CN1902401A - 内接型齿轮泵 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种内接型齿轮泵，其不但可以谋求内接型齿轮泵的滑动阻力的降低，同时，即使是这种结构，也可以将噪音发生或泵效率的降低抑制在最小限度。该内接型齿轮泵，在具有内齿(21)的外转子(20)和具有外齿(11)的内转子(10)啮合旋转时，吸入/排放流体而输送流体，形成于外壳(30)的、且收容两转子(10、20)的孔(31)的内径被设定为，比外转子(20)的外径大0.1mm以上0.6mm以下，在内转子(10)和外转子(20)的偏心量为(er)、内转子(10)和外壳(30)的孔(31)的偏心量为(eh)时，满足下式：0.005mm≤(eh－er)≤0.030mm。

Description

内接型齿轮泵
技术领域
本发明涉及一种内接型齿轮泵，其在内转子(inner rotor)和外转子(outrotor)啮合旋转时，通过在两转子的齿面之间形成的小室(cell)的容积变化，吸入/排放流体。
背景技术
以往，内接型齿轮泵，具有：内转子，其具有n个外齿；外转子，其形成有与该外齿啮合的n+1个内齿；以及外壳，其形成有吸入流体的吸入端口(port)以及排放流体的排放端口，在形成于外壳的孔中收容了两转子的状态下，通过使连结于驱动轴的内转子旋转，而外齿啮合于内齿，从而使外转子旋转，并通过在两转子之间形成的多个小室的容积变化而吸入/排放流体。
小室，在其旋转方向前侧和后侧，通过内转子的外齿和外转子的内齿分别接触而被各个区分，并构成为随着内转子的旋转而旋转移动的独立的流体输送室。各小室在外齿和内齿啮合的过程的途中，容积成为最小后，在沿着吸入端口移动的情况下使容积扩大，从而从吸入端口吸入流体。而且，容积成为最大的小室，在沿着排放端口移动的情况下使容积减小，从而从排放端口排放流体(例如参照专利文献1)。
而且，形成为如下结构，只以规定量使内转子和外转子偏心来进行配置，同时外转子和外壳的所述孔被同轴地配置。
具有这种结构的内接型齿轮泵，由于小型且结构简单，所以广泛地利用为汽车的润滑油用泵或自动变速器用油泵等。作为搭载于汽车时的该泵的驱动方法，有在发动机的曲柄轴上直接连结内转子而由发动机的旋转驱动的曲柄轴直接连结驱动。
但是，这种内接型齿轮泵，为了组装上方便等，在形成该齿轮泵时，一般所述各部件被设定为具有规定的游隙的尺寸。即，贯穿设置于内转子中心部的贯通孔的内径被设定为，比装入于该贯通孔的驱动轴的外径大，大的量约为0.1mm～0.6mm，而且，形成于外壳的孔的内径被设定为，比外转子的外径大，大的量约为0.1mm～0.6mm，如上所述，加之外转子和外壳的所述孔被同轴地配置，以遍及全周的方式，在外转子的外周面与形成于外壳的孔的内周面之间，设置有约为0.05mm～0.3mm的间隙。
因此，若驱动如以上构成的内接型齿轮泵，则通过内转子和驱动轴之间的间隙，内转子以驱动轴的中心轴为基准，在向径方向振摆回转约为0.05mm～0.3mm的状态下旋转，而且，通过外转子和形成于外壳的孔之间的间隙，外转子以所述外壳孔的中心轴为基准，在向径方向振摆回转约为0.05mm～0.3mm的状态下旋转。因此，内转子的外齿与外转子的内齿冲突，通过此时外转子所受的驱动力，进一步地出现该外转子的外周面与形成于外壳的孔的内周面冲突的情况。从而，在驱动内接型齿轮泵时发生噪音，同时，出现泵效率降低的情况。
