CN102656366B - 油泵 - Google Patents

Abstract

提供一种使来自油泵的噪声处于规定的音量以下的油泵。油泵（1）具有被设置为偏心的外转动体（2）、具有与外转动体（2）的内齿啮合的外齿（3a）的内转动体（3）、用于容置内转动体（3）及外转动体（2）的油泵体（5）。在油泵体（5）上设置有吸入口（11）和喷出口（10），吸入口（11）的终端部（11b）与喷出口（10）之间被设定为，对空间部（S）的容积进行压缩的压缩工序中的内转动体（3）的旋转角（a）处在21°～27°的范围内。

Description

油泵

技术领域

本发明涉及例如安装在自动变速器等上的油泵，详细地说涉及使内转动体（inner rotor）的外齿与偏心形成的外转动体（outer rotor）的内齿啮合，并使内转动体与外转动体之间的空间部增减来吸入/喷出工作油的油泵。

背景技术

通常，作为在乘用车等车辆中使用的油泵，公知有具有例如以次摆线（trochoid）式的油泵为代表的内接式的油泵。

上述内接式的油泵构成为使内转动体的外齿与偏心的外转动体的内齿啮合，通过驱动内转动体进行旋转，使内转动体及外转动体间的空间部沿着吸入口增大来吸入工作油，通过使该空间部朝向喷出口减小来喷出所吸入的工作油。

然而，在这样的油泵中，若转动体的转速变为高速，则在吸入口侧，空间部中的负压局部变得比工作油的饱和蒸气压低，从而使工作油发生气化，在上述空间部中产生空穴（cavitation）（气泡）。

若产生该空穴，则存在如下问题，即，液体的工作油变为气体，而使体积急剧变大，导致使油泵的喷出量不足，除此之外，由于上述空间部与喷出口连通，空间部内的压力会变为工作油的饱和蒸气压以上，所以空穴在特定的位置溃灭，那时产生的喷射流会对油泵进行侵蚀（erosion）（冲蚀）。

另外，还存在如下问题，即，在空穴溃灭时，周围的工作油涌向气泡中心发生冲击，由此产生压力波，该压力波变为空穴噪声（cavitation noise），从而油泵的噪声以及振动变大。

因此，以往，为了抑制产生这样的侵蚀、空穴噪声，提出有如下的油泵，该油泵在处于最大容积V_max时的上述空间部（空隙部）S上形成有用于供给来自喷出口5的工作油的减压浅槽D（参照专利文献1）。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特许第2582167号公报。

发明内容

发明要解决的问题

上述专利文献1记载的油泵，使工作油从喷出口经由减压浅槽流入处于最大容积时的空间部，使空间部内的压力上升，由此能够减小喷出压与空间部内的压力之差，减弱上述喷射流的势头，因此作为防止侵蚀的对策很有效。

但是，在这样的从喷出口供给工作油使空间部的压力上升的方法中，难以逐渐地使空间部内的压力上升，在与喷出口相连通的阶段，在空间部内残存一定量的空穴。

而且，由于这些残存的空穴在空间部与喷出口连通的瞬间一下子溃灭，所以依然产生大的空穴噪声，因此作为降低油泵的噪声的方法来说不充分。

因此，本发明的目的在于提供一种油泵，在该油泵中，在用于吸入工作油的吸入工序和喷出工作油的喷出工序之间形成压缩工序，通过在该压缩工序中逐渐地挤破空穴使其消失，来解决上述问题。

用于解决问题的手段

本发明涉及一种油泵（1），具有：内转动体（3），其具有多个外齿（3a）；外转动体（2），其被偏心设置，并且具有用于与该内转动体（3）的外齿（3a）啮合的多个内齿（2a）；油泵体（5），其用于容置所述外转动体（2）以及所述内转动体（3）；驱动所述内转动体（3）进行旋转来使所述内齿（2a）以及外齿（3a）之间的空间部（S）增减，由此进行从在所述油泵体（5）上形成的吸入口（11）吸入工作油的吸入工序（I）和向在所述油泵体（5）上形成的喷出口（10）喷出所述吸入的工作油的喷出工序（IV），其特征在于，

在所述吸入工序（I）和所述喷出工序（IV）之间，进行使所吸入的所述工作油与所述吸入口（11）隔离并将所吸入的所述工作油封入所述空间部（S）的封入工序（II）和使所述空间部（S）减小来对被封入的工作油进行压缩的压缩工序（III），并且，以使进行所述压缩工序（III）时的所述内转动体（3）的旋转角（a）为21°～27°的方式，设定所述吸入口（11）的终端部（11b）与所述喷出口（10）的始端部（10a）之间的间隔（c）。

