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HINTERGRUND
DER ERFINDUNG
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1. Gebiet
der Erfindung
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Die vorliegende Erfindung betrifft
einen Ölpumpenrotor,
der in einer Ölpumpe
verwendet wird, welche gemäß den Änderungen
des Volumens einer Vielzahl von Zähnen ein Fluid aufnimmt und
ausstößt, welche
zwischen dem Pumpeninneren und den äußeren Rotoren ausgebildet sind.
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Herkömmliche Ölpumpen sind mit einem inneren
Rotor versehen, an welchem n (wobei n eine natürliche Zahl ist) äußere Zähne ausgebildet
sind, einem äußeren Rotor,
an welchem n + 1 innere Zähne
für den
Eingriff mit den äußeren Zähnen des
inneren Rotors ausgebildet sind und einem Gehäuse versehen, in welchem ein
Einlassanschluss zur Aufnahme des Fluids und ein Abgabeanschluss
zum Ausstoßen
des Fluids ausgebildet sind. Bei dieser Ölpumpe wird der innere Rotor
gedreht, was die äußeren Zähne dazu
veranlasst, dass diese mit den inneren Zähnen im Eingriff sind, und
wobei sich der äußere Rotor
dadurch dreht. Das Fluid wird von einer Vielzahl von Zellen aufgrund
der Änderungen
im Volumen der Zellen aufgenommen oder ausgestoßen, welche zwischen den zwei
Rotoren ausgebildet sind.
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Einzelne Zellen sind aufgrund des
Kontakts zwischen den entsprechenden äußeren Zähnen des inneren Rotors und
den inneren Zähnen
des äußeren Rotors
an der Front und dem hinteren Teil der Richtung der Drehung und
durch das Vorhandensein des Gehäuses
der Ölpumpe
an beiden Seiten der inneren und äußeren Rotoren partitioniert
bzw. aufgeteilt. Als Folge davon werden unabhängige Fluidträger ausgebildet.
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Wenn das Volumen einer Zelle auf
einen minimalen Wert während
des Vorgangs des Eingriffs zwischen den äußeren Zähnen des inneren Rotors und
den inneren Zähnen
des äußeren Rotors
gefallen ist, fährt
die Zelle als nächstes
entlang eines Einlassanschlusses fort, wo dessen Volumen ausgeweitet
ist, wobei veranlasst wird, dass das Fluid aufgenommen wird. Nachdem
das Volumen der Zelle einen maximalen Wert erreicht hat, fährt die
Zelle als nächstes
entlang eines Ausgabeanschlusses fort, wo dessen Volumen abnimmt,
wodurch veranlasst wird, dass das Fluid ausgestoßen wird.
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Aufgrund dessen geringer Größe und einfacher
Struktur hat eine Ölpumpe
dieser Ausgestaltung weite Anwendungen einschließlich der Verwendung als eine
Schmierölpumpe
bei Fahrzeugen, als Ölpumpe
in Automatikgetrieben und ähnlichen.
Wenn derartige Ölpumpen
in Fahrzeugen installiert sind, ist dafür eine Antriebseinrichtung
durch direkte Anbringung des inneren Rotors an der Kurbelwelle des
Motors vorgesehen, so dass die Ölpumpe
durch die Drehung des Motors angetrieben wird.
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Um das Geräusch zu reduzieren, welches durch
die Pumpe erzeugt wird, wobei zur selben Zeit die mechanische Effizienz
verbessert wird, sind Ölpumpen
der vorstehenden Ausgestaltung mit einem ausreichend großen Spitzenabstand
zwischen den Spitzen der Zähne
der inneren und äußeren Rotoren in
einer Position versehen, welche um 180° von der Position des Eingriffs
der Zähne
in dem Zusammenbau der inneren und äußeren Rotoren verdreht ist.
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Verschiedene Einrichtungen zur Sicherstellung
des Spitzenabstands können
vorgeschlagen sein, einschließlich
der Vorsehung des Abstands zwischen den entsprechenden Oberflächen der
Zähne der
Rotoren durch Ausführung
eines gleichmäßigen Ablaufes,
so dass der Spitzenabstand zwischen den Spitzen der Zähne an jedem
der Rotoren während des
Eingriffs gesichert ist. Alternativ kann der Spitzenabstand ebenso
durch eine Abflachung der zykloiden Kurve gesichert sein.
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Die Ölpumpe, welche in der japanischen
Patentanmeldung mit der ersten Publikationsnummer Hei 5-256268 offenbart
ist, ist eine sogenannte zykloide Pumpe, bei welcher die Spitzen
der Zähne
des Ritzels (innerer Rotor) und der Zahnräume des intern gezahnten bzw.
innen gezahnten Hohlrades (äußerer Rotor)
eine epizykloide Form aufweisen, welche durch die Drehung eines
ersten Zykloids erzeugt wird, was einen Kreis an dem Wälzkreis
des Ritzels und dem innen gezahnten Hohlrad erzeugt; und wobei Zahnräume des
Ritzels und die Spitzen der Zähne
des innen gezahnten Hohlrades eine hypozykloide Form aufweisen,
welche durch Drehung eines zweiten Zykloids erzeugt wird, was einen
Ring an dem Wälzkreis
des Ritzels und dem innen gezahnten Hohlrad erzeugt (wobei der Radius
des ersten zykloid-erzeugenden Kreises sich von dem Radius des zweiten
zykloid-erzeugten Kreises unterscheidet. Bei dieser Ölpumpe werden
zwei rotierende Kreise verwendet, um die Zahnprofile des Ritzels
und des innen gezahnten Hohlrades auszubilden, so dass die Spitzen
der Zähne
des Ritzels und die Zahnräume
des innen gezahnten Hohlrades durch den ersten zykloid-erzeugenden
Kreis erzeugt werden, und wobei die Zahnräume des Ritzels und die Spitzen
der Zähne des
innen gezahnten Hohlrades durch den zweiten zykloid-erzeugenden
Kreis erzeugt werden.
