランドの幅の合計が、前記軸受面の総ての直径の平均の少なくとも半分であることを特徴とする装置。１９．請求項１の装置において、前記螺旋溝の断面積が、１平方ミリメートルよりも小さいことを特徴とする装置。２０．請求項１の装置において、前記螺旋溝の断面積が、０．３平方ミリメートルよりも大きいことを特徴とする装置。２１．請求項１の装置において、前記螺旋溝は、前記ロータに設けられており、前記ステータの面は、平坦であって溝が形成されていないことを特徴とする装置。２２．請求項２１の装置において、前記ロータが雄型であることを特徴とする装置。２３．請求項１の装置において、当該装置は、圧力調節装置を備えており、該圧力調節装置は、前記出口チャンバの中の圧力、及び、前記入口チャンバの中の圧力を調節することができることを特徴とする装置。２４．請求項５又は２３の装置において、当該装置は、前記プロセス流体の圧力を測定するための手段を備えており、前記圧力調節装置は、前記出口チャンバの圧力を前記プロセス流体の圧力に近い比例値に調節することができることを特徴とする装置。２５．請求項１の装置において、前記バリア液体を前記入口チャンバに搬送するための前記手段、及び、前記バリア液体を前記出口チャンバから離れる方向に搬送するための前記手段は、前記出口チャンバの中に存在するバリア液体を前記入口チャンバへ戻し、これにより、前記バリア液体が前記螺旋溝を循環し且つ再循環するように、互いに接続されていることを特徴とする装置。２６．インペラを有すると共にハウジングの中で回転するように取り付けられたシャフト用のバリア液体シールアセンブリであって、軸方向において前記インペラ付近で前記シャフトの周囲で環状に且つ同軸状に設けられたステータ及びロータを備え、これらステータ及びロータは、雄／雌の形態で互いに嵌合するように軸方向においてテーパ形状になった補完的な面を有しており、前記ロータは、前記シャフトと共に回転するように固定されており、また、前記ステータは、前記ハウジングに固定されており、前記補完的な面の一方には、該面の周囲で螺旋状に伸長する連続的な溝が形成されており、この螺旋溝は、前記面の軸方向の両端部に、入口マウス及び出口マウスを有しており、前記補完的な面は接近して隔置されており、これにより、前記ロータが回転すると、バリア流体供給チャンバから前記インペラまで、前記面を完全に横断してシール用のバリア流体を積極的に圧送するように構成されていることを特徴とするバリア液体シールアセンブリ。２７．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記補完的な面は、ハイドロダイナミック軸受の関係で互いに掃除し合うように構成されていることを特徴とするシールアセンブリ。２８．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記螺旋溝は、前記ロータの補完的な面に設けられており、前記ステータの補完的な面は、平坦で溝が形成されていないことを特徴とするシールアセンブリ。２９．請求項２８のシールアセンブリにおいて、前記ロータは雄型であることを特徴とするシールアセンブリ。３０．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記各々の補完的なテーパ面の軸方向のテーパ角度が、３０°よりも小さいことを特徴とするシールアセンブリ。３１．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記ロータ及びステータの一方が、前記シャフトに対して相対的に軸方向に運動するように設けられており、更に、前記ロータ及びステータの前記一方を他方に向けて軸方向に押圧し、これにより、前記補完的な面を緊密な運転隙間の関係に維持するための機構を備えていることを特徴とするシールアセンブリ。３２．請求項３１のシールアセンブリにおいて、前記機構は、機械的なバネであることを特徴とするシールアセンブリ。３３．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記バリア流体は、水をベースとしていることを特徴とするシールアセンブリ。３４．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記バリア流体は、前記インペラの作用を受けているプロセス流体から吸引されることを特徴とするシールアセンブリ。３５．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記バリア流体は、前記インペラの作用を受けているプロセス流体とは別であることを特徴とするシールアセンブリ。３６．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記ハウジングの中には、前記螺旋溝の前記出口マウスに流体連通する出口チャンバが設けられており、該出口チャンバは、前記出口マウスから加圧下で排出されるバリア流体を受け取ることを特徴とするシールアセンブリ。３７．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記出口チャンバは、前記インペラがその中で回転しているプロセスチャンバから、シールサブアセンブリによって分離されていることを特徴とするシールアセンブリ。３８．請求項３７のシールアセンブリにおいて、前記出口チャンバの中のバリア流体の圧力を前記プロセスチャンバの中のプロセス流体の圧力に近い比例値まで調節するための圧力調節装置を備えていることを特徴とするシールアセンブリ。３９．請求項３８のシールアセンブリにおいて、前記バリア流体が、水をベースとしていることを特徴とするシールアセンブリ。【手続補正書】特許法第１８４条の８【提出日】１９９６年７月１２日【補正内容】明細書翻訳文の最終行（３０頁）の後に、以下の文言を付け加える。『本明細書で使用する「ｐｓｉ」という表現は、流体圧の測定単位である。ＳＩ単位（国際単位）では、１Ｎ／ｍ²＝１．４５×１０^-4ｐｓｉである。』請求の範囲１．ステータ要素（３８）と、ある軸線の周囲で回転するようになされたロータ要素（３６）とを備えた、回転シャフト（２９）用のシールアセンブリ装置であって、前記ロータ及びステータの要素には、前記軸線の周囲で同軸状に設けられた補完的な形状の軸受面（４２、４３）が形成されており、前記ロータ及びステータの前記軸受面は、前記ロータの回転時に、軸受領域と称する領域にわたって、ハイドロダイナミック軸受の関係で互いに掃除するように配列されており、前記軸受面の一方（４３）には、連続的な溝（４５）が形成されており、該溝は、前記軸受面に沿って且つ該軸受面の周囲で、前記軸受領域にわたって螺旋状に伸長しており、前記螺旋溝は、前記軸受面にわたって伸長する複数の回旋部を有しており、これら回旋部は、前記螺旋溝の隣接する回旋部の間に実質的な幅を有するランドを残すように配列されており、当該装置は、前記螺旋溝が入口マウス（４７）及ぴ出口マウス（５０）を有するように構成されており、当該装置は、入口チャンバ（４９）及び出口チャンバ（５２）を形成し、これらチャンバが、前記入口マウス及び前記出口マウスとそれぞれ流体を搬送する関係で連通されるように構成されており、当該装置は、バリア液体源からバリア液体を受け取って該バリア液体を前記出口チャンバへ搬送するための手段（５６）と、バリア液体を前記出口チャンバから離れる方向に搬送するための手段とを備えており、当該装置は、前記ロータが回転すると、前記バリア液体が前記螺旋溝に沿って前記入口マウスから前記出口マウスへ流れるように構成されており、当該装置は、前記ロータが回転すると、前記軸受面の嵌合が緊密な運転隙間となり、前記軸受面の間の隙間すなわちギャップが十分に小さくなり、また、前記回旋部の間のランドの幅が十分に広くなって、これにより、回転の間に、前記軸受面の間にハイドロダイナミック膜が連続的に確実に形成されるように構成されていることを特徴とする回転シャフト用のシールアセンブリ装置。２．請求項１の装置において、前記補完的な形状の軸受面は、前記軸受領域にわたって、雄型／雌型の形態で互いに嵌合していることを特徴とする装置。３．請求項２の装置において、前記軸受面は、円錐形のテーパ形状になされていることを特徴とする装置。４．請求項３の装置において、当該装置は、ロータ要素及びステータ要素の一方を他方に対して相対的に軸方向に運動するようにガイドするための手段と、前記テーパ面を互いに押圧するように前記一方の要素を軸方向に押圧するための手段とを備えることを特徴とする装置。５．請求項１の装置において、当該装置は、プロセス流体搬送機械に装着されるのに適しており、前記プロセス流体搬送機械は、加圧されたプロセス流体を収容するプロセスチャンバを形成しており、該機械の回転シャフトが、当該装置を貫通し、前記ロータ及びステータは、前記回転シャフトの周囲に嵌合するのに適するように構成されていることを特徴とする装置。６．請求項４又は５の装置において、前記運動可能な要素を軸方向に押圧するための前記手段は、該要素のある領域であり、この領域は、当該装置が前記機械に装着された時に、プロセス流体の圧力に露呈されるように配列されており、また、前記領域は、前記プロセス流体の圧力が高くなると、前記テーパ面を互いに押圧する力が大きくなるように構成されていることを特徴とする装置。７．請求項４又は５の装置において、前記運動可能な要素を軸方向に押圧するための前記手段は、バリア液体の圧力に露呈される前記要素のある領域であることを特徴とする装置。８．請求項４又は５の装置において、前記運動可能な要素を軸方向に押圧するための前記手段は、機械的なバネであることを特徴とする装置。９．請求項１の装置において、当該装置は、第１のシールを備えており、この第１のシールは、前記面を擦るタイプのシールであって、前記シールのシール面を弾性的に押圧して互いに擦り合わせてシール接触させる手段を含んでおり、前記第１のシールは、前記入口チャンバを外部環境からシールして分離するような位置に設けられていることを特徴とする装置。１０．請求項５又は９の装置において、当該装置は、第２のシールを備えており、この第２のシールは、前記面を擦るタイプのシールであり、前記第２のシールは、当該装置が前記機械に装着された時に、前記出口チャンバを前記プロセスチャンバからシールして分離するような位置に設けられていることを特徴とする装置。１１．請求項１０の装置において、前記第１のシールは、可撓性を有するリップ型のシールであり、前記第２のシールは、メカニカルシールであり、比較的硬質の材料の面が弾性的に互いに擦れ合うことを特徴とする装置。