作为用于抑制这种外转子的外周面和形成于外壳的孔的内周面发生冲突的机构，一直以来所采用的结构是，在内转子的径方向中心部形成凹窝(in low)，将该凹窝装入于形成在外壳的所述孔底面的槽部，从而抑制内转子的所述振摆回转，防止外转子的外周面和外壳的孔的内周面发生冲突。
【专利文献1】日本专利第3293507号公报
但是，在所述现有技术中，在形成于内转子的凹窝、和形成于外壳的所述槽部之间产生滑动阻力，因该滑动阻力导致的能量损失量，占驱动内接型齿轮泵时产生的全部能量损失量的约25％，因此，谋求该齿轮泵的进一步的高效率化是有限的。
发明内容
本发明是鉴于上述问题所提出的发明，其目的在于提供一种内接型齿轮泵，不但可以谋求内接型齿轮泵的滑动阻力的降低，同时，即使是这种结构，也可以将噪音发生或泵效率的降低抑制在最小限度。
为了解决所述问题，并达到上述目的，本发明提出以下机构。
根据本发明的第一方式，一种内接型齿轮泵，其包括：内转子，其形成有n(n为自然数)个外齿；外转子，其形成有与该外齿啮合的n+1个内齿；外壳，其形成有吸入流体的吸入端口以及排放流体的排放端口，在两转子啮合旋转时，通过在两转子的齿面之间形成的小室的容积变化，吸入/排放流体，从而输送流体，其特征在于，形成于所述外壳的、收容有所述两转子的孔的内径被设定为，比所述外转子的外径大0.1mm以上0.6mm以下，在所述内转子和所述外转子的偏心量为er、所述内转子和形成于所述外壳的孔的偏心量为eh时，满足下式：0.005mm≤(eh-er)≤0.030mm。
根据本发明，内转子的外齿和外转子的内齿啮合，小室的容积成为最小的啮合位置上的、形成于外壳的孔的内周面和外转子的外周面的距离被抑制在最小限度。
因此，驱动力从内转子的外齿被传递到外转子的内齿，外转子移动到该转子的所述啮合位置的切线方向上的旋转方向前侧，且在通过沿着外壳的孔的内周面将要旋转时，向该旋转方向前侧的移动受形成于外壳的孔的内周面的限制。
由此，由于在外壳的孔内的外转子的配置位置稳定，所以内转子的外齿和外转子的内齿的冲突、以及外转子的外周面和外壳的孔的内周面发生的冲突被抑制在最小限度。而且假如，即使在发生了这些冲突时，此时的冲突能量也被抑制在最小限度。
而且，通过外转子向所述旋转方向前侧的移动受到限制、且沿着外壳的孔的内周面，朝向与所述啮合位置隔着旋转中心相面对的位置的移动量，仅增大相当于所述受限制的量，即向所述相面对位置对外转子施力。由此，抑制在该相面对位置的内转子的外齿和外转子的内齿发生冲突。
而且，由于在所述相面对位置的外壳的孔的内周面和外转子的外周面的距离被确保在最大限度，因此，抑制在该对抗位置的外转子的外周面和外壳的孔的内周面发生冲突。
根据以上，不需要采用在内转子的径方向中央部形成凹窝、将该凹窝装入形成于外壳的所述孔底面的槽部的结构，也可以抑制外转子和外壳的冲突、以及内转子的外齿和外转子的内齿发生的冲突。因此，不但可以谋求内接型齿轮泵的滑动阻力的降低，同时，即使是这种结构，也可以将噪音发生或泵效率的降低抑制在最小限度。
根据本发明的内接型齿轮泵，不但可以谋求内接型齿轮泵的滑动阻力的降低，同时，即使是这种结构，也可以将噪音发生或泵效率的降低抑制在最小限度。
附图说明
图1是表示本发明的一个实施方式的内接型齿轮泵的俯视图；
图2是作为图1所示的内接型齿轮泵的第一实施方式而表示的规格值；
图3是本发明的第二实施方式的内接型齿轮泵的规格值。
图中：
10—内转子；20—外转子；30—外壳；31—孔；S—小室；er—内转子和外转子的偏心量；eh—内转子和形成于外壳的孔的偏心量
