【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、可変容量ギヤポンプに関し、さらに詳しくは複数のギヤポンプの作動を切り替えることにより、吐出容量を可変させる可変容量ギヤポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】
ギヤポンプは、作動流体として油を用いる油圧機器を動作させるための油圧発生源として用いられ、簡単な構造でコンパクトに設計できることから、自動車やトラック等の車両に搭載する油圧発生源として広く用いられている。上記車両においては、油圧機器が必要とする油量が変化する場合がある。そこで、従来では、この油量の変化に対応するための構成を備える可変容量ギヤポンプが提案されている（特許文献１参照）。
【０００３】
可変容量ギヤポンプは、例えばケーシング内に駆動ギヤと、当該駆動ギヤと噛合う２つの従動ギヤとを備え、駆動ギヤと従動ギヤとから構成される第１ギヤポンプと第２ギヤポンプを有する。この可変容量ギヤポンプは、第２ギヤポンプの吐出口をこの第２ギヤポンプの吸込口に接続するアンロード通路が設けられている。このアンロード通路を開閉することで、第１ギヤポンプのみを作動させるか、第１ギヤポンプおよび第２ギヤポンプを作動させるかを選択し、吐出容量を可変させるものである。可変容量ギヤポンプは、油圧機器が必要とする油量がある所定値よりも多くなった場合のみに、第１ギヤポンプおよび第２ギヤポンプを作動させるので、第１ギヤポンプは最も作動頻度の高いギヤポンプとなり、第２ギヤポンプは相対的に作動頻度の低いギヤポンプとなる。
【０００４】
【特許文献１】
特開２００２−７０７５７号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
この可変容量ギヤポンプは、アンロード通路を開くことで第２ギヤポンプの吐出側と第２ギヤポンプの吸込側とを接続した状態では、第１ギヤポンプのみが作動する。つまり、第１ギヤポンプの駆動ギヤが回転すると共に、この駆動ギヤと噛合う従動ギヤが回転し、第１ギヤポンプの吸入側から流入した油は、この従動ギヤとケーシングとの間を通り、第１ギヤポンプの吐出側に送られる。ここで、第１ギヤポンプのみが作動している状態では、第１ギヤポンプの駆動ギヤが第２ギヤポンプの駆動ギヤでもあるため、駆動ギヤが回転することで、第２ギヤポンプの従動ギヤも回転し、第２ギヤポンプ内を油が循環する。
【０００６】
この第２ギヤポンプの従動ギヤがケーシング内を回転することで、第２のギヤポンプに摺動抵抗が発生する、すなわち第２ギヤポンプの従動ギヤとケーシングとの間に摩擦などによる摺動抵抗が発生する。特に、油圧機器が高圧の油を必要とする場合には、第２ギヤポンプの従動ギヤとケーシングとのクリアランス（チップクリアランスおよびサイドクリアランス）を最小限にする必要がある。このため、ケーシングと第２ギヤポンプの従動ギヤとの間に介在している油が離散的となり、ケーシングと第２ギヤポンプの従動ギヤとが直接接触しながら摺動し、摺動抵抗がより高くなる。この摺動抵抗は、第１ギヤポンプの駆動ギヤの駆動トルクに影響を与える。つまり、第１ギヤポンプの吐出側から吐出される油を所望の油量とするためには、この摺動抵抗を加えた駆動トルクを駆動ギヤに与え、駆動ギヤを回転させる必要があり、最も作動頻度の高いギヤポンプである第１ギヤポンプの機械効率を低下させていた。
【０００７】
そこで、この発明は、上記に鑑みてなされたものであって、相対的に作動頻度の高いギヤポンプの機械効率を向上することができる可変容量ギヤポンプを提供することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、この発明では、ケーシング内に駆動ギヤと、当該駆動ギヤと噛合う複数の従動ギヤとを備え、駆動ギヤと従動ギヤとから構成される複数のギヤポンプの作動を切り替えることにより、吐出容量を可変させる可変容量ギヤポンプにおいて、複数のギヤポンプのうち相対的に作動頻度が低いギヤポンプの摺動抵抗を低減する摺動抵抗低減手段を設けたことを特徴とする。
【０００９】
この発明によれば、摺動抵抗低減手段により、相対的に作動頻度が低いギヤポンプの摺動抵抗を低減させるので、最も作動頻度の高いギヤポンプの駆動ギヤを回転させるのに必要な駆動トルクを低減することができる。これにより、最も作動頻度の高いギヤポンプの機械効率を向上させることができる。
【００１０】
また、この発明では、上記可変容量ギヤポンプにおいて、摺動抵抗手段は、相対的に作動頻度が低いギヤポンプの従動ギヤに設けられ、当該従動ギヤとケーシングとの間で発生する摺動抵抗を低減させることを特徴とする。
【００１１】
この発明によれば、摺動抵抗低減手段は相対的に作動頻度が低いギヤポンプの従動ギヤに設けられているので、従来の摺動抵抗低減手段が設けられていない従動ギヤをこの摺動抵抗低減手段が設けられている従動ギヤに変更するだけで、相対的に作動頻度の高いギヤポンプの駆動ギヤを回転させるのに必要な駆動トルクを低減することができる。これにより、既存の可変容量ギヤポンプにおいても、相対的に作動頻度の高いギヤポンプの機械効率を向上させることができる。
【００１２】
また、この発明では、相対的に作動頻度が低いギヤポンプのうち最も作動頻度が低いギヤポンプに、摺動抵抗低減手段が設けられていることを特徴とする。この発明によれば、最も作動頻度が低いギヤポンプを除く他のギヤポンプに摺動抵抗低減手段を設ける必要がない。これにより、効果的に最も作動頻度の高いギヤポンプの駆動ギヤを回転させるのに必要な駆動トルクを低減することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、この発明につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この実施の形態によりこの発明が限定されるものではない。また、下記実施の形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるもの或いは実質的に同一のものが含まれる。ここで、以下の実施形態では、この発明に係る可変容量ギヤポンプを自動車やトラック等の車両に搭載されるオートマチックトランスミッション（以下、「ＡＴ」と称する）を油圧機器として、このＡＴに作動流体として油を供給する油圧発生源として用いる場合について説明するが、この発明に係る可変容量ギヤポンプが油を供給する油圧機器はこれに限定されるものではない。
【００１４】
〔第１実施形態〕