１２．請求項５の装置において、前記機械は、前記シャフトに取り付けられたインペラを有する遠心ポンプであり、当該装置は、前記軸受面が前記インペラから前記シャフトの直径を超えない距離だけ軸方向に隔置されるように、前記機械に関して位置決めされていることを特徴とする装置。１３．請求項４の装置において、前記テーパ面の挟角であるテーパ角度は、７ °と３０°との間にあることを特徴とする装置。１４．請求項１の装置において、前記螺旋溝は、前記軸受面にわたって、連続的及び規則的に、間断なく、螺旋状に伸長し、両端部が開放されていることを特徴とする装置。１５．請求項１の装置において、前記螺旋溝は、一条型の溝であることを特徴とする装置。１６．請求項１の装置において、前記螺旋溝の全長は、少なくとも３０ｃｍであることを特徴とする装置。１７．請求項１の装置において、前記螺旋溝の隣接する回旋部の間の平坦なランドの幅が、少なくとも２ｍｍであることを特徴とする装置。１８．請求項１の装置において、前記軸受領域にある総てのランドの幅の合計が、前記軸受面の総ての直径の平均の少なくとも半分であることを特徴とする装置。１９．請求項１の装置において、前記螺旋溝の断面積が、１平方ミリメートルよりも小さいことを特徴とする装置。２０．請求項１の装置において、前記螺旋溝の断面積が、０．３平方ミリメートルよりも大きいことを特徴とする装置。２１．請求項１の装置において、前記螺旋溝は、前記ロータに設けられており、前記ステータの面は、平坦であって溝が形成されていないことを特徴とする装置。２２．請求項２１の装置において、前記ロータが雄型であることを特徴とする装置。２３．請求項１の装置において、当該装置は、圧力調節装置を備えており、該圧力調節装置は、前記出口チャンバの中の圧力、及び、前記入口チャンバの中の圧力を調節することができることを特徴とする装置。２４．請求項５又は２３の装置において、当該装置は、前記プロセス流体の圧力を測定するための手段を備えており、前記圧力調節装置は、前記出口チャンバの圧力を前記プロセス流体の圧力に近い比例値に調節することができることを特徴とする装置。２５．請求項１の装置において、前記バリア液体を前記入口チャンバに搬送するための前記手段、及び、前記バリア液体を前記出口チャンバから離れる方向に搬送するための前記手段は、前記出口チャンバの中に存在するバリア液体を前記入口チャンバへ戻し、これにより、前記バリア液体が前記螺旋溝を循環し且つ再循環するように、互いに接続されていることを特徴とする装置。２６．インペラを有していてハウジングの中で回転するように取り付けられている回転シャフト（２９）用のシールアセンブリ装置であって、ステータ要素（３８）と、前記シャフトの回転軸線の周囲で回転するようになされているロータ要素（３６）とを備えており、前記ステータ要素及び前記ロータ要素は、軸方向において前記インペラの付近で前記シャフトの周囲で環状に且つ同軸状に取り付けられており、また、雄／雌の形態で互いに嵌合するように軸方向にテーパ形状の補完的な面を有しており、前記ロータは、前記シャフトと共に回転するように固定されており、また、前記ステータは、前記ハウジングに固定されており、前記補完的な面の一方には、該面の周囲で螺旋状に伸長する連続的な溝が形成されており、前記螺旋溝は、軸方向の両端部に、開口した入口マウス及び出口マウスを有しており、前記補完的な面は、前記ロータが回転すると、該面を完全に横断してシール用のバリア流体を前記インペラに向かって積極的に搬送するように、緊密な運転隙間を形成するように構成されており、更に、バリア流体源からバリア流体を受け取って、該バリア流体を前記螺旋溝の前記開口した入口マウスへ信頼性をもって搬送するための手段（５６）を備えていることを特徴とするシールアセンブリ装置。２７．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記補完的な面は、ハイドロダイナミック軸受の関係で互いに掃除し合うように構成されていることを特徴とするシールアセンブリ。２８．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記螺旋溝は、前記ロータの補完的な面に設けられており、前記ステータの補完的な面は、平坦で溝が形成されていないことを特徴とするシールアセンブリ。２９．請求項２８のシールアセンブリにおいて、前記ロータは雄型であることを特徴とするシールアセンブリ。３０．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記各々の補完的なテーパ面の軸方向のテーパ角度が、３０°よりも小さいことを特徴とするシールアセンブリ。３１．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記ロータ及びステータの一方が、前記シャフトに対して相対的に軸方向に運動するように設けられており、更に、前記ロータ及びステータの前記一方を他方に向けて軸方向に押圧し、これにより、前記補完的な面を緊密な運転隙間の関係に維持するための機構を備えていることを特徴とするシールアセンブリ。３２．請求項３１のシールアセンブリにおいて、前記機構は、機械的なバネであることを特徴とするシールアセンブリ。３３．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記バリア流体は、水をベースとしていることを特徴とするシールアセンブリ。３４．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記バリア流体は、前記インペラの作用を受けているプロセス流体から吸引されることを特徴とするシールアセンブリ。３５．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記バリア流体は、前記インペラの作用を受けているプロセス流体とは別であることを特徴とするシールアセンブリ。３６．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記ハウジングの中には、前記螺旋溝の前記出口マウスに流体連通する出口チャンバが設けられており、該出口チャンバは、前記出口マウスから加圧下で排出されるバリア流体を受け取ることを特徴とするシールアセンブリ。３７．請求項２６のシールアセンブリにおいて、前記出口チャンバは、前記インペラがその中で回転しているプロセスチャンバから、シールサブアセンブリによって分離されていることを特徴とするシールアセンブリ。３８．請求項３７のシールアセンブリにおいて、前記出口チャンバの中のバリア流体の圧力を前記プロセスチャンバの中のプロセス流体の圧力に近い比例値まで調節するための圧力調節装置を備えていることを特徴とするシールアセンブリ。３９．請求項３８のシールアセンブリにおいて、前記バリア流体が、水をベースとしていることを特徴とするシールアセンブリ。[Procedure for Amendment] Article 184-7, Paragraph 1 of the Patent Act [Date of Submission] December 11, 1995 [Content of Amendment] Claims 1. A seal assembly device for a rotating shaft, comprising: a stator element; and a rotor element adapted to rotate about an axis, wherein the rotor and stator elements have complementary shaped bearing surfaces. The bearing surfaces of the rotor and the stator are arranged so as to clean each other in a hydrodynamic bearing relationship over a region called a bearing region, and a groove is formed on one of the bearing surfaces. Wherein the groove extends helically along and around the bearing surface over the bearing area, the spiral groove having a plurality of turns extending over the bearing surface. Wherein the convolutions are arranged so as to leave a land having a substantial width between adjacent convolutions of the spiral groove, the apparatus comprising: And a mouth and an outlet mouse, wherein the apparatus defines an inlet chamber and an outlet chamber, the chambers being in fluid communication with the inlet mouse and the outlet mouse, respectively. Wherein the apparatus comprises: means for transporting the barrier liquid to the inlet chamber; and means for transporting the barrier liquid in a direction away from the outlet chamber. Wherein the barrier liquid is configured to flow from the inlet mouth to the outlet mouth along the spiral groove, wherein the device rotates when the rotor rotates, the fitting of the bearing surfaces becomes a tight operating gap, The clearance or gap between the bearing surfaces is sufficiently small, and the width of the land between the convolutions is sufficiently large, Thus, a seal assembly apparatus for a rotating shaft is configured so that a hydrodynamic film is continuously and reliably formed between the bearing surfaces. 