具体实施方式
参照图1及图2，对于本发明的内接型齿轮泵的一个实施方式进行说明。
图1所示的内接型齿轮泵，其概略构成为如下，包括：内转子10，其形成有八个外齿11；外转子20，其形成有与该外齿11啮合的九个内齿21；外壳30，其形成有吸入流体的吸入端口以及排放流体的排放端口。
而且成为如下结构，在外壳30形成有孔31，在该孔31收容有两转子10、20。另外，在图1中省略吸入端口以及排放端口的图示。
在内转子10，在径方向中央部贯穿设置有贯通孔12，其内径被设定为，比装入于贯通孔12的驱动轴的外径大，大的量约0.1mm～0.6mm。另外，该驱动轴，直接连结于未图示的发动机的曲柄轴，由此，内转子10构成为，通过发动机的旋转，以轴心O1为中心向周方向可旋转地被支承在外壳30的内部。因此，该轴心O1，不仅仅是内转子10、以及所述驱动轴的旋转中心，而且也是贯通孔12的中心。
外转子20被配置成，相对于内转子10的轴心O1使轴心O2偏心(偏心量：er)并使内齿21啮合于外齿11，以该轴心O2为中心向周方向旋转自如地被支承在外壳30的内部。
在此，内转子10的外齿11形成为，齿顶部11a的齿形，是以由外切于第一基圆Di无滑动地滚动的第一外滚动圆Ai所生成的外摆线为基础的形状，同时，齿槽部11b的齿形，是以由内切于第一基圆Di无滑动地滚动的第一内滚动圆Bi所生成的内摆线为基础的形状。
而且，外转子20的内齿21形成为，齿顶部21a的齿形，是以由内切于第二基圆Do无滑动地滚动的第二内滚动圆Bo所生成的内摆线为基础的形状，同时，齿槽部21b的齿形，是以由外切于第二基圆Do无滑动地滚动的第二外滚动圆Ao所生成的外摆线为基础的形状。
但是，所述的内转子10的轴心O1和外转子20的轴心O2的偏心量er，在如下的情况时，即、在将向周方向依次连结内转子10的各外齿11的齿顶部11a的顶部而得到的圆形状的直径，即、将内转子的大径作为d，将向周方向依次连结该转子10的各外齿11的齿槽部11b的底部而得到的圆形状的直径，即、将内转子10的小径作为D时，可由下式求出该偏心量er。
er＝(d-D)/4
两转子10、20通过各自的齿面形状相互啮合并通过所述驱动轴的旋转而旋转。而且，在相互啮合的两转子10、20的啮合点和啮合点之间，形成流体的输送室即小室S。相对于该小室S开口的吸入端口及排放端口形成于外壳30，由该吸入端口及排放端口与各小室S进行流体的吸入与排放。
小室S与两转子10、20的旋转一同旋转移动，同时改变其容积，在小室S的容积扩大过程中从吸入端口吸入流体、在小室S的容积缩小过程中从排放端口排放流体。
在外壳30，如上所述形成有收容两转子10、20的孔31，该孔31的内径比外转子20的外径大，大的量约为0.1mm以上0.6mm以下。而且，如图1所示，该孔31的中心O3位于，从外转子20的轴心O2，夹着该轴心O2，向从内转子10的轴心O1及啮合位置A离开的方向偏心0.005mm以上0.030mm以下的位置，最好位于只偏心0.010mm以上0.020mm以下的位置。即，在将内转子10和外转子20的偏心量为er，内转子10和外壳30的孔31的偏心量为eh时，则形成为满足下式：0.005mm≤(eh-er)≤0.030mm的结构。
另外，所谓啮合位置A是，如图1所示，内转子10的旋转驱动力被传递到外转子20的位置。