図１は、第１実施形態に係る可変容量ギヤポンプの要部構成例を示す図であり、同図（ａ）は要部平面図、同図（ｂ）は要部側面図である。また、図２は、第１実施形態に係る可変容量ギヤポンプの部分拡大図であり、同図（ａ）は図１のＡ部分拡大図、同図（ｂ）は図１のＢ部分拡大図、同図（ｃ）は図１のＣ部分拡大図、同図（ｄ）は図１のＤ部分拡大図である。図１に示すように、第１実施形態に係る可変容量ギヤポンプ１は、ケーシング１０と、１つの駆動ギヤ２０と、２つの駆動ギヤ３０，４０と、後述するアンロード通路８０とにより構成されている。また、この可変容量ギヤポンプ１は、駆動ギヤ２０と従動ギヤ３０とから構成される第１ギヤポンプ５０と、駆動ギヤ２０と従動ギヤ４０とから構成される第２ギヤポンプ６０とを有するものである。なお、第１ギヤポンプ５０および第２ギヤポンプ６０は、駆動ギヤ２０に従動ギヤ３０、従動ギヤ４０が外接する外接ギヤポンプである。
【００１５】
ケーシング１０は、その内部に上記駆動ギヤ２０と、２つの従動ギヤ３０，４０を収納するものである。このケーシング１０には、第１ギヤポンプ５０および第２ギヤポンプ６０に図示しない油圧供給源からの油をそれぞれ供給する吸入口１１，１２と、第１ギヤポンプ５０および第２ギヤポンプ６０から図示しない油圧機器であるＡＴ７０に油をそれぞれ供給する吐出口１３，１４が形成されている。また、ケーシング１０の内壁面には、後述する従動ギヤ３０の歯先面３１と対向する第１チップ面１５と、この従動ギヤ３０の両側面３２，３２にそれぞれ対向する第１サイド面１６，１６が形成されている。さらに、ケーシング１０の内壁面には、後述する従動ギヤ４０の歯先面４１と対向する第２チップ面１７と、この従動ギヤ４０の両側面４２，４２にそれぞれ対向する第１サイド面１８，１８が形成されている。
【００１６】
駆動ギヤ２０は、所定の歯数を有する歯車であり、回転軸２１によりケーシング１０に回転自在に支持されている。また、この回転軸２１は、図示しない内燃機関であるエンジンのクランクシャフトなどの駆動源と連結されており、この駆動源から伝達される駆動トルクにより駆動ギヤ２０をケーシング１０内部で矢印Ｅ方向に回転する。
【００１７】
従動ギヤ３０は、所定の歯数を有する歯車であり、回転軸３３によりケーシング１０に回転自在に支持されている。この従動ギヤ３０は、駆動ギヤ２０と噛合っており、上記駆動ギヤ２０が矢印Ｅ方向に回転することで、ケーシング１０内部で矢印Ｆ方向に回転する。ここで、図１および図２（ａ）に示すように、この従動ギヤ３０の中心から歯先面３１までの半径Ｒ１とケーシング１０の第１チップ面１５を形成する回転軸３３を中心とする円弧の半径ｒ１とは、略等しくＲ１≒ｒ１の関係である。つまり、ケーシング１０の第１チップ面１５と従動ギヤ３０の歯先面３１とにより形成されるチップクリアランスｈ１は、第１チップ面１５と歯先面３１が略接触するように設定されている。
【００１８】
また、図１および図２（ｃ）に示すように、ケーシング１０の第１サイド面１６，１６とこの従動ギヤ３０の両側面３２，３２とにより形成されるサイドクリアランスｗ１は、第１サイド面１６，１６と両側面３２，３２とが略接触するように設定されている。これらのチップクリアランスｈ１およびサイドクリアランスｗ１を狭くすることで、第１ギヤポンプ５０が図示しない油圧機器であるＡＴ７０に高圧の油（例えば、５ＭＰａ）を吐出口１３からＡＴ制御油として供給するためである。
【００１９】
従動ギヤ４０は、所定の歯数を有する歯車であり、回転軸４３によりケーシング１０に回転自在に支持されている。この従動ギヤ４０は、駆動ギヤ２０と噛合っており、上記駆動ギヤ２０が矢印Ｅ方向に回転することで、ケーシング１０内部で矢印Ｇ方向に回転する。ここで、図１および図２（ｂ）に示すように、この従動ギヤ４０の中心から歯先面３１までの半径Ｒ２とケーシング１０の第２チップ面１７を形成する回転軸３３を中心とする円弧の半径ｒ２とは、歯先面３１の半径Ｒ２が円弧の半径ｒ２よりも小さくＲ２＜ｒ２の関係である。つまり、ケーシング１０の第２チップ面１５と従動ギヤ４０の歯先面４１とにより形成されるチップクリアランスｈ２は、図２（ａ）に示すチップクリアランスｈ１よりも広くなるように設定されている。
【００２０】
最も作動頻度が高い（相対的に作動頻度が高い）第１ギヤポンプ５０のチップクリアランスｈ１よりも、最も作動頻度が低い（相対的に作動頻度が低い）第２ギヤポンプ６０のチップクリアランスｈ２を広くすると、ケーシング１０の第２チップ面１５と従動ギヤ４０の歯先面４１との間に多くの油が介在することができる。また、従動ギヤ４０が回転軸４３の軸方向と直交する方向に移動した際に、チップクリアランスｈ２が広いため、ケーシング１０の第２チップ面１５に歯先面４１が直接接触することを低減できる。これらにより、最も作動頻度が低い第２ギヤポンプ６０（ケーシング１０内と従動ギヤ４０との間）で発生する摺動抵抗を低減することができる。つまり、最も作動頻度が低いギヤポンプである第２ギヤポンプの摺動抵抗を低減させる摺動抵抗低減手段を形成する。
【００２１】
また、図１および図２（ｄ）に示すように、ケーシング１０の第２サイド面１８，１８とこの従動ギヤ４０の両側面４２，４２とにより形成されるサイドクリアランスｗ２は、図２（ｃ）に示すサイドクリアランスｗ１よりも広くなるように設定されている。最も作動頻度が高い（相対的に作動頻度が高い）第１ギヤポンプ５０のサイドクリアランスｗ１よりも、最も作動頻度が低い（相対的に作動頻度が低い）第２ギヤポンプ６０のサイドクリアランスｗ２が広くすると、ケーシング１０の第２サイド面１８，１８と従動ギヤ４０の両側面４２，４２との間に多くの油が介在することができる。また、従動ギヤ４０が回転軸４３の軸方向に移動した際に、サイドクリアランスｗ２が広いため、ケーシング１０の第２サイド面１８，１８に両側面４２，４２が直接接触することを低減できる。これらにより、最も作動頻度が低い第２ギヤポンプ６０（ケーシング１０内と従動ギヤ４０との間）で発生する摺動抵抗を低減することができる。つまり、最も作動頻度が低いギヤポンプである第２ギヤポンプの摺動抵抗を低減させる摺動抵抗低減手段を形成する。なお、チップクリアランスｈ２およびサイドクリアランスｗ２をそれぞれチップクリアランスｈ１およびサイドクリアランスｗ１よりも広くする際には、第１ギヤポンプ５０および第２ギヤポンプ６０の両方が作動する状態で、図示しない油圧機器であるＡＴ７０に高圧の油（例えば、５ＭＰａ）を吐出口１３，１４から供給することができる程度の広さであることが好ましい。
【００２２】
次に、第１実施形態に係る可変容量ギヤポンプ１を油圧機器に油を供給する油圧発生源として使用する使用例について説明する。図３は、油圧機器を含む第１実施形態に係る可変容量ギヤポンプの全体構成例を示す図であり、同図（ａ）は可変容量ギヤポンプの全体構成例と示す図、同図（ｂ）は、可変容量ギヤポンプの作動条件説明図である。なお、同図（ｂ）において、Ｑ１は第１ギヤポンプ５０の吐出油量、Ｑ２は第２ギヤポンプ６０の吐出油量、Ｑ１＋Ｑ２は第１ギヤポンプ５０と第２ギヤポンプ６０とを合わせた吐出油量である。図３（ａ）に示すように、可変容量ギヤポンプ１は、油圧機器であるＡＴ７０が必要とする油圧、油量の油を供給し、このＡＴ７０を制御するものであり、第２ギヤポンプ６０の吐出口１４とこの第２ギヤポンプ６０の吸入口１２を接続するアンロード通路８０が設けられている。
【００２３】