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Bei der Pumpe, welche gemäß dem vorstehenden
Bezug offenbart ist, um das Geräusch
zu reduzieren, welches durch die Pumpe erzeugt wird, und um dessen
mechanische Effizienz zu verbessern, werden zwei Zykloidkurven in
einem Ausmaß abgeflacht,
was dem geforderten radialen Abstand zwischen den Spitzen der Zähne in dem
Bereich gegenüber
dem Punkt entspricht, wo das Ritzel und das innen gezahnte Hohlrad
im tiefsten im Eingriff sind, so dass der Abstand an dem Punkt siginifikant
reduziert wird, wo das Ritzel und das innen gezahnte Hohlrad am
tiefsten im Eingriff sind. Als Folge davon des übertragenen Fluids stark reduziert
und Verbesserungen hinsichtlich des Geräusches werden reduziert, welches
durch die Pumpe erzeugt wird, und wobei die mechanische Effizienz
und die Haltbarkeit der Pumpe verbessert sind.
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Im übrigen wird bei der Pumpe,
welche vorstehend offenbart worden ist, eine geschlossene zykloide
Kurve durch das Verbinden einer geraden Linie der Anfangs- und Endpunkte
einer abgeflachten zykloiden Kurve und durch Anfangs- und Endpunkte einer
nicht abgeflachten zykloiden Kurve an dem Wälzkreis erzeugt. Jedoch besteht
die Möglichkeit, dass
der Eingriff zwischen dem Ritzel und dem innen gezahnten Hohlrad
nicht sanft aufgrund der Erzeugung einer geradlinigen Komponente
in einem Abschnitt der zykloiden Kurve durchgeführt wird. Wenn beispielsweise
während
des Vorgangs der Bewegung der Spitzen der Zähne des Ritzels entlang der Fläche der
Zahnräume
des innen gezahnten Hohlrads von der Position des Eingriffs zwischen
dem Ritzel und dem innen gezahnten Hohlrad bewegt wird, kann eine
Ablenkung auftreten, wenn sich die Spitzen der Zähne des Ritzels von dem gekrümmten Linienabschnitt
zu dem geraden Linienabschnitt bewegen oder von dem geradlinigen
Abschnitt zu dem gekrümmten
Linienabschnitt bewegen, was dadurch mit der sanften Progression
des Eingriffs in Konflikt gerät.
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Ferner beschreibt die Druckschrift
DE 3938346 eine ringförmige Zahnpumpe,
welche als Ölpumpe
für eine
innere Verbrennungskraftmaschine und/oder einem Automatikgetriebe
arbeitet. Die Ölpumpe
weist ein fixiertes Gehäuse
und ein Ritzelzahnrad
1 auf, welches an der Kurbelwelle
des Motors oder einer Eingangswelle des Automatikgetriebes angeordnet
ist. Die Ölpumpe
weist ferner ein inneres Zahnrad
2 auf, welches mit dem
Ritzelzahnrad
1 kämmt,
wobei eine Saugkammer oder eine Druckkammer zwischen den Zähnen des
Ritzelzahnrades
1 und den Zähnen des inneren Zahnrades
2 ausgebildet
ist.
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2. Stand der
Technik
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Die vorliegende Erfindung ist in
Anbetracht der vorstehend erwähnten
Probleme vorgenommen worden, und es ist dessen Aufgabe, eine Verbesserung
der mechanischen Effizienz und der Effizienz der Ölpumpe durch
Bereitstellung eines ausreichend großen Intervalls des Raumes zwischen
den Spitzen der Zähne
des inneren Rotors und den Zahnräumen des äußeren Rotors
während
des Eingriffs der Rotoren bereitzustellen, wobei dadurch der Gleitwiderstand
zwischen den Flächen
der Rotorzähne
reduziert wird. Diese Aufgabe wird durch eine Ölpumpe gemäß Anspruch 1 gelöst.