2. 2. The device of claim 1, wherein the complementary shaped bearing surfaces are mated with each other in a male / female configuration over the bearing area. 3. 3. Apparatus according to claim 2, wherein the bearing surface has a conical tapered shape. 4. 4. Apparatus according to claim 3, wherein the apparatus includes means for guiding one of the rotor element and the stator element for axial movement, and the-element for axially pressing the tapered surfaces against each other. Means for pressing against the device. 5. The apparatus of claim 1, wherein the apparatus is suitable for mounting on a process fluid transport machine, the process fluid transport machine defining a process chamber containing a pressurized process fluid, An apparatus, wherein a rotating shaft of a machine extends through the apparatus, and the rotor and stator are adapted to fit around the rotating shaft. 6. 6. The device according to claim 4 or 5, wherein the means for axially pressing the movable element is an area of the element, the area comprising a process when the apparatus is mounted on the machine. The region is arranged so as to be exposed to the pressure of the fluid, and the region is configured such that, when the pressure of the process fluid increases, the force pressing the tapered surfaces together increases. Equipment to do. 7. Apparatus according to claim 4 or 5, wherein said means for axially pressing said movable element is an area of said element that is exposed to the pressure of a barrier liquid. 8. Apparatus according to claim 4 or 5, wherein said means for axially pressing said movable element is a mechanical spring. 9. The device of claim 1, wherein the device comprises a first seal, the first seal being of a type that rubs the surface, wherein the first seal is resiliently pressed against a seal surface of the seal. Apparatus comprising means for rubbing against each other for sealing contact, wherein the first seal is located at a location that seals and separates the inlet chamber from an external environment. 10. The device according to claim 5 or 9, wherein the device comprises a second seal, the second seal being a type of rubbing the surface, wherein the second seal comprises Apparatus characterized in that the outlet chamber is mounted and sealed to separate from the process chamber when mounted on a machine. 11. 11. The apparatus of claim 10, wherein the first seal is a lip-type seal having flexibility, the second seal is a mechanical seal, and the surfaces of the relatively hard materials are elastically separated from each other. A device characterized by rubbing. 12. The apparatus of claim 5, wherein the machine is a centrifugal pump having an impeller mounted on the shaft, the apparatus axially spaced by a distance from the impeller that does not exceed the diameter of the shaft. An apparatus positioned with respect to the machine as described above. 13. 5. The device according to claim 4, wherein a taper angle between the tapered surfaces is between 7 ° and 30 °. 14． 2. The device of claim 1, wherein the spiral groove extends continuously and regularly over the bearing surface in a helical manner without interruption and is open at both ends. 15. The device according to claim 1, wherein the spiral groove is a single groove. 16. The device of claim 1, wherein the total length of the spiral groove is at least 30cm. 17． The device of claim 1, wherein the width of the flat land between adjacent turns of the spiral groove is at least 2mm. 18. 2. The device of claim 1, wherein the sum of the widths of all lands in the bearing area is at least half the average of all the diameters of the bearing surface. 19. The device of claim 1, wherein the cross-sectional area of the spiral groove is less than one square millimeter. 20. The device of claim 1, wherein the spiral groove has a cross-sectional area greater than 0.3 square millimeters. 21. The apparatus according to claim 1, wherein the spiral groove is provided in the rotor, and a surface of the stator is flat and has no groove. 22. 22. The apparatus of claim 21, wherein said rotor is male. 23. 