由此，如图1所示，外壳30的孔31的内周面和外转子20的外周面之间的间隙t，被构成为随着从所述啮合位置A朝向位置B渐渐变大，使得其在啮合位置A的间隙tA成为最小，从该位置A向旋转方向前侧或者后侧错位180°的周方向位置B的间隙tB成为最大。
根据以上，在啮合位置A的间隙tA成为0.020mm以上0.295mm以下，在位置B的间隙tB成为0.055mm以上0.330mm以下。
另外，在图1中，为了说明上的方便，将外壳30的孔31画得大了一点。
在此，将在图1中所示的内转子10、外转子20，以及外壳30的规格值作为实施例1，与作为该现有技术的比较例1一同表示在图2(a)、(b)中。
在图2(a)中，所谓外转子的大径表示，向周方向依次连结各内齿21的齿槽部21b的底部而得到的圆形状的直径，所谓该转子的小径表示，向周方向依次连结各内齿21的齿顶部21a的顶部而得到的圆形状的直径。
在此，图2所示的实施例1及比较例1皆为，形成于外壳的、收容所述两转子的孔的内径被设定为79.99mm以上80.01mm以下，与该孔的内周面相面对的外转子的外周面的外径被设定为79.75mm以上79.80mm以下。
如图2(b)所示，实施例1与作为现有技术的比较例1相比，不改变内转子10(轴心O1)以及外壳30的孔31(中心O3)的位置，只将外转子20(轴心O2)朝向啮合位置A侧、即朝向图1的纸面的下侧只移动0.015mm，使所述偏心量er比比较例1小0.015mm。而且，在所述啮合位置A，在外齿11的齿顶部11a和内齿21的齿槽部21b之间产生只相当于该移动量的间隙，而在所述周方向位置B，在外齿11的齿顶部11a和内齿21的齿槽部21b之间的间隙变小，该齿轮泵的啮合状态发生变化，因此，为了维持该啮合状态，如图2(a)所示，将生成外齿11的齿顶部11a的第一外滚动圆Ai的直径缩小0.030mm，同时，将生成内齿21的齿槽部21b的第二外滚动圆Ao的直径缩小0.030mm。
在此，如上所述，由于所述偏心量er是从内转子的大径d和小径D计算出来的，换言之，通过将两转子的齿高比现有技术的比较例1仅缩小0.015mm，从而能够实现实施例1。
通过以上，可以将在啮合位置A的外壳30的孔31的内周面和外转子20的外周面的间隙tA抑制在最小限度，同时，在这种结构中，也可以与以往相同地维持外齿11和内齿21的啮合状态。
如以上说明，根据本实施方式的内接型齿轮泵，可以将内转子10的外齿11和外转子20的内齿21啮合、在小室S的容积成为最小的啮合位置A上的、形成于外壳30的孔31的内周面和外转子20的外周面的间隙tA抑制在最小限度。
因此，驱动力从内转子10的外齿11被传递到外转子20的内齿21，外转子20移动到该转子20的所述啮合位置A的切线方向上的旋转方向前侧，且通过沿着外壳30的孔31的内周面将要旋转时，向该旋转方向前侧的移动受外壳30的孔31的内周面的限制。
由此，由于在外壳30的孔31内的外转子20的配置位置稳定，所以可以将内转子10的外齿11和外转子20的内齿21发生的冲突、以及外转子20的外周面和外壳30的孔31的内周面发生的冲突抑制在最小限度。而且假如，即使在发生了这些冲突时，也可以将此时的冲突能量抑制在最小限度。
而且，通过外转子20向所述旋转方向前侧的移动受限制、且沿着外壳30的孔31的内周面，该转子20，从啮合位置A朝向旋转方向前侧或者后侧偏移了180°的周方向位置B的移动量仅增大相当于所述受限制的量，即向所述位置B对外转子20施力。由此，可以抑制在该位置B的内转子10的外齿11和外转子20的内齿21发生的冲突。