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Um die vorstehenden Aufgaben zu erfüllen, ist
der innere Rotor in der Ölpumpe
der vorliegenden Erfindung derart ausgestaltet, dass das Profil
der Spitzen der Zähne
davon durch eine epizykloide Kurve beschrieben wird, welche durch
einen ersten äußeren Drehkreis
erzeugt wird, welcher den Basiskreis des inneren Rotors umschreibt
und ohne Gleiten entlang des Basiszirkels bzw. Basiskreises des
inneren Rotors rotiert, und wobei das Profil der Zahnräume durch
ein Hypozykloid beschrieben wird, welches durch einen ersten inneren
Drehkreis erzeugt wird, welcher den Basiskreis des inneren Rotors
beschreibt und ohne Gleiten entlang des Basiszirkels rotiert; und
wobei der äußere Rotor
derart ausgestaltet ist, dass das Profil der Zahnräume durch
ein Epizykloid beschrieben wird, welches von einem zweiten äußeren Drehkreis
erzeugt wird, der den Basiszirkel des äußeren Rotors umschreibt und
ohne Gleiten entlang des Basiskreises des äußeren Rotors rotiert, und wobei
das Profil der Spitzen der Zähne
durch eine hypozykloide Kurve beschrieben wird, welche von einem
zweiten inneren Drehkreis erzeugt wird, welcher den Basiskreis des äußeren Rotors
umschreibt und ohne Gleiten entlang des Basiskreises des äußeren Rotors
rotiert. Wenn die Durchmesser des Basiskreises, des ersten äußeren Drehkreises und
des ersten inneren Drehkreises des inneren Rotors als bi, Di bzw,
di ausgestaltet sind, und die Durchmesser des Basiskreises, des
zweiten äußeren Drehkreises
und des zweiten inneren Drehkreises des äußeren Rotors als bo, Do und
do bezeichnet werden, und die exzentrische Last der inneren und äußeren Rotoren
als e bezeichnet wird, dann sind die inneren und äußeren Rotoren
derart ausgebildet, dass die folgenden Gleichungen erfüllt werden: bi = n·(Di
+ di), bo = (n + 1)·(Do
+ do)
Di + di = Do + do = 2e
(n + 1)·bi
= n·bound Do > Di,
di > do
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Es wird bevorzugt, die inneren und äußeren Rotoren
derart auszubilden, dass die Gleichung erfüllt wird: Di
+ t/2 = Do, di – t/2
= dowobei t (wobei t ≈ 0)
die Größe des Raumes
zwischen den Spitzen der Zähne
an dem äußeren Rotor und
den Spitzen der Zähne
an dem inneren Rotor anzeigt.
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Es wird bevorzugt, die inneren und äußeren Rotoren
des Ölpumpenrotors
der vorliegenden Erfindung derart auszubilden, dass: 0,03
mm ≤ t ≤ 0,25 mm (mm:
Millimeter)
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Es wird bevorzugt, den Ölpumpenrotor
der vorliegenden Erfindung auszubilden, dass die Gleichung erfüllt wird: 0,850 ≤ Di/Do ≤ 0,005
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Es ist ein Zustand zur Bestimmung
des Zahnprofils der inneren und äußeren Rotoren
erforderlich, wobei der Drehabstand des ersten äußeren Drehkreises und des ersten
inneren Drehkreises des inneren Rotors in einem Umfang geschlossen
sein muss, d. h. gleich dem Umfang des Basiskreises des inneren
Rotors sein muss. Somit: bi = n·(Di +
di)
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In ähnlicher Art und Weise ist
der Drehabstand des zweiten äußeren Drehkreises
und des zweiten inneren Drehkreises des äußeren Rotors gleich dem Umfang
des Basiskreises des äußeren Rotors.
Somit bo = (n + 1)·(Do + do)
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Da die inneren und äußeren Rotoren
im Eingriff sind, muss zunächst
erfüllt
sein: Di + di = Do + do = 2e
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Aus der folgenden Gleichung ergibt
sich (n + 1)·bi = n·boso dass die Zahnprofile
der inneren und äußeren Rotoren
derart ausgebildet sind, um die vorausgegangene Gleichung zu erfüllen.
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Bei dem Ölpumpenrotor, welcher zur Erfüllung des
vorstehenden Zustandes ausgebildet ist, wenn Do > Di, di > dodann ist es
für das
Profil der Spitzen der Zähne
des inneren Rotors, welches durch den ersten äußeren Drehkreis Di hinsichtlich
des Profils der Zahnräume des äußeren Rotors
ausgebildet ist, welches durch den zweiten äußeren Drehkreis Do ausgebildet
wird, und für
das Profil der Spitzen der Zähne
des äußeren Rotors
möglich,
welches durch den zweiten inneren Drehkreis do hinsichtlich des
Profils der Zahnräume des
inneren Rotors ausgebildet ist, welches durch den ersten inneren
Drehkreis di ausgebildet ist, ein größeres Spiel zwischen den Oberflächen der
Zähne von
beiden Rotoren während
des Eingriffs im Verhältnis
zu herkömmlichen
Technologien sicherzustellen. Das "Spiel" ist der Spalt während des Eingriffs, welchen
man zwischen der Zahnfläche
des inneren Rotors, welche gegenüber
der Zahnfläche
positioniert ist, die auf die Last wirkt, und der Zahnfläche des äußeren Rotors
erhält,
welche gegenüber
der vorstehenden Fläche
des inneren Rotors angeordnet ist.