2. The device of claim 1, wherein the device comprises a pressure regulator, the pressure regulator being capable of regulating the pressure in the outlet chamber and the pressure in the inlet chamber. And equipment. 24. 24. Apparatus according to claim 5 or claim 23, wherein the apparatus comprises means for measuring the pressure of the process fluid, wherein the pressure regulating device sets the pressure in the outlet chamber to a proportional value close to the pressure of the process fluid. The device characterized in that it can be adjusted to: 25. 2. The apparatus of claim 1, wherein said means for transporting said barrier liquid to said inlet chamber and said means for transporting said barrier liquid away from said outlet chamber are within said outlet chamber. Apparatus wherein the barrier liquid is connected to one another such that the barrier liquid circulates and recirculates the spiral groove. 26. A barrier liquid seal assembly for a shaft having an impeller and mounted for rotation within a housing, the stator and rotor being axially annularly and coaxially disposed about the shaft near the impeller. Wherein the stator and rotor have complementary surfaces that are tapered in the axial direction to mate with each other in a male / female configuration, the rotor being adapted to rotate with the shaft. The stator is fixed to the housing, and one of the complementary surfaces is formed with a continuous groove extending spirally around the surface. The helical groove has an inlet mouse and an outlet mouse at axial ends of the surface, the complementary surfaces being closely spaced, whereby When the rotor rotates, the barrier from the fluid supply chamber to the impeller, the barrier liquid seal assembly being characterized in that it is configured to actively pump the barrier fluid for seal completely across said surface. 27. 27. The seal assembly of claim 26, wherein the complementary surfaces are configured to clean each other in a hydrodynamic bearing relationship. 28. 27. The seal assembly according to claim 26, wherein the spiral groove is provided on a complementary surface of the rotor, and the complementary surface of the stator is flat and non-grooved. . 29. 29. The seal assembly according to claim 28, wherein said rotor is male. 30. 27. The seal assembly of claim 26, wherein the axial taper angle of each of the complementary tapered surfaces is less than 30 [deg.]. 31. 27. The seal assembly of claim 26, wherein one of the rotor and the stator is provided for axial movement relative to the shaft, and wherein the one of the rotor and the stator is oriented toward the other. A seal assembly comprising a mechanism for pressing axially, thereby maintaining said complementary surface in a tight operating clearance relationship. 32. 32. The seal assembly according to claim 31, wherein said mechanism is a mechanical spring. 33. 27. The seal assembly according to claim 26, wherein said barrier fluid is water-based. 34. 27. The seal assembly of claim 26, wherein the barrier fluid is aspirated from a process fluid under the action of the impeller. 35. 27. The seal assembly of claim 26, wherein the barrier fluid is separate from the process fluid under the action of the impeller. 36. 27. The seal assembly of claim 26, wherein the housing includes an outlet chamber in fluid communication with the outlet mouth of the spiral groove, the outlet chamber being discharged from the outlet mouth under pressure. A seal assembly for receiving a fluid. 37. 27. The seal assembly of claim 26, wherein the outlet chamber is separated from a process chamber in which the impeller is rotating by a seal subassembly. 38. 38. The seal assembly of claim 37, further comprising a pressure regulator for regulating the pressure of the barrier fluid in the outlet chamber to a value close to the pressure of the process fluid in the process chamber. Seal assembly. 39. 39. The seal assembly according to claim 38, wherein said barrier fluid is water-based. [Procedural Amendment] Article 184-8 of the Patent Act [Submission Date] July 12, 1996 [Content of Amendment] The following statement is added after the last line (page 30) of the specification translation. "The expression" psi "as used herein is a unit of measurement of fluid pressure. In SI units (international units), 1 N / m ² = 1.45 × 10 ⁻⁴ psi. Claims 1. A seal assembly apparatus for a rotating shaft (29) comprising a stator element (38) and a rotor element (36) adapted to rotate about an axis, wherein said rotor and stator elements include: The bearing surfaces (42, 43) of complementary shapes provided coaxially around the axis