另外，本发明的特征在于，在所述油泵体（5）的与所述内转动体（3）滑动的滑动面（5a）上形成有浅槽（12），该浅槽（12）用于使所述压缩工序时的所述空间部（S₃）和所述喷出口（10）相连通。

此外，上述括号内的附图标记用于与附图进行对照，这是为了便于理解发明，不对权利要求书构成任何影响。

发明的效果

根据技术方案1的发明，通过在吸入工序和喷出工序之间设置对转动体间的空间部进行压缩的压缩工序，并在该压缩工序中使内转动体旋转的旋转角在21°～27°的范围内，从而能够在压缩工序中挤破在空间部中产生的大部分空穴并使其溃灭，能够将油泵的噪声抑制在不使驾驶员感到不舒适的范围内。另外，由于在压缩工序中花费时间分散地使所产生的空穴逐渐溃灭，而不是在特定的位置一下子溃灭，所以能够防止产生侵蚀现象。

根据技术方案2的发明，在进行不产生空穴的低旋转时，能够经由浅槽使在压缩工序中被压缩的工作油向喷出口排出，因此，能够防止压缩工序中的空间部的压力过度上升，并能够防止由于空间部内的压力过度上升而在内转动体与外转动体之间的啮合部产生噪声，并且能够防止耗油量恶化。

附图说明

图1A是表示本发明实施方式的油泵的转动体间的空间部处于最大容积时的主要部分主视图。

图1B是表示本发明实施方式的油泵的转动体间的空间部在封入工序的状态的主要部分主视图。

图2是表示本发明实施方式的油泵的转动体间的空间部的容积变化与内转动体的旋转角之间的关系的曲线图。

图3A是表示本发明的实施方式的油泵的具有泄压用的浅槽的口部结构的示意图。

图3B是在图3A中不具有泄压用的浅槽的口部结构的图。

图3C是表示不具有压缩工序的油泵的口部结构的示意图。

图4A是表示在高速旋转时压缩角被设定在21°～27°的范围内的油泵的各工序与转动体间的空间部内的压力之间的关系的曲线图。

图4B是表示在低速旋转且不具有泄压用的浅槽的情况下压缩角被设定在21°～27°的范围内的油泵的各工序与转动体间的空间部内的压力之间的关系的曲线图。

图4C是表示在低速旋转且具有泄压用的浅槽的情况下压缩角被设定在21°～27°的范围内的油泵的各工序与转动体间的空间部内的压力之间的关系的曲线图。

图5A是表示在高速旋转时压缩角被设定在0°～16°的范围内的油泵的各工序与转动体间的空间部内的压力之间的关系的曲线图。

图5B是表示在低速旋转时压缩角被设定在0°～16°的范围内的油泵的各工序与转动体间的空间部内的压力之间的关系的曲线图。

图6是表示在各个压缩角的条件下的发动机的转速与油泵的噪声之间的关系的曲线图。

具体实施方式

［油泵的概略结构］

以下，基于附图说明本发明实施方式的油泵。油泵1配设在自动变速器的液力变矩器（未图示）与由多个行星齿轮构成的变速机构部（未图示）之间，如图1A及1B所示，该油泵1具有：内转动体3，其具有由多个次摆线齿形成的外齿3a；外转动体2，其具有与外齿3a啮合的内齿2a；油泵体5，其容置外转动体2以及内转动体3。

在上述油泵体5的与内转动体3及外转动体2滑动的滑动面5a上，形成经由过滤网与油盘连通的吸入口11和与自动变速器的控制阀连通的喷出口10，且使它们相向，另外，内转动体3通过键3b以及键槽6a固定安装在与驱动源的输出轴连接的油泵驱动轴6上。

另外，由于外转动体2被偏心设置，所以对于在外齿3a和内齿2a的1个间距间形成的空间部S，在驱动内转动体3使其从吸入口11侧向喷出口10侧旋转（图1A的旋转方向R）时，该空间部S的容积随着内转动体3及外转动体2的旋转进行增减。

具体地说，上述空间部S形成在外齿3a及内齿2a在旋转前方侧的啮合点E₁与在旋转后方侧的啮合点E₂之间，如图1B所示的空间部S₁那样，空间部的容积沿着吸入口11逐渐增大，在吸入口11的终端部11b附近，其容积变为最大（图1A的空间部S_max）。