このＡＴ７０は、一般に高圧の油（例えば、５ＭＰａ）により駆動するが、常に同じ油量で運転されるわけではなく、内燃機関であるエンジンのエンジン回転数やＡＴ７０に対する負荷などに応じて、必要とされる油量が変化する。ＡＴ７０の多くの駆動条件下では、可変容量ギヤポンプ１の第１ギヤポンプ５０のみを作動させるだけで必要な油量が確保することができる。つまり、第１ギヤポンプ５０が可変容量ギヤポンプ１の中で、最も作動頻度が高いギヤポンプとなる。しかし、例えば、エンジン回転数が低い状態で、ＡＴ７０内のピストンを急激にストロークさせたい場合は、ＡＴ７０が必要とする油量が増大するため、第１ギヤポンプ５０のみの作動では、ＡＴ７０が必要な油量を確保できない場合がある。そこで、この場合は第１ギヤポンプ５０のみならず第２ギヤポンプ６０をも作動させて、ＡＴ７０が必要とする油量を確保する。つまり、第２ギヤポンプ６０が可変量容ギヤポンプ１の中で、最も作動頻度が低いギヤポンプとなる。
【００２４】
以下に、ＡＴ７０が必要とする油量が、図３（ｂ）に示すＱａの場合について説明する。エンジン回転数が高いとこのエンジンに連結されている可変容量ギヤポンプのポンプ回転数Ｘは、この可変容量ギヤポンプ１の第１ギヤポンプ５０のみが作動している場合に、上記油量Ｑａを吐出することができるポンプ回転数Ｘ１よりも高くなる。従って、可変容量ギヤポンプ１は、第１ギヤポンプ５０のみを作動させる。図示しない油圧供給源から供給される油は、同図（ａ）に示すように、可変容量ギヤポンプ１の吸入口１１，１２から第１ギヤポンプ５０、第２ギヤポンプ６０に供給される。ここで、ポンプ回転数Ｘとは、可変容量ギヤポンプ１の駆動ギヤ２０の回転数である。
【００２５】
吸入口１１および１２から第１ギヤポンプ５０に供給された油は、第１ギヤポンプ５０の駆動ギヤ２０が矢印Ｅ方向に回転することで、この駆動ギヤ２０と噛合う従動ギヤ３０とケーシング１０の第１チップ面１５との間で搬送され、吐出口１３から第１吐出通路７１を通り、ＡＴ制御油としてＡＴ７０に供給される。つまり、第１ギヤポンプ５０は、ＡＴ７０に油圧の高い、油量Ｑａ以上の油を供給する。
【００２６】
吸入口１２および１１から第２ギヤポンプ６０に供給された油は、第１ギヤポンプ５０の駆動ギヤ２０でもある第２ギヤポンプ６０の駆動ギヤ２０が矢印Ｅ方向に回転しているため、この駆動ギヤ２０と噛合う従動ギヤ４０とケーシング１０の第２チップ面１７との間を通り、吐出口１４から第２吐出通路７２に流入する。このとき、アンロード通路８０に設けられた開閉弁８１を開く、つまりアンロード通路８０を開く。アンロード通路８０を開くと、第２吐出通路７２に流入した油は、アンロード通路８０を通り、第２ギヤポンプ６０の吸入口１２に流入される。つまり、アンロード通路８０を開いた状態では、第２ギヤポンプ６０に供給された油は、この第２ギヤポンプ６０とアンロード通路８０との間を循環することとなる。ここで、この循環している油は、その油圧が第１吐出通路７１の油圧よりも低いため、第２吐出通路７２に設けられているリリーフ弁７３は閉じられる。従って、第２ギヤポンプ６０に供給された油が、ＡＴ７０にＡＴ制御油として供給されることはなく、可変容量ギヤポンプ１は、第１ギヤポンプ５０のみが作動している状態となる。
【００２７】
このとき、第２ギヤポンプ６０の従動ギヤ４０とケーシング１０内との間には、摺動抵抗が発生する。図４は、駆動トルクとポンプ回転数との関係を示す図である。従来の摺動抵抗低減手段を設けていない可変容量ギヤポンプにおいて、第１ギヤポンプのみが作動している場合に駆動ギヤを回転させるのに必要な駆動トルク（同図一点鎖線）は、可変容量ギヤポンプではなく１つのギヤポンプで駆動ギヤを回転させるのに必要な駆動トルク（同図二点鎖線）と比較して、同図に示すＨのように、所定のポンプ回転数Ｘを得るためには高い駆動トルクが必要であった。一方、可変容量ギヤポンプ１において、第１ギヤポンプ５０のみが作動している場合に駆動ギヤを回転させるのに必要な駆動トルク（同図実線）は、従来の摺動抵抗低減手段を設けていない可変容量ギヤポンプにおいて、第１ギヤポンプのみが作動している場合に駆動ギヤを回転させるのに必要な駆動トルク（同図一点鎖線）と比較して、同図に示すＩのように、低い駆動トルクで所定のポンプ回転数Ｘを得ることができる。つまり、最も作動頻度が高い第１ギヤポンプの機械効率を向上させることができる。なお、同図の点線は、可変容量ギヤポンプ１において、第１ギヤポンプ５０と第２ギヤポンプとが作動している場合に駆動ギヤを回転させるのに必要な駆動トルクを示すものである。
【００２８】
一方、エンジン回転数が低いとこのエンジンに連結されている可変容量ギヤポンプのポンプ回転数Ｘは、上記油量Ｑａを吐出することができるポンプ回転数Ｘ１とポンプ回転数Ｘ２との間のポンプ回転数となる。この場合は、可変容量ギヤポンプ１の第１ギヤポンプ５０のみの作動では、ＡＴ７０が必要としている油量ＱａをＡＴ７０にＡＴ制御油として供給することができなくなる。従って、可変容量ギヤポンプ１は、開閉弁８１を閉じ、つまりアンロード通路８０を閉じ、第１ギヤポンプ５０と第２ギヤポンプ６０とを作動させる。
【００２９】
この場合、上述のように、吸入口１１および１２から第１ギヤポンプ５０に供給された油は、この第１ギヤポンプ５０で搬送され、吐出口１３から第１吐出通路７１を通り、ＡＴ制御油としてＡＴ７０に供給される。一方、吸入口１２および１１から第２ギヤポンプ６０に供給された油は、第１ギヤポンプ５０の駆動ギヤ２０でもある第２ギヤポンプ６０の駆動ギヤ２０が矢印Ｅ方向に回転しているため、この駆動ギヤ２０と噛合う従動ギヤ４０とケーシング１０の第２チップ面１６との間で搬送され、吐出口１４から第２吐出通路７２に流入する。このとき、アンロード通路８０の開閉弁を８１は閉じているので、第２吐出通路７２に流入した油は、第２ギヤポンプ６０で昇圧され、リリーフ弁７３を開き、合流部７４に流入する。そして、上記第１ギヤポンプ５０から第１吐出通路７１に流入したＡＴ制御油と合流し、ＡＴ７０に供給される。つまり、第１ギヤポンプ５０と第２ギヤポンプ６０が作動することで、ＡＴ７０に油圧の高い、油量Ｑａ以上の油を供給する。
【００３０】
なお、第１ギヤポンプ５０の従動ギヤ３０と第２ギヤポンプ６０の従動ギヤ４０は、従来の可変容量ギヤポンプでは同一形状の従動ギヤを用いている。従って、第一ギヤポンプ５０のチップクリアランスｈ１よりも第２ギヤポンプ６０のチップクリアランスｈ２を広くする際には、第２ギヤポンプ６０の従動ギヤ４０をその中心から歯先面まで半径Ｒ２が第１ギヤポンプ５０の従動ギヤ３０の中心から歯先面までの半径Ｒ１よりも小さくなるように加工すれば良い。また、第１ギヤポンプ５０のサイドクリアランスｗ１よりも第２ギヤポンプ６０のサイドクリアランスｗ２を広くする際には、第２ギヤポンプ６０の従動ギヤ４０をその幅Ｗ２が第１ギヤポンプ５０の従動ギヤ３０の幅Ｗ１よりも狭くなるように加工すれば良い。この場合は、第２ギヤポンプの従動ギヤ４０の両側面４２，４２のいずれか一方に研磨等を行うだけでよい。
【００３１】