are formed, and the bearing surfaces of the rotor and the stator are referred to as a bearing region when the rotor rotates. Over the region, arranged in a hydrodynamic bearing relationship with one another to clean each other, wherein one of the bearing surfaces (43) is formed with a continuous groove (45), the groove being formed on the bearing surface. Along and around the bearing surface in a helical manner over the bearing area, the helical groove having a plurality of convolutions extending over the bearing surface; Are arranged to leave a land having a substantial width between adjacent turns of the spiral groove, wherein the spiral groove has an inlet mouse (47) and an outlet mouse (50). The apparatus defines an inlet chamber (49) and an outlet chamber (52), the chambers being in fluid communication with the inlet mouth and the outlet mouth, respectively. Means for receiving the barrier liquid from a barrier liquid source and transporting the barrier liquid to the outlet chamber; and for transporting the barrier liquid away from the outlet chamber. Means for allowing the barrier liquid to flow from the inlet mouth to the outlet mouth along the spiral groove when the rotor rotates. When the rotor rotates, the fitting of the bearing surfaces becomes a tight operating gap, the gap between the bearing surfaces, that is, the gap becomes sufficiently small, and The width of the land between them is sufficiently wide, so that during rotation the hydrodynamic film is continuously and reliably formed between the bearing surfaces. Seal assembly equipment for shafts. 2. 2. The device of claim 1, wherein the complementary shaped bearing surfaces are mated with each other in a male / female configuration over the bearing area. 3. 3. Apparatus according to claim 2, wherein the bearing surface has a conical tapered shape. 4. 4. Apparatus according to claim 3, wherein the apparatus includes means for guiding one of the rotor element and the stator element to move axially relative to the other, and the means for pressing the tapered surfaces together. Means for axially pressing one of the elements. 5. The apparatus of claim 1, wherein the apparatus is suitable for mounting on a process fluid transport machine, the process fluid transport machine defining a process chamber containing a pressurized process fluid, An apparatus, wherein a rotating shaft of a machine extends through the apparatus, and the rotor and stator are adapted to fit around the rotating shaft. 6. 6. The device according to claim 4 or 5, wherein the means for axially pressing the movable element is an area of the element, the area comprising a process when the apparatus is mounted on the machine. The region is arranged so as to be exposed to the pressure of the fluid, and the region is configured such that, when the pressure of the process fluid increases, the force pressing the tapered surfaces together increases. Equipment to do. 7. Apparatus according to claim 4 or 5, wherein said means for axially pressing said movable element is an area of said element that is exposed to the pressure of a barrier liquid. 8. Apparatus according to claim 4 or 5, wherein said means for axially pressing said movable element is a mechanical spring. 9. The device of claim 1, wherein the device comprises a first seal, the first seal being of a type that rubs the surface, wherein the first seal is resiliently pressed against a seal surface of the seal. Apparatus comprising means for rubbing against each other for sealing contact, wherein the first seal is located at a location that seals and separates the inlet chamber from an external environment. 10. The device according to claim 5 or 9, wherein the device comprises a second seal, the second seal being a type of rubbing the surface, wherein the second seal comprises Apparatus characterized in that the outlet chamber is mounted and sealed to separate from the process chamber when mounted on a machine. 11. 11. The apparatus of claim 10, wherein the first seal is a lip-type seal having flexibility, the second seal is a mechanical seal, and the surfaces of the relatively hard materials are elastically separated from each other. A device characterized by rubbing. 12. The apparatus of claim 5, wherein the machine is a centrifugal pump having an impeller mounted on the shaft, the apparatus axially spaced by a distance from the impeller that does not exceed the diameter of the shaft. An apparatus positioned with respect to the machine as described above. 13. 