这样，从图1A及图2可知，随着空间部S的容积沿着吸入口11逐渐变大，从吸入口11向空间部S内吸入工作油（吸入工序I）。

接着，如图1B所示的空间部S₂那样，空间部S在旋转后方侧的啮合点E₂到达吸入口11的终端部11b时，使上述所吸入的工作油与吸入口11隔离，并将上述所吸入的工作油封入在空间部S中（封入工序II）。

另外，在上述吸入口11的终端部11b和喷出口10的始端部10a之间，因后面详细描述的口部间分隔部4而存在规定的间隔（角度）c，由此使旋转前方侧的啮合点E₁与喷出口10连通的喷出时刻延迟，因此，如图1A所示的空间部S₃那样，空间部S的容积在从上述封入工序II的位置至与喷出口10连通的期间被压缩（压缩工序III）。

而且，在旋转前方侧的啮合点E₁到达喷出口10的始端部10a时，如图1B所示的空间部S₄那样，空间部S与喷出口10连通，向喷出口10喷出所吸入的工作油（喷出工序IV）。

此外，为了使空间部S能够吸入更多的工作油，在吸入口11的终端部11b，在形成有啮合点E₁、E₂的轨迹l上的径向位置形成凹部，该凹部的顶点部分为吸入口11的终端部11b（参照图1A）。

［油泵的口部结构］

接着，说明油泵1的口部结构。如上所述，在吸入口11的终端部11b与喷出口10的始端部10a之间，因口部间分隔部4而存在规定间隔c，在该规定间隔c间，进行上述封入工序II及压缩工序III。

如图1B所示，在空间部S处于口部间分隔部4内，并处于将内转动体3的旋转中心O和封入工序II的空间部S₂的旋转前方侧的啮合点E₁连接而成的直线A₂与将内转动体3的旋转中心O和吸入口11的终端部11b连接而成的直线A₃之间b中时，为封入工序II。

另外，在口部间分隔部4内，并在封入工序II时的旋转前方侧的啮合点E₁与喷出口10的始端部10a之间，进行压缩工序III。即，结合图2观察，上述直线A₂和将内转动体3的旋转中心O与喷出口10的始端部10a连接而成的直线A₁之间的角度a为进行压缩工序时的内转动体3的旋转角即压缩角，在该压缩角a的范围内减小的空间部S的容积为在压缩工序中被压缩了的压缩容积V。

另外，横跨上述压缩角a，在油泵体5的滑动面5a上，形成有使压缩工序中的空间部S3与喷出口10的始端部10a连通的浅槽12，该浅槽12位于形成有啮合点E₁、E₂的轨迹l上。

此外，浅槽12在口部间分隔部4内以顺着内转动体3和外转动体2的啮合点E₁、E₂的方式形成得极浅，为了在封入工序II中不使空间部S₂与吸入口11及喷出口10连通，例如，在内转动体3相对于啮合点E₁向前旋转比0°大的1°～3°的角度的位置形成浅槽12的前端部。另外，浅槽12形成为，在驱动源（内转动体3）低速旋转而工作油的流量小时，发挥将空间部S内的工作油排出至喷出口10的槽的作用，而在驱动源转速为高速而工作油的流量变大时，不向喷出口10流入会影响空间部S内的压力那样的工作油。

接着，比较图3A、图3B所示那样的压缩角a被设定在21°～27°的范围内的油泵和图3C所示那样的压缩角a被设定在0°～16°的范围内的油泵，来说明压缩角a和各工序中的空间部内的压力的关系。此外，图3A是具有浅槽12的第一实施方式的油泵，图3B是不具有浅槽12的第二实施方式的油泵，图3C是不具有浅槽以及压缩工序（压缩角为0°）的油泵。

图4A至4C是表示压缩角a被设定在21°～27°的范围内的油泵的各工序与空间部内的压力之间的关系的曲线图，图5A及图5B是表示压缩角a被设定在0°～16°的范围内且不具有浅槽12的油泵的各工序与空间部内之间的关系的曲线图。

在上述的图4A至4C及图5A、图5B中，对高转速时（4500～7000rpm）的曲线图即图4A及图5A进行比较，如图4A可知，在压缩角a被设定在21°～27°的范围内时，在压缩工序III中，空间部S的压力从作为负压的吸入压P₁逐渐上升至作为正压的喷出压P₂，空间部S内的压力在变为喷出压P₂时压缩工序III结束。