このように、加工された第２ギヤポンプ６０の従動ギヤ４０をケーシング１０内部に収納することで、上記可変容量ギヤポンプ１の構造を実現できる。従って、摺動抵抗低減手段が最も作動頻度が低いギヤポンプである第２ギヤポンプ６０の従動ギヤ４０に設けられているので、従来の摺動抵抗低減手段が設けられていない従動ギヤをこの摺動抵抗低減手段が設けられている従動ギヤに変更するだけで、最も作動頻度の高いギヤポンプである第１ギヤポンプ５０の駆動ギヤ２０を回転させるのに必要な駆動トルクを低減することができる。これにより、既存の可変容量ギヤポンプにおいても、最も作動頻度の高いギヤポンプである第１ギヤポンプ５０の機械効率を向上させることができる。
【００３２】
上記第１実施形態では、可変容量ギヤポンプ１の製造コストを低減するために、第２ギヤポンプ６０の従動ギヤ４０を加工することで、摺動抵抗低減手段であるケーシング１０と従動ギヤ３０とのチップクリアランスｈ１およびサイドクリアランスｗ１よりも広い、ケーシング１０と従動ギヤ４０とのチップクリアランスｈ２およびサイドクリアランスｗ２を形成したが、本発明はこれに限定されるものではない。例えば、従動ギヤ４０に対向するケーシング１０の第２チップ面１７、第２サイド面１８，１８を加工することで、摺動抵抗低減手段であるチップクリアランスｈ２およびサイドクリアランスｗ２をそれぞれチップクリアランスｈ１およびサイドクリアランスｗ１より広く形成してもよい。また、ケーシング１０および従動ギヤ４０の両方を加工することで、チップクリアランスｈ２およびサイドクリアランスｗ２をそれぞれチップクリアランスｈ１およびサイドクリアランスｗ１より広く形成してもよい。
【００３３】
また、上記第１実施形態では、チップクリアランスｈ２およびサイドクリアランスｗ２をチップクリアランスｈ１およびサイドクリアランスｗ１より広くすることで摺動抵抗低減手段を形成したが、本発明はこれに限定されるものではない。例えば、チップクリアランスｈ２あるいはサイドクリアランスｗ２のいずれか一方をチップクリアランスｈ１およびサイドクリアランスｗ１より広くするのみでもよい。なお、ケーシング１０と従動ギヤ４０との摺動面積を考慮すると、少なくともサイドクリアランスｗ２をケーシング１０と従動ギヤ３０とのサイドクリアランスｗ１よりも広くすることが好ましい。
【００３４】
〔第２実施形態〕
図５は、第２実施形態に係る可変容量ギヤポンプの要部概略構成例を示す図であり、同図（ａ）は要部平面図、同図（ｂ）は要部側面図である。また、図６は、第２実施形態に係る可変容量ギヤポンプの部分拡大図であり、同図（ａ）は図５のＪ部分拡大図、同図（ｂ）は図１のＫ部分拡大図、同図（ｃ）は同図（ｂ）のＬ部分拡大図である。図５に示す可変容量ギヤポンプ１´が、図１に示す可変容量ギヤポンプ１と異なる点は、従動ギヤ３０と従動ギヤ４０´とを同一形状、つまりケーシング１０と従動ギヤ４０´とのチップクリアランスおよびサイドクリアランスと、ケーシング１０と従動ギヤ３０とのチップクリアランスおよびサイドクリアランスとを同一とし、この従動ギヤ４０´の両側面４２に摺動抵抗低減手段である表面処理部４４を形成した点である。なお、第２実施形態に係る可変容量ギヤポンプ１´の基本的構成および使用例は、第一の実施形態に係る図１に示すように可変容量ギヤポンプ１の基本的構成および使用例と略同様であるのでその説明は省略する。
【００３５】
従動ギヤ４０´は、所定の歯数を有する歯車であり、回転軸４３によりケーシング１０に回転自在に支持されている。この従動ギヤ４０´は、駆動ギヤ２０と噛合っており、上記駆動ギヤ２０が矢印Ｅ方向に回転することで、ケーシング１０内部で矢印Ｇ方向に回転する。ここで、図５に示すように、この従動ギヤ４０´の中心から歯先面３１までの半径Ｒ２´とケーシング１０の第２チップ面１７を形成する回転軸３３を中心とする円弧の半径ｒ２とは、略等しくＲ２´≒ｒ２の関係である。つまり、ケーシング１０の第２チップ面１７と従動ギヤ４０´の歯先面４１とにより形成されるチップクリアランスは、図２（ａ）に示すケーシング１０の第１チップ面１５と従動ギヤ３０の歯先面３１とにより形成されるチップクリアランスｈ１と同様に、略接触するように設定されている。
【００３６】
また、図５および図６（ｂ）に示すように、ケーシング１０の第２サイド面１８，１８とこの従動ギヤ４０´の両側面４２，４２とにより形成されるサイドクリアランスｗ３は、図６（ａ）に示すケーシング１０の第１サイド面１６，１６と従動ギヤ３０の両側面３２，３２とにより形成されるサイドクリアランスｗ１と同様に、略接触するように設定されている。
【００３７】
また、図５および図６（ｂ）に示すように、従動ギア４０´の両側面４２，４２には、摺動抵抗低減手段である表面処理部４４が形成されている。この表面処理部４４には、図６（ｃ）に示すように、多数の孔４５が設けられている、すなわち従動ギヤ４０´の両側面４２，４２は、多孔質処理が施されている。つまり、従動ギヤ４０´の両側面４２，４２の性状を変更する。この多数の孔４５を表面処理部４４に設ける手段としては、浸硫窒化処理（スルスルフ）や微細な粒子（例えば、粒径４０〜２００μｍの粒子）を両側面４２，４２に衝突させるマイクロショットピーニングなどがある。表面処理部４４が形成された両側面４２、４２は、上述のように第２ギヤポンプ６０に油が循環している状態で、多数の孔４５にこの油Ｏを保持する。従って、摺動抵抗低減手段である表面処理部４４により、ケーシング１０の第２サイド面１８，１８とこの両側面４２，４２との間に介在する油が連続的となる。これにより、摺動抵抗が高くなるケーシング１０と第２ギヤポンプ６０の従動ギヤ４０´の直接接触による摺動を低減でき、最も作動頻度が低い（相対的に作動頻度が低い）第２ギヤポンプ６０（ケーシング１０と従動ギヤ４０´との間）で発生する摺動抵抗を低減することができる。つまり、最も作動頻度の高い（相対的に作動頻度が高い）ギヤポンプである第１ギヤポンプ５０の機械効率を向上させることができる。
【００３８】
上記第２実施形態では、摺動抵抗低減手段である表面処理部４４に、多数の孔４５を設ける場合を説明したが、本発明はこれに限定されるものではない。例えば、従動ギヤ４０´の両側面４２，４２に形成されるこの表面処理部４４に、この両側面４２，４２の摩擦係数よりも低い摩擦係数である部材（例えば、二硫化モリブデンの被膜やフッ素樹脂の被膜）を設けてもよい。この場合は、摺動抵抗低減手段である表面処理部４４を形成しない両側面４２，４２と比較して、油やケーシング１０の第２サイド面１８，１８との間で発生する摺動抵抗を低減できる。つまり、最も作動頻度が低い第２ギヤポンプ６０（ケーシング１０と従動ギヤ４０´との間）で発生する摺動抵抗を低減することができ、最も作動頻度の高いギヤポンプである第１ギヤポンプ５０の機械効率を向上させることができる。
【００３９】