5. The device according to claim 4, wherein a taper angle between the tapered surfaces is between 7 ° and 30 °. 14． 2. The device of claim 1, wherein the spiral groove extends continuously and regularly over the bearing surface in a helical manner without interruption and is open at both ends. 15. The device according to claim 1, wherein the spiral groove is a single groove. 16. The device of claim 1, wherein the total length of the spiral groove is at least 30cm. 17． The device of claim 1, wherein the width of the flat land between adjacent turns of the spiral groove is at least 2mm. 18. 2. The device of claim 1, wherein the sum of the widths of all lands in the bearing area is at least half the average of all the diameters of the bearing surface. 19. The device of claim 1, wherein the cross-sectional area of the spiral groove is less than one square millimeter. 20. The device of claim 1, wherein the spiral groove has a cross-sectional area greater than 0.3 square millimeters. 21. The apparatus according to claim 1, wherein the spiral groove is provided in the rotor, and a surface of the stator is flat and has no groove. 22. 22. The apparatus of claim 21, wherein said rotor is male. 23. 2. The device of claim 1, wherein the device comprises a pressure regulator, the pressure regulator being capable of regulating the pressure in the outlet chamber and the pressure in the inlet chamber. And equipment. 24. 24. Apparatus according to claim 5 or claim 23, wherein the apparatus comprises means for measuring the pressure of the process fluid, wherein the pressure regulating device sets the pressure in the outlet chamber to a proportional value close to the pressure of the process fluid. The device characterized in that it can be adjusted to: 25. 2. The apparatus of claim 1, wherein said means for transporting said barrier liquid to said inlet chamber and said means for transporting said barrier liquid away from said outlet chamber are within said outlet chamber. Apparatus wherein the barrier liquid is connected to one another such that the barrier liquid circulates and recirculates the spiral groove. 26. A seal assembly device for a rotating shaft (29) having an impeller and mounted for rotation within a housing, the seal assembly device comprising a stator element (38) and a rotation about an axis of rotation of the shaft. Wherein the stator element and the rotor element are mounted in an annular and coaxial manner around the shaft near the impeller in the axial direction; The rotor has a complementary surface that is tapered in the axial direction so as to fit together in a male / female form, the rotor is fixed to rotate with the shaft, and the stator is The complementary groove is fixed to the housing, and one of the complementary surfaces is formed with a continuous groove extending spirally around the surface, and the spiral groove has an axis. At both ends in the direction, there are open inlet and outlet mouths, the complementary surface directing the sealing barrier fluid to the impeller completely across the surface as the rotor rotates. And is configured to form a tight operating gap so as to positively convey the fluid, and further receive the barrier fluid from the barrier fluid source, and reliably transmit the barrier fluid to the open inlet mouth of the spiral groove. A seal assembly device, characterized in that it comprises means (56) for transporting with resiliency. 27. 27. The seal assembly of claim 26, wherein the complementary surfaces are configured to clean each other in a hydrodynamic bearing relationship. 28. 27. The seal assembly according to claim 26, wherein the spiral groove is provided on a complementary surface of the rotor, and the complementary surface of the stator is flat and non-grooved. . 29. 29. The seal assembly according to claim 28, wherein said rotor is male. 30. 27. The seal assembly of claim 26, wherein the axial taper angle of each of the complementary tapered surfaces is less than 30 [deg.]. 31. 27. The seal assembly of claim 26, wherein one of the rotor and the stator is provided for axial movement relative to the shaft, and wherein the one of the rotor and the stator is oriented toward the other. A seal assembly comprising a mechanism for pressing axially, thereby maintaining said complementary surface in a tight operating clearance relationship. 32. 32. The seal assembly according to claim 31, wherein said mechanism is a mechanical spring. 33. 27. The seal assembly according to claim 26, wherein said barrier fluid is water-based. 34. 