另一方面，如图5A可知，在压缩角a被设定在0°～16°的范围内的油泵中，由于压缩工序III短（或不存在），所以在空间部S内的压力还没有从吸入压P₁上升至喷出压P₂的期间进行喷出工序IV，在压力上升的途中一下子变为喷出压P₂。

即，由于空穴的存在依赖于空间部S内的压力，在压缩角a为21°～27°（图4A）的范围内，在压缩工序III中，随着空间部S压力的上升，空穴逐渐被挤破，在达到喷出工序IV时，能够消除大部分的空穴。然而，在压缩角a为0°～16°（图5A）时，在空间部S的压力逐渐挤破空穴之前，其压力一下子上升至喷出压P₂，不像图4A那样花费时间分散地消除空穴，而在空间部S的压力变为喷出压P₂的瞬间一下子消除空穴。

接着，基于图4B、图4C以及图5B说明低速旋转度时（0～4500rpm）的情况。如图5B可知，在压缩角a为0°～16°的情况下，即使在低速旋转度时，也在空间部S的压力从吸入压P₁平稳地上升至喷出压P₂之前，进行喷出工序IV，压力一下子上升至喷出压P₂。

另一方面，如图4B、图4C所示，在压缩角a为21°～27°的情况下，在压缩工序中，空间部S内的压力平稳地上升，但是，在低旋转时几乎不产生空穴，因此，在没有设置空间部S的泄压用的浅槽12的图4B中，在压缩工序III中，液体的工作油被压缩，空间部S的压力变为比喷出压P₂高的压力P₃。另外，在设置有浅槽12的图4C中，在空间部S内的压力变高时，经由浅槽12从空间部S向喷出口10排出被压缩的工作油，能够防止空间部S内的压力变得大于喷出压P₂。

接着，根据上述的压缩角a与各工序中的空间部内的压力之间的关系，说明压缩角a与空穴噪声之间的关系。

图6是表示驱动源（内转动体）的转速与从油泵产生的噪声之间的关系的图，a₁是表示压缩角a为0°时的曲线，a₄是表示压缩角a为27°时的曲线，B₁是表示压缩角a为21°～27°时的平均值的曲线，B₂是表示压缩角a为0°～16°时的平均值的曲线。

参照上述a₁的曲线图，在转速到达4500rpm附近时，来自油泵的噪声上升。这是因为，驱动源高速旋转，在空间部S产生空穴，在该空穴溃灭时，产生空穴噪声。

另一方面，参照压缩角a为27°时的曲线a₄，即使经过了产生空穴的4500rpm的转速，油泵的噪声也不上升，能够抑制从油泵1产生的噪声。此时，从油泵1产生的噪声被抑制为80dB以下。

接着，比较压缩角a为0°～16°时的平均值即B₂的曲线和压缩角a为21°～27°时的平均值即B₁的曲线可知，B₁的曲线中的噪声音量低于B₂的曲线中的噪声音量。实际上，在B₂的曲线中，平均的噪声为90dB左右，在B₁的曲线中，为80dB以下，在B₁的曲线和B₂的曲线中，存在10dB左右的音量的差。由此可知，在压缩角处于0°～16°的范围（图2的无效压缩角C₁）内时，在压缩工序III中几乎不挤破空穴，因此从防止空穴噪声的观点来看，是无效的，为了降低空穴噪声，压缩角a在21°～27°的范围（图2的有效压缩角C₂）内是有效的。

如上所述，在本实施方式中，在吸入工序I和喷出工序IV之间，设置封入工序II和压缩工序III，并且通过设定吸入口11的终端部11b与所述喷出口10的始端部10a之间的间隔c，并使压缩角a处于使因在车辆通常行驶时使用的驱动源的转速区域内的高转速区域的最高转速（例如，在通常被售出的乘用车中为7000rpm左右）而产生的空穴消失的角度（例如27°）至使油泵1的噪声为规定的音量以下的角度（例如21°）之间的范围C₂，从而能够在压缩工序III中逐渐地挤破几乎所有的所产生的空穴并使它们溃灭，能够将油泵的噪声抑制为通常不使驾驶员感到不舒适的音量。

此外，通常，在如图6那样直接测定油泵1的噪声的情况下，若为80～85dB，则即使处于驾驶席，驾驶员也会感觉到来自油泵1的噪声，而在本实施方式中，通过将压缩角a设定在有效压缩角C₂，与压缩角处于无效压缩角C₁的油泵相比，在油泵附近，能够降低约10dB的噪声，尤其能够将噪声抑制为在乘用车中甚至在其中的行驶时噪声最少的混合动力驱动车辆中也能够忍受的80dB以下。