また、上記第２実施形態では、摺動抵抗低減手段である表面処理部４４を従動ギヤ４０´の両側面１８，１８のみに形成したが、本発明はこれに限定されるものではなく、従動ギヤ４０´の歯先面４１にも設けてもよい。これにより、ケーシング１０の第２チップ面１７と歯先面４１との間で発生する摺動抵抗を低減できる。また、表面処理部４４は、従動ギヤ４０´の両側面４２，４２や歯先面４１ではなく、この従動ギヤ４０´に対向するケーシング１０の第２サイド面１８，１８や第２チップ面１７に形成してもよい。また、ケーシング１０および従動ギヤ４０´の両方に表面処理部４４を設けてもよい。さらに、従動ギヤが３つ以上でも良く、この場合は、各従動ギヤと駆動ギヤとからなる３つのギヤポンプのうち、最も作動頻度が低いまたは相対的に作動頻度が低いギヤポンプに摺動抵抗を低減する摺動抵抗低減手段を設けても良い。
【００４０】
【発明の効果】
以上説明したように、この発明に係る可変容量ギヤポンプ（請求項１）によれば、摺動抵抗低減手段により、相対的に作動頻度が低いギヤポンプの摺動抵抗を低減させるので、相対的に作動頻度の高いギヤポンプの駆動ギヤを回転させるのに必要な駆動トルクを低減することができる。これにより、相対的に作動頻度の高いギヤポンプの機械効率を向上させることができる。
【００４１】
また、この発明に係る可変容量ギヤポンプ（請求項２）によれば、摺動抵抗低減手段は相対的に作動頻度が低いギヤポンプの従動ギヤに設けられているので、従来の摺動抵抗低減手段が設けられていない従動ギヤをこの摺動抵抗低減手段が設けられている従動ギヤに変更するだけで、相対的に作動頻度の高いギヤポンプの駆動ギヤを回転させるのに必要な駆動トルクを低減することができる。これにより、既存の可変容量ギヤポンプにおいても、相対的に作動頻度の高いギヤポンプの機械効率を向上させることができる。
【００４２】
また、この発明に係る可変容量ギヤポンプ（請求項３）によれば、最も作動頻度が低いギヤポンプを除く他のギヤポンプに摺動抵抗低減手段を設ける必要がない。これにより、効果的に最も作動頻度の高いギヤポンプの駆動ギヤを回転させるのに必要な駆動トルクを低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施形態に係る可変容量ギヤポンプの要部概略構成例を示す図である。
【図２】第１実施形態に係る可変容量ギヤポンプの部分拡大図である。
【図３】油圧機器を含む第１実施形態に係る可変容量ギヤポンプの全体構成例を示す図である。
【図４】駆動トルクとポンプ回転数との関係を示す図である。
【図５】第２実施形態に係る可変容量ギヤポンプの要部概略構成例を示す図である。
【図６】第２実施形態に係る可変容量ギヤポンプの部分拡大図である。
【符号の説明】
１，１´ 可変容量ギヤポンプ
１０ ケーシング
１１，１２ 吸入口
１３，１４ 吐出口
２０ 駆動ギヤ
３０，４０，４０´ 従動ギヤ
４４ 表面処理部
５０ 第１ギヤポンプ
６０ 第２ギヤポンプ
７０ ＡＴ（オートマチックトランスミッション）
７３ リリーフ弁
８０ アンロード通路
８１ 開閉弁
ｈ１，ｈ２ チップクリアランス
ｗ１，ｗ２，ｗ３ サイドクリアランス[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable displacement gear pump, and more particularly to a variable displacement gear pump that varies the discharge capacity by switching the operation of a plurality of gear pumps.
[0002]
[Prior art]
A gear pump is used as a hydraulic pressure generation source for operating hydraulic equipment that uses oil as a working fluid, and can be designed compactly with a simple structure, so it is widely used as a hydraulic pressure generation source mounted on vehicles such as automobiles and trucks. Yes. In the above vehicle, the amount of oil required by the hydraulic equipment may change. Therefore, conventionally, a variable displacement gear pump having a configuration for coping with the change in the oil amount has been proposed (see Patent Document 1).
[0003]
The variable displacement gear pump includes, for example, a drive gear and two driven gears meshing with the drive gear in a casing, and includes a first gear pump and a second gear pump configured by the drive gear and the driven gear. The variable displacement gear pump is provided with an unload passage that connects the discharge port of the second gear pump to the suction port of the second gear pump. By opening and closing the unload passage, it is possible to select whether to operate only the first gear pump or to operate the first gear pump and the second gear pump, and to vary the discharge capacity. Since the variable displacement gear pump operates the first gear pump and the second gear pump only when the amount of oil required by the hydraulic equipment exceeds a predetermined value, the first gear pump is the most frequently operated gear pump, The second gear pump is a gear pump with a relatively low operating frequency.