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Die vorstehenden Relativgleichungen
müssen
ebenso in dem Fall erfüllt
werden, wo die Zahnprofile von jedem der Rotoren derart ausgebildet sind,
dass ein Spitzenabstand bereitgestellt wird. Daher ist der notwendige
Spitzenabstand t gleich zwischen der Rotoreingriffsposition und
der gegenüberliegenden
Position der Spitzen der Zähne
von jedem der Rotoren unterteilt (d. h., die Position, wo der Spitzenabstand
vorgesehen worden ist). Dies wird im Nachfolgenden als "Abstand" bezeichnet. Der
Spitzenabstand t ist zwischen den Zahnflächen der Rotoren an jeder Position
aufgeteilt. Dieser Abstand kann durch Verwendung der folgenden Relativgleichungen gesichert
werden. Di + t/2 = Do, di – t/2 = do
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Zwei Abstände (t/2) werden an der Rotoreingriffsposition
bzw. der Position der entgegengesetzten Zahnspitzen bzw. gegenüberliegenden
Zahnspitzen erzeugt. Wenn die Rotoren angebracht sind, wandert der
Abstand der Eingriffsposition zu der Position der entgegengesetzten
Zahnspitzen, so dass der Spitzenabstand t zwischen den gegenüberliegenden
Zahnspitzen ausgebildet wird.
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Die inneren und äußeren Rotoren der Ölpumpe der
vorliegenden Erfindung sind derart ausgebildet, dass das Profil
der Spitzen der Zähne
an dem inneren Rotor geringfügig
kleiner als die Profile der Zahnräume des äußeren Rotors sind, und wobei das
Zahnprofil der Zahnräume
des inneren Rotors geringfügig
größer als
das Profil der Spitzen der Zähne
des äußeren Rotors
ist. Daher ist es möglich,
das Spiel und den Spitzenabstand derart festzulegen, dass diese
ausreichend groß sind.
Als Folge davon kann im Verhältnis
zur herkömmlichen
Technologie ein relativ großes
Spiel sichergestellt werden, während
der Spitzenabstand gering gehalten wird. Somit ist es für eine Druckpulsation
schwierig, in dem Fluid aufzutreten, während der Gleitwiderstand zwischen den
Zahnflächen
des Rotors reduziert wird.
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KURZE BESCHREIBUNG
DER FIGUREN
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1 zeigt
eine erste Ausführungsform
einer Ölpumpe
gemäß der vorliegenden
Erfindung, wobei eine Ölpumpe
mit einem Ölpumpenrotor
vorgesehen ist, bei welchem die inneren und äußeren Rotoren derart ausgebildet
sind, dass die folgenden Gleichungen erfüllt werden Di
+ t/2 = Do
di – t/2 = dound wobei der
Wert von t festgelegt wird auf t = 0,12 mm
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2 ist
ein Graph, welcher die Volumeneffizienz n der Pumpe und die mechanische
Effizienz ξ der Ölpumpe darstellt,
welche an einem inneren Rotor und einem äußeren Rotor vorgesehen sind,
die derart ausgebildet sind, dass sie einen optional ausgewählten Wert
für t verwenden.
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3 zeigt
eine zweite Ausführungsform
der Ölpumpe
gemäß der vorliegenden
Erfindung, wobei die Ölpumpe
mit einem Ölpumpenrotor
versehen ist, bei dem die inneren und äußeren Rotoren derart ausgebildet
sind, dass sie die Gleichung erfüllen 0,850 ≤ Di/Do ≤ 0,995 (Di/Do
= 0,95)
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4 ist
ein Graph, welcher die Volumeneffizienz n der Pumpe und das Antriebsdrehmoment
T der Ölpumpe
darstellt, welche mit inneren und äußeren Rotoren versehen ist,
welche derart ausgebildet sind, dass ein optional ausgewählter Wert
für Di/Do verwendet
wird.
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5 zeigt
eine weitere Ausführungsform
einer Ölpumpe
gemäß der vorliegenden
Erfindung, wobei die Ölpumpe
mit einem Ölpumpenrotor
ausgebildet ist, welcher derart ausgeformt ist, dass die inneren
und äußeren Rotoren
erfüllen 0,850 ≤ Di/Do ≤ 0,995 (Di/Do
= 0,984
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BEVORZUGTE
AUSFÜHRUNGSFORMEN
DER VORLIEGENDEN ERFINDUNG
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Eine erste Ausführungsform der Ölpumpe der
vorliegenden Erfindung wird nun erläutert.
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Die Ölpumpe, welche in 1 gezeigt ist, ist mit einem
inneren Rotor 10, an welchem n äußere Zähne ausgebildet sind (wobei
n eine natürliche
Zahl ist; n = 10 bei der vorliegenden Ausführungsform), einem äußerem Rotor 20,
an welchem n + 1 innere Zähne
ausgebildet sind, welche mit jedem der äußeren Zähne im Eingriff sind, und einem
Gehäuse 30 versehen,
welches den inneren Rotor 10 und den äußeren Rotor 20 darin
beherbergt.
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Eine Vielzahl von Zellen C sind zwischen
den Zahnflächen
des inneren Rotors 10 und des äußeren Rotors 20 entlang
der Richtung der Drehung der Rotoren 10, 20 ausgebildet.
Jede der Zellen C ist individuell als eine Folge des Kontaktes zwischen
den entsprechenden äußeren Zähnen 11 des
inneren Rotors 10 und der inneren Zähne 21 des äußeren Rotors 20 an
der Front und am hinteren Teil der Richtung der Drehung der Rotoren 10, 20 und
durch das Vorhandensein eines Gehäuses 30 an beiden
Seiten der inneren und äußeren Rotoren 10, 20 partitioniert
bzw. aufgeteilt. Als Folge davon werden unabhängige Fluidträgerkammern
gebildet. Die Zellen C rotieren und bewegen sich gemeinsam mit der
Drehung der Rotoren 10, 20, und wobei das Volumen
von jeder Zelle C ein Maximum erreicht und auf einen minimalen Pegel während jedes
Drehzyklus fällt,
wenn die Rotoren wiederholt rotieren.