另外，通过花费时间分散地消除空穴，还能够减少产生侵蚀的情况。

而且，通过使压缩角a的上限为能够使因在车辆通常行驶时使用的驱动源的转速区域内的最高转速而产生的空穴消失的角度，能够不使空间部S被压缩至空穴的产生量以上的程度，防止因使空间部S的压力上升至需要的大小以上，而从外齿3a以及内齿2a的啮合部产生噪声，并且防止由于阻力增加而使耗油量恶化。

另外，由于横跨压缩角a设置泄压用的浅槽12，所以即使在低旋转时也能够防止空间部S内的压力上升至需要的大小以上。

此外，在本实施方式中，驱动源不仅包括发动机，还可以包括马达、将发动机及马达组合而成的混合动力驱动装置，以及在混合动力车、电动车中与用于驱动不同的用于使油泵旋转的电动油泵马达。

另外，在低车速时不驱动发动机而进行EV行驶，而在高车速时油泵的驱动转速变为高速的混合动力车中，由于在低车速时进行EV行驶时不产生发动机噪声，所以油泵噪声明显，但是在将本发明用于这样的混合动力车时，能够降低该油泵噪声，还能够降低高车速时由空穴而产生的噪声。

而且，在车辆通常行驶时使用的驱动源的转速区域内的高转速区域的转速被设定为低于驱动源被允许的转速内的最高转速，但是可以将该高转速区域内的最高转速设定为被允许的转速内的最高转速。

另外，本发明的油泵不仅可以在自动变速器中使用，还可以用作发动机或其他油压装置的油泵，内齿2a及外齿3a不一定为次摆线齿，例如可以为通常的齿轮结构。

产业上的可利用性

本发明的油泵例如能够用作安装在自动变速器、混合动力驱动装置等上的油泵。

附图标记说明

1 油泵

2 外转动体

2a 内齿

3 内转动体

3a 外齿

5 油泵体

5a 滑动面

11 吸入口

11b 终端部

10 喷出口

10a 始端部

a 旋转角（压缩角）

c 间隔

S 空间部

I 吸入工序

II 封入工序

III 压缩工序

IV 喷出工序

Claims (1)

1.一种油泵，具有：

内转动体，其具有多个外齿，

外转动体，其被偏心设置，并且具有用于与该内转动体的外齿啮合的多个内齿，

油泵体，其用于容置所述外转动体以及所述内转动体；

通过驱动所述内转动体进行旋转来使所述内齿和所述外齿之间的空间部进行增减，由此进行从在所述油泵体上形成的吸入口吸入工作油的吸入工序和向在所述油泵体上形成的喷出口喷出所吸入的所述工作油的喷出工序，

其特征在于，

所述吸入口以如下方式形成有终端部，即，在所述空间部的容积增大的区间，所述吸入口与所述空间部连通，并且在所述空间部的容积最大时，所述吸入口也与所述空间部持续连通，

在所述吸入口的终端部与所述喷出口的始端部之间，进行使所吸入的所述工作油与所述吸入口隔离并将所吸入的所述工作油封入至所述空间部的封入工序和使所述空间部减小来对被封入的工作油进行压缩的压缩工序，

并且，使进行所述压缩工序时的所述内转动体的旋转角为21°～27°，使得在所述压缩工序中使所述空间部内的压力逐渐增大，花费时间分散地挤破在该空间部内产生的空穴，

在所述油泵体的与所述内转动体滑动的滑动面上形成有浅槽，该浅槽用于使所述压缩工序时的所述空间部和所述喷出口相连通，

所述浅槽相对于喷出口侧啮合点，从所述内转动体的旋转角向喷出口侧前进1°～3°的位置形成至所述喷出口的始端部，所述喷出口侧啮合点是指，在使所吸入的所述工作油与所述吸入口隔离并将所吸入的所述工作油封入至所述空间部之后到所述空间部减小之前的所述封入工序中，形成所述空间部的所述内齿和所述外齿的啮合点中的喷出口侧啮合点，

所述浅槽位于由所述内齿和所述外齿的啮合点形成的轨迹上，

所述浅槽形成为，在所述内转动体低速旋转而工作油的流量小时，将所述空间部内的工作油排出至所述喷出口，而在所述内转动体的转速为高速而工作油的流量变大时，不向所述喷出口流入会影响所述空间部内的压力的工作油。