[0004]
[Patent Document 1]
JP 2002-70757 A
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
In this variable displacement gear pump, only the first gear pump operates in a state where the discharge side of the second gear pump and the suction side of the second gear pump are connected by opening the unload passage. That is, the drive gear of the first gear pump rotates, the driven gear meshing with the drive gear rotates, and the oil flowing in from the suction side of the first gear pump passes between the driven gear and the casing, and passes through the first gear pump. Sent to the discharge side of the gear pump. Here, in the state where only the first gear pump is operating, the drive gear of the first gear pump is also the drive gear of the second gear pump, so that the driven gear rotates, so that the driven gear of the second gear pump also rotates. Oil circulates in the second gear pump.
[0006]
When the driven gear of the second gear pump rotates in the casing, a sliding resistance is generated in the second gear pump, that is, a sliding resistance due to friction or the like is generated between the driven gear of the second gear pump and the casing. . In particular, when the hydraulic equipment requires high-pressure oil, it is necessary to minimize the clearance (tip clearance and side clearance) between the driven gear of the second gear pump and the casing. For this reason, the oil intervening between the casing and the driven gear of the second gear pump becomes discrete, and the casing and the driven gear of the second gear pump slide while being in direct contact with each other, resulting in a higher sliding resistance. . This sliding resistance affects the driving torque of the driving gear of the first gear pump. In other words, in order to obtain the desired amount of oil discharged from the discharge side of the first gear pump, it is necessary to apply a driving torque to which the sliding resistance is added to the driving gear and to rotate the driving gear. The mechanical efficiency of the first gear pump, which is a high-frequency gear pump, has been reduced.
[0007]
Therefore, the present invention has been made in view of the above, and an object thereof is to provide a variable displacement gear pump capable of improving the mechanical efficiency of a gear pump having a relatively high operation frequency.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, according to the present invention, a drive gear and a plurality of driven gears meshing with the drive gear are provided in the casing, and the operations of a plurality of gear pumps configured by the drive gear and the driven gear are switched. Thus, in the variable displacement gear pump that varies the discharge capacity, a sliding resistance reducing means for reducing the sliding resistance of a gear pump that has a relatively low operating frequency among the plurality of gear pumps is provided.
[0009]
According to the present invention, the sliding resistance reducing means reduces the sliding resistance of the gear pump that operates relatively infrequently, so the driving torque required to rotate the drive gear of the gear pump that operates the most frequently is reduced. can do. Thereby, the mechanical efficiency of the gear pump with the highest operating frequency can be improved.
[0010]
According to the present invention, in the variable displacement gear pump, the sliding resistance means is provided on the driven gear of the gear pump having a relatively low operating frequency, and reduces the sliding resistance generated between the driven gear and the casing. It is characterized by that.
[0011]
According to the present invention, since the sliding resistance reducing means is provided in the driven gear of the gear pump having a relatively low operation frequency, the driven gear not provided with the conventional sliding resistance reducing means is reduced in this sliding resistance reduction. Only by changing to the driven gear provided with the means, the driving torque required to rotate the driving gear of the gear pump having a relatively high operation frequency can be reduced. Thereby, also in the existing variable displacement gear pump, it is possible to improve the mechanical efficiency of the gear pump having a relatively high operation frequency.
[0012]
Further, the present invention is characterized in that a sliding resistance reducing means is provided in a gear pump having the lowest operating frequency among gear pumps having a relatively low operating frequency. According to the present invention, it is not necessary to provide sliding resistance reducing means in other gear pumps except the gear pump with the lowest operating frequency. As a result, it is possible to effectively reduce the drive torque required to rotate the drive gear of the gear pump having the highest operating frequency.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail with reference to the drawings. Note that the present invention is not limited to the embodiments. In addition, constituent elements in the following embodiments include those that can be easily assumed by those skilled in the art or those that are substantially the same. Here, in the following embodiments, an automatic transmission (hereinafter referred to as “AT”) in which the variable displacement gear pump according to the present invention is mounted on a vehicle such as an automobile or a truck is used as a hydraulic device. However, the hydraulic device that supplies oil to the variable displacement gear pump according to the present invention is not limited to this.
[0014]
[First Embodiment]
FIGS. 1A and 1B are diagrams showing a configuration example of a main part of a variable displacement gear pump according to the first embodiment. FIG. 1A is a plan view of the main part and FIG. 1B is a side view of the main part. 2 is a partially enlarged view of the variable displacement gear pump according to the first embodiment. FIG. 2 (a) is an enlarged view of a portion A in FIG. 1, and FIG. 2 (b) is an enlarged view of a portion B in FIG. FIG. 2C is an enlarged view of a portion C in FIG. 1, and FIG. 4D is an enlarged view of a portion D in FIG. As shown in FIG. 1, the variable displacement gear pump 1 according to the first embodiment includes a casing 10, one drive gear 20, two drive gears 30 and 40, and an unload passage 80 described later. Yes. The variable displacement gear pump 1 includes a first gear pump 50 composed of the drive gear 20 and the driven gear 30 and a second gear pump 60 composed of the drive gear 20 and the driven gear 40. The first gear pump 50 and the second gear pump 60 are external gear pumps in which the driven gear 30 and the driven gear 40 are circumscribed.
[0015]
The casing 10 accommodates the drive gear 20 and the two driven gears 30 and 40 therein. The casing 10 includes suction ports 11 and 12 for supplying oil from a hydraulic supply source (not shown) to the first gear pump 50 and the second gear pump 60, and hydraulic equipment (not shown) from the first gear pump 50 and the second gear pump 60, respectively. Discharge ports 13 and 14 for supplying oil to a certain AT 70 are formed. Further, on the inner wall surface of the casing 10, a first tip surface 15 that faces a tooth tip surface 31 of a driven gear 30 described later, and first side surfaces 16 that face both side surfaces 32 and 32 of the driven gear 30, respectively. 16 is formed. Further, on the inner wall surface of the casing 10, a second tip surface 17 facing a tooth tip surface 41 of a driven gear 40 to be described later, and first side surfaces 18 facing both side surfaces 42 and 42 of the driven gear 40, respectively. 18 is formed.
[0016]
The drive gear 20 is a gear having a predetermined number of teeth, and is rotatably supported on the casing 10 by a rotating shaft 21. The rotary shaft 21 is connected to a drive source such as a crankshaft of an engine (not shown) which is an internal combustion engine, and the drive gear 20 is moved in the direction of arrow E inside the casing 10 by the drive torque transmitted from the drive source. Rotate.
[0017]
The driven gear 30 is a gear having a predetermined number of teeth, and is rotatably supported on the casing 10 by a rotating shaft 33. The driven gear 30 meshes with the drive gear 20 and rotates in the arrow F direction inside the casing 10 when the drive gear 20 rotates in the arrow E direction. Here, as shown in FIG. 1 and FIG. 2A, the radius R1 from the center of the driven gear 30 to the tooth tip surface 31 and the rotation shaft 33 forming the first tip surface 15 of the casing 10 are the center. The radius r1 of the arc is approximately equal to R1≈r1. That is, the tip clearance h1 formed by the first tip surface 15 of the casing 10 and the tooth tip surface 31 of the driven gear 30 is set so that the first tip surface 15 and the tooth tip surface 31 are substantially in contact with each other.