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Der innere Rotor 10 ist
an einer Drehachse angebracht und wird gestützt, um eine Drehung zu ermöglichen,
welche um das Achsenzentrum Oi zentriert ist. Der innere Rotor 10 ist
derart ausgeformt, dass das Profil der Spitzen von dessen Zähnen durch eine
epizykloide Kurve beschrieben wird, welche von einem ersten äußeren Drehkreis
Ei erzeugt wird, welcher den Basiskreis Bi des inneren Rotors 10 beschreibt
und ohne Gleiten entlang des Basiskreises Bi des inneren Rotors 10 rotiert,
und wobei das Profil von dessen Zahnräumen durch eine hypozykloide Kurve
beschrieben wird, welche von einem ersten inneren Drehkreis Hi erzeugt
wird, welcher von einem Basiskreis Bi des inneren Rotors 10 beschrieben
wird und ohne Gleiten entlang des Basiskreises Bi rotiert.
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Das Achsenzentrum Oo des äußeren Rotors 10 ist
exzentrisch (Exzentrität:
e) an dem Achsenzentrum 0i des inneren Rotors 10 angebracht
und derart gelagert, dass die Drehung innerhalb des Gehäuses 30 möglich ist,
welche um die Achse Oo zentriert ist. Der äußere Rotor 20 ist
derart ausgebildet, dass das Profil von dessen Zahnräumen durch
eine epizykloide Kurve beschrieben wird, welche von einem zweiten äußeren Drehkreis
Eo erzeugt wird, der den Basiskreis Bo umschreibt und ohne Gleiten
entlang des Basiskreises Bo rotiert, und wobei das Zahnprofil der Spitzen
von dessen Zähnen
von einer hypozykloiden Kurve beschrieben wird, welche von einem
zweiten inneren Drehkreis Ho erzeugt wird, welcher den Basiskreis
Bo beschreibt und ohne Gleiten entlang des Basiskreises Bo rotiert.
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Wenn die Durchmesser des Basiskreises
Bi, der erste äußere Drehkreis
Ei und der erste innere Drehkreis Hi des inneren Rotors 10 mit
bi, Di bzw. di bezeichnet werden, und die Durchmesser des Basiskreises
Bo, des zweiten äußeren Drehkreises
Eo und des zweiten inneren Drehkreises Ho des äußeren Rotors als bo, Do bzw.
do bezeichnet werden, dann können
die folgenden Relativgleichungen für den inneren Rotor 10 und
den äußeren Rotor 20 erfüllt werden.
Es ist zu erwähnen,
dass als dimensionale Einheiten in diesem Fall Millimeter verwendet
werden.
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Als erstes muss der Drehabstand des
ersten äußeren Drehkreises
Ei und des ersten inneren Drehkreises Hi des inneren Rotors 10 in
einem Umfang geschlossen werden, d. h. dass dieser gleich dem Umfang
des Basiskreises Bi des inneren Rotors 10 sein muss. Somit: π·i = n·π(Di + di ) nämlich, bi = n·(Di +
di) (Ia)
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In ähnlicher Art und Weise muss
der Drehabstand des zweiten äußeren Drehkreises
Eo und des zweiten inneren Drehkreises Ho des äußeren Rotors 10 gleich
dem Umfang des Basiskreises Bo des äußeren Rotors sein. Somit: π·bo = n (n + 1)·π·(Do +
do) nämlich,
bo = (n + 1)·(Do +
do) (Ib)
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Da die inneren und äußeren Rotoren
im Eingriff sind, ist als nächstes
zu erfüllen: Di + di = Do + do = 2e (II)
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Aus der vorstehenden Gleichung (Ia),
(Ib) und (II) ist die folgende Gleichung erfüllt: (n + 1)·bi
= n·bo (III)
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Wenn der Raum bzw. Zwischenraum,
d. h. der Spitzenabstand, welcher zwischen den Spitzen der Zähne vorgesehen
ist, wenn die Spitzen der äußeren Zähne 11 und
der inneren Zähne 21 einander gegenüberliegen,
an einer Position, welche eine halbe Drehung von der Position des
Eingriffs zwischen den Rotoren 10 und 20 ist,
als t definiert wird, dann ist der innere Rotor 10 und
der äußere Rotor 20 derart
ausgebildet, dass: Di
+ t/2 = Do (IV)
di – t/2 = do (V)(Do > Di, di > do) und der Wert von
t ist derart festgelegt: 0,03 mm ≤ t ≤ 0,25 mm (VI)(1 zeigt einen inneren Rotor 10 und
einen äußeren Rotor 20,
welche derart ausgebildet sind, dass Di = 2,9865 mm, di = 4,6585
mm, und t = 0,12 mm).
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Ein kreisförmiger Eingriffsanschluss (nicht gezeigt)
ist an dem Gehäuse 30 entlang
des Bereichs ausgebildet, in welchem das Volumen einer vorgegebenen
Zelle C erhöht
ist, welche zwischen den Zahnflächen
der Rotoren 10, 20 ausgebildet ist. In ähnlicher
Art und Weise ist ein kreisförmiger
Ausstoßanschluss
(nicht gezeigt) entlang des Bereichs ausgebildet, in welchem das
Volumen einer vorgegebenen Zelle C vermindert ist, welche zwischen
den Zahnflächen
der Rotoren 10, 20 ausgebildet ist.