而且，由于在所述位置B的外壳30的孔31的内周面和外转子20的外周面的距离tB被确保在最大限度，所以，可以抑制在该位置B的外转子20的外周面和外壳30的孔31的内周面发生的冲突。
通过以上，不需要采用在内转子20的径方向中央部形成凹窝、将该凹窝装入形成于外壳30的孔31底面的槽部的结构，也可以抑制外转子20和外壳30的冲突，以及内转子10的外齿11和外转子20的内齿21发生的冲突。因此，不但可以谋求内接型齿轮泵的滑动阻力的大幅度降低，同时，即使在这种结构中，也可以将噪音发生或泵效率的降低抑制在最小限度。
另外，本发明的技术范围并不限定于所述实施方式，只要在不脱离本发明的宗旨的范围内可以进行各种改变。
例如，在所述实施方式中，作为内转子10的外齿11，及外转子20的内齿21，示出了根据摆线形成的齿形，但是，并不限定于此，例如即使是根据次摆线形成的齿形也可以适用。此时，将本发明的有关规格值作为实施例2，与作为该现有技术的比较例2一同表示在图3中。该图所示的实施例2及比较例2皆为，形成于外壳的、且收容有所述两转子的孔的内径被设定为59.99mm以上60.01mm以下、与该孔的内周面相面对的外转子的外周面的外径被设定为59.80mm以上59.85mm以下，并且内转子的外齿的齿数为9个，外转子的内齿的齿数为10个。此时也可以获得与所述实施方式相同的作用效果。
而且，在所述实施方式中表示了，内转子10连结在直接连结于发动机的曲柄轴的驱动轴上，通过该发动机的旋转而被驱动的曲柄轴直接连结驱动的结构，但是并不限定于此，例如，将驱动力比较小的直流电机作为驱动机构，也可以适用于输送粘度比较高的轻油等燃料的内接型齿轮泵。即，如上所述，本发明不会产生冲突的发生等不良情况，由于可以实现所谓的无凹窝结构，所以可以实现滑动阻力的大幅度降低。
而且，如图1所示，在所述实施方式中表示的结构是，将外壳30的孔31的中心O3配置在，连结内转子10的轴心O1和外转子20的轴心O2而得到的延长线上的、夹着轴心O2位于轴心O1及啮合位置A的相反侧的部分，但是，并不限定于此，也可以将所述中心O3配置在，夹着轴心O2位于轴心O1及啮合位置A的相反侧的部分，使得以内转子10的轴心O1为中心的半径eh的圆周上的、连结轴心O1和中心O3而得到的直线和所述延长线所成的角度成为0°以上30°以下。
即使在这种情况下，也可以具有与所述实施方式相同的作用效果。
工业实用性
本发明提供一种内接型齿轮泵，不但可以谋求内接型齿轮泵的滑动阻力的降低，同时，即使是这种结构，也可以将噪音发生或泵效率的降低抑制在最小限度。

Claims (1)

1.一种内接型齿轮泵，其包括：
内转子，其形成有n(n为自然数)个外齿；
外转子，其形成有与该外齿啮合的n+1个内齿；和
外壳，其形成有吸入流体的吸入端口以及排放流体的排放端口，
在两转子啮合旋转时，通过在两转子的齿面之间形成的小室的容积变化，吸入/排放流体，从而输送流体，其特征在于：
形成于所述外壳的、收容所述两转子的孔的内径被设定为，比所述外转子的外径大0.1mm以上0.6mm以下，在所述内转子和所述外转子的偏心量为er、所述内转子和形成于所述外壳的孔的偏心量为eh时，满足下式：0.005mm≤(eh-er)≤0.030mm。
CNA2004800390204A 2003-12-26 2004-12-22 内接型齿轮泵 Pending CN1902401A (zh)

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