[0018]
1 and 2C, the side clearance w1 formed by the first side surfaces 16, 16 of the casing 10 and both side surfaces 32, 32 of the driven gear 30 is the first side surface. 16 and 16 and both side surfaces 32 and 32 are set so that it may contact substantially. By narrowing the tip clearance h1 and the side clearance w1, the first gear pump 50 supplies high pressure oil (for example, 5 MPa) as AT control oil from the discharge port 13 to the AT 70, which is a hydraulic device (not shown). .
[0019]
The driven gear 40 is a gear having a predetermined number of teeth, and is rotatably supported on the casing 10 by a rotating shaft 43. The driven gear 40 meshes with the drive gear 20 and rotates in the arrow G direction inside the casing 10 when the drive gear 20 rotates in the arrow E direction. Here, as shown in FIG. 1 and FIG. 2B, the radius R2 from the center of the driven gear 40 to the tooth tip surface 31 and the rotation shaft 33 forming the second tip surface 17 of the casing 10 are the center. The radius r2 of the arc is a relationship in which the radius R2 of the tooth tip surface 31 is smaller than the radius r2 of the arc and R2 <r2. That is, the tip clearance h2 formed by the second tip surface 15 of the casing 10 and the tooth tip surface 41 of the driven gear 40 is set to be wider than the tip clearance h1 shown in FIG.
[0020]
If the tip clearance h2 of the second gear pump 60 having the lowest operating frequency (relatively low operating frequency) is wider than the tip clearance h1 of the first gear pump 50 having the highest operating frequency (relatively high operating frequency). A large amount of oil can be interposed between the second tip surface 15 of the casing 10 and the tooth tip surface 41 of the driven gear 40. Further, since the tip clearance h2 is wide when the driven gear 40 moves in a direction orthogonal to the axial direction of the rotary shaft 43, it is possible to reduce the contact between the tooth tip surface 41 and the second tip surface 15 of the casing 10. . Accordingly, it is possible to reduce the sliding resistance generated in the second gear pump 60 (between the inside of the casing 10 and the driven gear 40) having the lowest operating frequency. That is, the sliding resistance reducing means for reducing the sliding resistance of the second gear pump, which is the gear pump with the lowest operating frequency, is formed.
[0021]
As shown in FIGS. 1 and 2D, the side clearance w2 formed by the second side surfaces 18 and 18 of the casing 10 and both side surfaces 42 and 42 of the driven gear 40 is as shown in FIG. ) Is set to be wider than the side clearance w1 shown in FIG. When the side clearance w2 of the second gear pump 60 having the lowest operating frequency (relatively low operating frequency) is wider than the side clearance w1 of the first gear pump 50 having the highest operating frequency (relatively high operating frequency). A large amount of oil can be interposed between the second side surfaces 18 and 18 of the casing 10 and both side surfaces 42 and 42 of the driven gear 40. Further, since the side clearance w2 is wide when the driven gear 40 moves in the axial direction of the rotating shaft 43, it is possible to reduce the side surfaces 42, 42 from directly contacting the second side surfaces 18, 18 of the casing 10. Accordingly, it is possible to reduce the sliding resistance generated in the second gear pump 60 (between the inside of the casing 10 and the driven gear 40) having the lowest operating frequency. That is, the sliding resistance reducing means for reducing the sliding resistance of the second gear pump, which is the gear pump with the lowest operating frequency, is formed. When the tip clearance h2 and the side clearance w2 are made wider than the tip clearance h1 and the side clearance w1, respectively, the AT70 which is a hydraulic device (not shown) is in a state where both the first gear pump 50 and the second gear pump 60 are operated. In addition, it is preferable that the pressure is large enough to supply high-pressure oil (for example, 5 MPa) from the discharge ports 13 and 14.
[0022]
Next, a usage example in which the variable displacement gear pump 1 according to the first embodiment is used as a hydraulic pressure generation source that supplies oil to hydraulic equipment will be described. FIG. 3 is a diagram showing an overall configuration example of the variable displacement gear pump according to the first embodiment including a hydraulic device. FIG. 3A is a diagram showing an example of the overall configuration of the variable displacement gear pump, and FIG. FIG. 6 is an explanatory diagram of operating conditions of the variable displacement gear pump. In FIG. 4B, Q1 is the amount of oil discharged from the first gear pump 50, Q2 is the amount of oil discharged from the second gear pump 60, and Q1 + Q2 is the amount of oil discharged by combining the first gear pump 50 and the second gear pump 60. is there. As shown in FIG. 3 (a), the variable displacement gear pump 1 supplies oil of the oil pressure and amount required by the AT 70, which is a hydraulic device, and controls the AT 70. The discharge of the second gear pump 60 is as follows. An unload passage 80 that connects the outlet 14 and the suction port 12 of the second gear pump 60 is provided.
[0023]
The AT 70 is generally driven by high-pressure oil (for example, 5 MPa), but is not always operated with the same amount of oil. It is necessary depending on the engine speed of the engine that is an internal combustion engine, the load on the AT 70, and the like. The amount of oil that is changed. Under many driving conditions of the AT 70, it is possible to ensure a necessary amount of oil only by operating only the first gear pump 50 of the variable displacement gear pump 1. That is, the first gear pump 50 is the gear pump having the highest operating frequency among the variable displacement gear pumps 1. However, for example, when it is desired that the piston in the AT 70 is suddenly stroked in a state where the engine speed is low, the amount of oil required by the AT 70 increases. Therefore, the operation of only the first gear pump 50 requires the AT 70. Oil quantity may not be secured. Therefore, in this case, not only the first gear pump 50 but also the second gear pump 60 is operated to ensure the amount of oil required by the AT 70. That is, the second gear pump 60 is the gear pump having the lowest operating frequency among the variable volume gear pumps 1.
[0024]
Hereinafter, the case where the amount of oil required by the AT 70 is Qa shown in FIG. 3B will be described. When the engine speed is high, the pump speed X of the variable displacement gear pump connected to the engine is such that the oil amount Qa is discharged when only the first gear pump 50 of the variable displacement gear pump 1 is operating. It becomes higher than the pump rotation speed X1 that can be. Therefore, the variable displacement gear pump 1 operates only the first gear pump 50. Oil supplied from a hydraulic supply source (not shown) is supplied to the first gear pump 50 and the second gear pump 60 from the suction ports 11 and 12 of the variable displacement gear pump 1 as shown in FIG. Here, the pump rotational speed X is the rotational speed of the drive gear 20 of the variable displacement gear pump 1.