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Wenn die vorliegende Erfindung ausgestaltet ist,
so dass, nachdem das Volumen einer vorgegebenen Zelle C ein Minimum
während
des Eingriffs zwischen den äußeren Zähnen 11 und
den inneren Zähnen 12 erreicht
hat, wird das Fluid in die Zelle aufgenommen, da sich das Zellenvolumen
erweitert, wenn sich dieses entlang des Einlassanschlusses bewegt. In ähnlicher
Art und Weise, nachdem das Volumen der vorgegebenen Zelle ein Maximum
während
des Eingriffs der äußeren Zähne 11 und
der inneren Zähne 12 erreicht
hat, wird das Fluid von der Zelle ausgestoßen, wenn das Volumen der Zelle
abnimmt, wenn sich dieses entlang des Ausstoßanschlusses bewegt.
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Im übrigen umfasst durch die Erfüllung der Verhältnisse,
welche durch die Gleichungen (IV) und (V) ausgedrückt werden,
eine Ölpumpe,
welche wie vorstehend ausgebildet ist, einen inneren Rotor 10 und
einen äußeren Rotor 20,
welche derart ausgeformt sind, dass die Profile der Spitzen der
Zähne des inneren
Rotors 10 geringfügig
kleiner sind als die Profile der Zahnräume des äußeren Rotors 20, und wobei
die Profile der Zahnräume
des inneren Rotors 10 geringfügig größer sind als das Profil der
Spitzen der Zähne
des äußeren Rotors 20.
Daher ist es möglich,
das Spiel und den Spitzenabstand geeignet groß festzulegen, und als Folge
davon kann ein relativ großes
Spiel sichergestellt werden, wobei der Spitzenabstand gering gehalten
wird. Somit tritt eine Fluiddruckpulsation nicht auf, wobei der
Gleitwiderstand zwischen den Zahnflächen der Rotoren reduziert
ist.
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Basierend auf dem Vorstehenden, wenn
ein innerer Rotor 10 und ein äußerer Rotor 20 ausgebildet
sind, wobei der Wert von t derart festgelegt ist, dass: t < 0,03 mm (VII)dann wird
der Spitzenabstand zu gering. Als Folge davon wird eine Druckpulsation
in dem Fluid erzeugt, welches aus der Zelle C herausgepresst wird,
welche einem abnehmenden Volumen ausgesetzt ist. Gravitationsgeräusche werden
derart erzeugt, dass das Betriebsgeräusch der Pumpe groß wird.
Ferner wird die Drehung der Rotoren nicht sanft als Folge der Druckpulsation
ausgeführt.
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Darüber hinaus ist der Spalt während des Eingriffs
der Rotoren zu gering, welcher zwischen der Zahnfläche des
inneren Zahnes 21, der gegenüber der Zahnfläche positioniert
ist, welche die Last aufbringt, und der Zahnfläche des äußeren Rotors erhalten werden
kann, welche der vorstehenden Zahnfläche des inneren Rotors gegenüberliegt
bzw. zugewandt ist, d. h. das Spiel ist zu gering. Als Folge davon
wird ein Gleitwiderstand an den Zahnflächen erzeugt, welcher anders
ist als derjenige an der Position des Eingriffs der Rotoren. Somit
nimmt das Antriebsdrehmoment ab, so dass der innere Rotor 10 den äußeren Rotor 20 rotieren
kann, so dass die mechanische Effizienz der Ölpumpe nicht abnimmt, sondern
die Verlässlichkeit
bzw. Haltbarkeit der Vorrichtung aufgrund der beträchtlichen
Reibung an den Oberflächen
von beiden Zähnen
der Rotoren abnimmt. Wenn im Gegensatz dazu der innere Rotor 10 und
der äußere Rotor 20 derart
ausgeformt sind, dass der Wert von t erfüllt: t > 0,25
mm (VIII)dann
weitet sich der Spitzenabstand, und eine Druckpulsation hört auf,
in dem Fluid erzeugt zu werden. Als Folge davon nimmt nicht nur
das Betriebsgeräusch
ab, sondern das Spiel erweitert sich, so dass die Gleitreibung abnimmt
und so dass sich die mechanische Effizienz verbessert. Andererseits
jedoch wird die Fluiddichtigkeit der einzelnen Zellen C aufgrund
des größeren Spitzenabstandes
beeinträchtigt,
was zu einer Verschlechterung der Pumpeneffizienz und insbesondere
der Volumeneffizienz führt. Ferner
ist das Antriebsdrehmoment nicht mit der Position des wahren Eingriffs
in Verbindung. Somit wird der Drehverlust groß, was veranlasst, dass die
mechanische Effizienz abnimmt.
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2 ist
ein Graph, welcher den Wert von t darstellt, und das Verhältnis zwischen
der mechanischen Pumpeneffizienz ξ und
der Volumeneffizienz η darstellt.