27. The seal assembly of claim 26, wherein the barrier fluid is aspirated from a process fluid under the action of the impeller. 35. 27. The seal assembly of claim 26, wherein the barrier fluid is separate from the process fluid under the action of the impeller. 36. 27. The seal assembly of claim 26, wherein the housing includes an outlet chamber in fluid communication with the outlet mouth of the spiral groove, the outlet chamber being discharged from the outlet mouth under pressure. A seal assembly for receiving a fluid. 37. 27. The seal assembly of claim 26, wherein said outlet chamber is separated from a process chamber in which said impeller is rotating by a seal subassembly. 38. 38. The seal assembly of claim 37, further comprising a pressure regulator for regulating the pressure of the barrier fluid in the outlet chamber to a value close to the pressure of the process fluid in the process chamber. Seal assembly. 39. 39. The seal assembly according to claim 38, wherein said barrier fluid is water-based.

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (31)優先権主張番号９４２５５９４．０ (32)優先日 1994年12月19日 (33)優先権主張国イギリス（ＧＢ） (31)優先権主張番号９５０６１９５．８ (32)優先日 1995年３月27日 (33)優先権主張国イギリス（ＧＢ） (81)指定国ＥＰ(ＡＴ，ＢＥ，ＣＨ，ＤＥ，ＤＫ，ＥＳ，ＦＲ，ＧＢ，ＧＲ，ＩＥ，ＩＴ，ＬＵ，ＭＣ，ＮＬ，ＰＴ，ＳＥ)，ＯＡ(ＢＦ，ＢＪ，ＣＦ，ＣＧ，ＣＩ，ＣＭ，ＧＡ，ＧＮ，ＭＬ，ＭＲ，ＮＥ，ＳＮ，ＴＤ，ＴＧ)，ＡＰ(ＫＥ，ＭＷ，ＳＤ，ＳＺ，ＵＧ)，ＡＭ，ＡＴ，ＡＵ，ＢＢ，ＢＧ，ＢＲ，ＢＹ，ＣＡ，ＣＨ，ＣＮ，ＣＺ，ＤＥ，ＤＫ，ＥＥ，ＥＳ，ＦＩ，ＧＢ，ＧＥ，ＨＵ，ＪＰ，ＫＥ，ＫＧ，ＫＰ，ＫＲ，ＫＺ，ＬＫ，ＬＲ，ＬＴ，ＬＵ，ＬＶ，ＭＤ，ＭＧ，ＭＮ，ＭＷ，ＭＸ，ＮＯ，ＮＺ，ＰＬ，ＰＴ，ＲＯ，ＲＵ，ＳＤ，ＳＥ，ＳＧ，ＳＩ，ＳＫ，ＴＪ，ＴＴ，ＵＡ，ＵＧ，ＵＳ，ＵＺ，ＶＮ────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of front page (31) Priority claim number 9425594.0 (32) Priority Date December 19, 1994 (33) Priority claim country United Kingdom (GB) (31) Priority claim number 9506195.8 (32) Priority date March 27, 1995 (33) Priority claim country United Kingdom (GB) (81) Designated countries EP (AT, BE, CH, DE, DK, ES, FR, GB, GR, IE, IT, LU, M C, NL, PT, SE), OA (BF, BJ, CF, CG , CI, CM, GA, GN, ML, MR, NE, SN, TD, TG), AP (KE, MW, SD, SZ, UG), AM, AT, AU, BB, BG, BR, BY, CA, C H, CN, CZ, DE, DK, EE, ES, FI, GB , GE, HU, JP, KE, KG, KP, KR, KZ, LK, LR, LT, LU, LV, MD, MG, MN, M W, MX, NO, NZ, PL, PT, RO, RU, SD , SE, SG, SI, SK, TJ, TT, UA, UG, US, UZ, VN

Claims

[Claims] 1. An assembly device in which a seal and a bearing are combined, A stator and a rotor adapted to rotate about an axis, The rotor and stator elements are formed with complementary shaped bearing surfaces. , The bearing surfaces of the rotor and the stator, over an area called a bearing area, It is arranged to clean each other because of the hydrodynamic bearing, A groove is formed on one of the bearing surfaces, and the groove extends along the bearing surface. Around the bearing surface, extending helically over the bearing area, The spiral groove has a plurality of convolutions extending over the bearing surface. These convolutions have lands having a substantial width between adjacent convolutions of the spiral groove. It is arranged to leave, The device is configured such that the spiral groove has an inlet mouth and an outlet mouth. And The apparatus forms an inlet chamber and an outlet chamber, wherein the chambers are It is communicated with the entry mouse and the exit mouse in the relationship of carrying the fluid respectively. It is configured as The apparatus includes means for transporting a barrier liquid to the inlet chamber; A means for transporting the liquid away from the outlet chamber, When the rotor rotates, the barrier liquid moves along the spiral groove. It is configured to flow from the inlet mouse to the outlet mouse, In the device, when the rotor rotates, the fitting of the bearing surface is a tight operating gap. The gap or gap between the bearing surfaces is sufficiently small, and The width of the lands between the convolutions is sufficiently large so that the bearing surfaces between the bearing surfaces That the idrodynamic membrane is configured to be continuously and reliably formed An assembly device in which a seal and a bearing are combined. 2. 2. The device of claim 1, wherein said complementary shaped bearing surface is provided in said bearing area. Overlaid with each other in a male / female configuration. 3. 3. The device of claim 2, wherein said bearing surface is conically tapered. An apparatus characterized in that: 4. 4. The device of claim 3, wherein the device comprises a rotor element and a stator element. Means for guiding one to move axially and said tapered surface Means for axially pressing said one element so as to press. Characteristic device. 