Gemäß diesem
Graphen ist die Effizienz η an
einem hohen Pegel innerhalb des Bereichs stabil, welcher die vorstehende
Gleichung (VII) erfüllt,
jedoch wird die mechanische Effizienz ξ extrem gering bzw. nimmt einen
extrem geringen Wert an, wenn t kleiner wird. Ferner wird innerhalb
des Bereichs, welcher die Gleichung (VIII) erfüllt, sowohl die mechanische
Effizienz ξ als
auch die Volumeneffizienz η geringer,
wenn t größer wird.
Aus dem Graphen ist ebenso ersichtlich, dass ein sogar noch optimalerer Wert
von t innerhalb des Bereichs enthalten ist, welcher erfüllt: 0,05 mm ≤ t ≤ 0, 20 mmwobei
der optimalste Wert für
t um 0,12 liegt.
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Dementsprechend kann es aus dem Graphen
durch Ausbildung eines inneren Rotors 10 und eines äußeren Rotors 20 zu
verstehen sein, welche die vorstehende Gleichung (VI) erfüllen, dass
das Spiel und der Spitzenabstand auf eine geeignet große Größe festzulegen
sind, wobei das Spiel bei einer größeren Größe gesichert ist, während der
Spitzenabstand bei einer geringeren Größe verbleibt, im Vergleich
zu herkömmlichen
Technologien. Da darüber hinaus
eine Druckpulsation nicht einfach in dem Fluid erzeugt wird und
der Gleitwiderstand zwischen den Zahnflächen beider Rotoren reduziert
wird, kann das Betriebsgeräusch
der Pumpe auf einem geringen Niveau gehalten werden. Ferner weist
die somit ausgebildete Ölpumpe
eine hohe Volumeneffizienz, eine exzellente Pumpeneffizien, ein
geringes Antriebsdrehmoment und eine verbesserte mechanische Effizienz
auf.
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Eine zweite bevorzugte Ausführungsform
einer Ölpumpe
gemäß der vorliegenden
Erfindung wird mit Bezug auf die Figuren nun erläutert.
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Die in 3 gezeigte Ölpumpe ist
mit einem inneren Rotor 110 versehen, an welchem m (wobei
m eine natürliche
Zahl ist, 10 bie dieser Ausführungsform) äußere Zähne 111 ausgeformt
sind, und einem äußeren Rotor 120 versehen
ist, an welchem m + 1 innere Zähne 121 für den Eingriff
mit den äußeren Zähnen des
inneren Rotors ausgebildet sind. Der innere Rotor 110 und
der äußere Rotor 120 sind
in einem Gehäuse 130 untergebracht.
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Wie bei der ersten Ausführungsform,
wenn die Exzentrizität
des Achsenzentrums Oo des äußeren Rotors 120 hinsichtlich
des Achsenzentrums 0i des inneren Rotors 110 mit e bezeichnet
wird, werden die Durchmesser des Basiskreises Bi, des ersten äußeren Drehkreises
Ei und des inneren Drehkreises Hi des inneren Rotors 110 als
bi, Di bzw. di bezeichnet, und wobei die Durchmesser des Basiskreises Bo,
des zweiten äußeren Drehkreises
Eo und des zweiten inneren Drehkreises Ho des äußeren Rotors 120 mit
bo, Do bzw. do bezeichnet werden, dann können die folgenden Relativgleichungen
für den
inneren Rotor 110 und den äußeren Rotor 120 erfüllt werden.
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Als erstes für den inneren Rotor 110: bi = m·(Di + di) (IXa)
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In ähnlicher Art und Weise für den äußeren Rotor 120: bo = (m + 1)·(Do +
do) (IXb)
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Da die inneren und äußeren Rotoren
im Eingriff sind, als nächstes: Di + di = Do + do = 2e (X)
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Aus den Gleichungen (IXa), (IXb)
und (X), (m + 1)·bi >= m·bo (XI)
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Der innere Rotor 110 und
der äußere Rotor 120 sind
derart ausgebildet, dass der Wert des Verhältnisses des Durchmessers Di
des ersten äußeren Drehkreises
Ei zu dem Durchmesser Do des zweiten äußeren Drehkreises Eo innerhalb
des Bereichs liegt 0,850 ≤ Di/Do ≤ 0,995 (XII)(4 zeigt einen inneren Rotor 110 und
einen äußeren Rotor 120,
welche derart ausgebildet sind, dass Di/Do 0,95 ist.) Wenn man das
Eingriffsverhältnis
zwischen den beiden Rotoren in dem somit ausgebildeten Ölpumpenrotor
in Betracht zieht, ist das Profil der Zahnspitzen des inneren Rotors 110 gestaltet,
um größer zu sein
als das Profil der Zahnräume des äußeren Rotors 120,
d. h. das Profil der Zahnspitzen des inneren Rotors 110 ist
derart ausgestaltet, dass der Wert von Di/Do nicht 1 überschreitet, sondern
eher einen Wert aufweist, welcher geringer ist als 1.
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Wenn man somit diese Tatsache berücksichtigt,
wenn der innere Rotor 110 und der äußere Rotor 120 ausgebildet
sind, so dass Di/Do > 0,995 (XIII)dann wird
das Intervall des Zwischenraums zwischen den Spitzen der Zähne an dem
inneren Rotor 110 und dem äußeren Rotor 120 zu
gering, d. h. der Spitzenabstand wird zu gering. Als Folge davon
wird eine Druckpulsation in dem Fluid erzeugt, welches aus der Zelle
C herausgedrückt
wird, welche einem verminderten Volumen unterzogen wird. Kavitationsgeräusche werden
erzeugt, so dass das Betriebsgeräusch der
Pumpe groß wird.
Ferner wird die Drehung von beiden Motoren bzw. Rotoren nicht sanft
aufgrund der Druckpulsation des Fluids ausgeführt.
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Darüber hinaus wird während des
Eingriffs der Rotoren der Spalt zu gering, welchen man zwischen
der Zahnfläche
des inneren Zahns 121, der gegenüber der Zahnfläche positioniert
ist, welche die Last aufbringt, und der Zahnfläche des äußeren Rotors erzielen kann,
der gegenüber
der vorstehend erwähnten
Zahnfläche
des inneren Rotors liegt, d. h. das Spiel ist zu gering. Als Folge
davon wird ein Gleitwiderstand an den Zahnflächen erzeugt, welcher anders
ist als derjenige an der Position des Eingriffs der Rotoren. Somit
nimmt das Antriebsdrehmoment ab, welches erforderlich ist, so dass
der innere Rotor 110 den äußeren Rotor 120 rotieren
kann. Somit nimmt die mechanische Effizienz der Ölpumpe nicht nur ab, sondern
die Verlässlichkeit
bzw. die Lebensdauer der Vorrichtung nimmt aufgrund der beträchtlichen
Reibung zwischen den Zahnflächen
der Rotoren ab.
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Wenn im Gegensatz dazu der innere
Rotor 110 und der äußere Rotor 120 derart
ausgebildet sind, dass: Di/Do < 0,850 (XIV)dann erweitert
sich der Spitzenabstand, und eine Druckpulsation wird beendet, welche
in dem Fluid erzeugt wird. Als Folge davon nimmt nicht nur das Betriebsgeräusch der
Pumpe ab, sondern das Spiel wird erweitert, so dass der Gleitwiderstand
abnimmt und so dass sich die mechanische Effizienz verbessert. Andererseits
jedoch ist die Flüssigkeitsdichtigkeit
der einzelnen Zellen C aufgrund des breiteren Spitzenabstands beeinträchtigt,
was zu einer Verschlechterung der Pumpeneffizienz und insbesondere
der Volumeneffizienz führt.
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4 ist
ein Graph, welcher die Beziehung zwischen Di/Do, das Antriebsdrehmoment
T, welches für
die Drehung des Rotors notwendig ist, und die Volumeneffizienz η der Pumpe
darstellt. Wie aus dem Graphen ersichtlich werden kann, ist die
Volumeneffizienz η auf
einem höheren
Niveau innerhalb des Bereichs stabilisiert, welcher die vorstehende
Gleichung (XIII) erfüllt,
jedoch steigt das Antriebsdrehmoment T rapide an, wenn der Wert
von Di/Do größer wird.
Ferner wird innerhalb des Bereichs, welcher die Gleichung (XIV)
erfüllt,
das Antriebsdrehmoment T auf einem niedrigen Niveau stabilisiert,
wobei jedoch die Volumeneffizienz η geringer wird, da Di/Do geringer wird.
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Aus dem Graphen kann es ebenso ersichtlich
werden, dass ein noch optimalerer Wert von Di/Do innerhalb des Bereichs
vorgesehen ist, welcher erfüllt:
0,95 < Di/Do < 0,99wobei
der optimalste Wert für
Di/Do um 0,95 ist.
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Dementsprechend ist es aus dem Graphen durch
die Ausbildung eines inneren Rotors 110 und des äußeren Rotors 120 ersichtlich,
welche die vorstehende Gleichung (XII) erfüllen, dass das Spiel und der
Spitzenabstand geeignet groß festgelegt
werden können,
wobei das Spiel auf einer größeren Größe gehalten
wird, während
der Spitzenabstand auf einer geringeren Größe im Vergleich zu herkömmlichen Technologien
gehalten wird.
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Da darüber hinaus eine Druckpulsation
nicht in dem Fluid bereitwillig erzeugt wird, wird der Gleitwiderstand
zwischen den Zahnoberflächen
von beiden Rotoren reduziert, wobei das Betriebsgeräusch der
Pumpe auf einem geringen Niveau gehalten werden kann. Ferner umfasst
eine somit gebildete Ölpumpe
eine hohe Volumeneffizienz, eine exzellente Pumpeneffizienz, ein
geringes Antriebsdrehmoment und eine verbesserte mechanische Effizienz.
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5 zeigt
eine Ölpumpe,
welche mit einem inneren Rotor 110 und einem äußeren Rotor 120 versehen
ist, die derart ausgebildet sind, dass der Wert von Di/Do 0,984
ist (wobei die Zahnanzahl m des inneren Rotors 110 11 ist).
Der Spitzenabstand und das Spiel werden bei diesem Ölpumpenrotor
derart festgelegt, dass diese gering sind. Wie aus dem Graphen von 5 ersichtlich ist, ist auf
die Verbesserung der Volumeneffizienz ein größeres Augenmerk gelegt worden
als auf die Reduzierung des Antriebsdrehmoments bei dieser Ölpumpe.
Somit ist es bevorzugt, den Wert Di/Do auszuwählen, nachdem die Charakteristiken
ausreichend in Betracht gezogen worden sind, welche für die Ölpumpe erforderlich
sind.