5. The apparatus of claim 1, wherein the apparatus is mounted on a process fluid transport machine. The process fluid transport machine is adapted to transfer pressurized process fluid. Forming a process chamber for housing the rotating shaft of the machine, And the rotor and the stator are fitted around the rotating shaft. An apparatus characterized in that it is adapted to be suitable. 6. A device according to claim 4 or 5, wherein the movable element is pressed axially. The means for providing the device is an area where the device is located. Arranged to be exposed to the pressure of the process fluid when mounted on the machine, Further, when the pressure of the process fluid is increased, the regions are formed such that the tapered surfaces are mutually separated. Characterized in that the device is configured to increase the pressing force on the device. 7. A device according to claim 4 or 5, wherein the movable element is pressed axially. Said means for being an area of said element exposed to the pressure of the barrier liquid An apparatus characterized in that: 8. A device according to claim 4 or 5, wherein the movable element is pressed axially. The apparatus according to any of the preceding claims, wherein said means for providing is a mechanical spring. 9. The device of claim 1, The device comprises a first seal, which rubs the surface A seal of the type wherein the seal surfaces of said seal are elastically pressed and rub against each other. Including means for making a sealing contact together. The first seal seals and separates the inlet chamber from the external environment. An apparatus characterized by being provided at such a position. 10. The device according to claim 5 or 9, The device comprises a second seal, which rubs the surface Type of seal, The second seal holds the outlet channel when the device is mounted on the machine. The chamber is provided at a position where it is sealed and separated from the process chamber. An apparatus characterized in that: 11. 11. The device of claim 10, wherein the first seal is a flexible lip. The second seal is a mechanical seal and is relatively hard. A device characterized in that surfaces of quality material rub against each other elastically. 12. The device of claim 5, The machine is a centrifugal pump having an impeller mounted on the shaft And The device is arranged such that the bearing surface does not exceed the diameter of the shaft from the impeller. That it is positioned with respect to the machine so that it is axially spaced apart. Characteristic device. 13. 5. The apparatus according to claim 4, wherein the taper angle, which is the included angle of the tapered surface, is 7 An apparatus characterized by being between 30 ° and 30 °. 14． 2. The device of claim 1, wherein the spiral groove is continuous over the bearing surface. Characteristically and regularly, extending helically without interruption and open at both ends. A device to mark. 15. 2. The device according to claim 1, wherein the spiral groove is a single groove. And equipment. 16. 2. The device of claim 1, wherein the total length of the spiral groove is at least 30 cm. An apparatus, comprising: 17． 2. The device of claim 1, wherein the flat groove between adjacent convolutions of the spiral groove. The width of the handle is at least 2 mm. 18. 2. The device of claim 1 wherein the sum of the widths of all lands in the bearing area. Is at least half of the average of all the diameters of the bearing surface. Place. 19. 2. The device of claim 1, wherein the spiral groove has a cross-sectional area of 1 square millimeter. An apparatus characterized by being smaller than 20. 2. The device of claim 1, wherein the cross-sectional area of the spiral groove is 0.3 square millimeters. An apparatus characterized by being larger than Torr. 21. The apparatus according to claim 1, wherein the spiral groove is provided in the rotor. Wherein the surface of the stator is flat and has no grooves. Place. 22. 22. The apparatus of claim 21, wherein said rotor is male. apparatus. 23. The device of claim 1, wherein the device comprises a pressure regulator. A pressure regulator is provided for controlling the pressure in the outlet chamber and the pressure in the inlet chamber. A device characterized in that the pressure can be adjusted. 24. 24. The apparatus of claim 5 or claim 23, wherein the apparatus is configured to control Means for measuring force, wherein the pressure regulating device comprises Of the process fluid can be adjusted to a proportional value close to the pressure of the process fluid. A device to mark.