[0025]
The oil supplied to the first gear pump 50 from the suction ports 11 and 12 is rotated by the drive gear 20 of the first gear pump 50 in the direction of arrow E, so that the driven gear 30 meshed with the drive gear 20 and the first gear of the casing 10 are rotated. It is transported to and from the one chip surface 15, passes through the first discharge passage 71 from the discharge port 13, and is supplied to the AT 70 as AT control oil. That is, the first gear pump 50 supplies the AT 70 with oil having a high oil pressure and an oil amount Qa or more.
[0026]
The oil supplied from the suction ports 12 and 11 to the second gear pump 60 is driven by the drive gear 20 because the drive gear 20 of the second gear pump 60 that is also the drive gear 20 of the first gear pump 50 rotates in the direction of arrow E. And the second tip surface 17 of the casing 10, and flows into the second discharge passage 72 from the discharge port 14. At this time, the on-off valve 81 provided in the unload passage 80 is opened, that is, the unload passage 80 is opened. When the unload passage 80 is opened, the oil flowing into the second discharge passage 72 passes through the unload passage 80 and flows into the suction port 12 of the second gear pump 60. That is, in the state where the unload passage 80 is opened, the oil supplied to the second gear pump 60 circulates between the second gear pump 60 and the unload passage 80. Here, since the oil pressure of the circulating oil is lower than the oil pressure of the first discharge passage 71, the relief valve 73 provided in the second discharge passage 72 is closed. Accordingly, the oil supplied to the second gear pump 60 is not supplied to the AT 70 as the AT control oil, and the variable displacement gear pump 1 is in a state where only the first gear pump 50 is operating.
[0027]
At this time, a sliding resistance is generated between the driven gear 40 of the second gear pump 60 and the inside of the casing 10. FIG. 4 is a diagram showing the relationship between the drive torque and the pump rotation speed. In the conventional variable displacement gear pump not provided with the sliding resistance reducing means, when only the first gear pump is operating, the driving torque (dotted line in the figure) required for rotating the drive gear is Compared with the drive torque (two-dot chain line in the figure) required for rotating the drive gear with one gear pump, a high drive is required to obtain a predetermined pump rotational speed X as shown in H in the figure. Torque was needed. On the other hand, in the variable displacement gear pump 1, when only the first gear pump 50 is operating, the driving torque (solid line in the figure) required to rotate the driving gear is variable without the conventional sliding resistance reducing means. In the capacity gear pump, when only the first gear pump is operating, compared to the driving torque required to rotate the driving gear (the dashed line in the figure), as shown by I in the figure, the driving torque is low. A predetermined pump speed X can be obtained. That is, it is possible to improve the mechanical efficiency of the first gear pump having the highest operating frequency. In the variable displacement gear pump 1, the dotted line in the figure indicates the drive torque required to rotate the drive gear when the first gear pump 50 and the second gear pump are operating.
[0028]
On the other hand, when the engine speed is low, the pump speed X of the variable displacement gear pump connected to the engine is the pump speed between the pump speed X1 and the pump speed X2 that can discharge the oil amount Qa. Number. In this case, when only the first gear pump 50 of the variable displacement gear pump 1 is operated, the oil amount Qa required by the AT 70 cannot be supplied to the AT 70 as AT control oil. Therefore, the variable displacement gear pump 1 closes the on-off valve 81, that is, closes the unload passage 80, and operates the first gear pump 50 and the second gear pump 60.
[0029]
In this case, as described above, the oil supplied to the first gear pump 50 from the suction ports 11 and 12 is conveyed by the first gear pump 50, passes through the first discharge passage 71 from the discharge port 13, and is used as AT control oil. Supplied to AT70. On the other hand, the oil supplied to the second gear pump 60 from the suction ports 12 and 11 is driven by the drive gear 20 of the second gear pump 60 that is also the drive gear 20 of the first gear pump 50 because it rotates in the direction of arrow E. It is transported between the driven gear 40 meshing with the gear 20 and the second tip surface 16 of the casing 10 and flows into the second discharge passage 72 from the discharge port 14. At this time, since the open / close valve 81 of the unload passage 80 is closed, the oil flowing into the second discharge passage 72 is pressurized by the second gear pump 60, opens the relief valve 73, and flows into the junction 74. Then, the AT control oil that has flowed into the first discharge passage 71 from the first gear pump 50 merges and is supplied to the AT 70. That is, when the first gear pump 50 and the second gear pump 60 are operated, oil having a high hydraulic pressure and an oil amount Qa or more is supplied to the AT 70.
[0030]
The driven gear 30 of the first gear pump 50 and the driven gear 40 of the second gear pump 60 are driven gears having the same shape in the conventional variable displacement gear pump. Therefore, when the tip clearance h2 of the second gear pump 60 is made wider than the tip clearance h1 of the first gear pump 50, the radius R2 of the driven gear 40 of the second gear pump 60 from the center to the tooth tip surface is set to the first gear pump 50. What is necessary is just to process so that it may become smaller than the radius R1 from the center of this driven gear 30 to a tooth-tip surface. When the side clearance w2 of the second gear pump 60 is wider than the side clearance w1 of the first gear pump 50, the width W2 of the driven gear 40 of the second gear pump 60 is the width of the driven gear 30 of the first gear pump 50. What is necessary is just to process so that it may become narrower than W1. In this case, it is only necessary to grind or the like on either one of the side surfaces 42, 42 of the driven gear 40 of the second gear pump.
[0031]
Thus, the structure of the variable displacement gear pump 1 can be realized by housing the processed driven gear 40 of the second gear pump 60 in the casing 10. Therefore, since the sliding resistance reducing means is provided in the driven gear 40 of the second gear pump 60 which is the gear pump having the lowest operating frequency, the driven gear not provided with the conventional sliding resistance reducing means is replaced with this sliding resistance. The drive torque required to rotate the drive gear 20 of the first gear pump 50, which is the gear pump with the highest operating frequency, can be reduced simply by changing to the driven gear provided with the reduction means. Thereby, also in the existing variable displacement gear pump, it is possible to improve the mechanical efficiency of the first gear pump 50 which is the gear pump having the highest operating frequency.
[0032]
In the first embodiment, in order to reduce the manufacturing cost of the variable displacement gear pump 1, the driven gear 40 of the second gear pump 60 is processed so that the tip of the casing 10 and the driven gear 30, which are sliding resistance reducing means, is formed. The tip clearance h2 and the side clearance w2 between the casing 10 and the driven gear 40, which are wider than the clearance h1 and the side clearance w1, are formed, but the present invention is not limited to this. For example, by processing the second tip surface 17 and the second side surfaces 18 and 18 of the casing 10 facing the driven gear 40, the tip clearance h1 and the side clearance w2 that are sliding resistance reducing means are changed to the tip clearance h1 and the side clearance w1, respectively. It may be formed wider than the side clearance w1. Further, by processing both the casing 10 and the driven gear 40, the tip clearance h2 and the side clearance w2 may be formed wider than the tip clearance h1 and the side clearance w1, respectively.
[0033]
In the first embodiment, the sliding resistance reducing means is formed by making the tip clearance h2 and the side clearance w2 wider than the tip clearance h1 and the side clearance w1, but the present invention is not limited to this. . For example, either the tip clearance h2 or the side clearance w2 may be made wider than the tip clearance h1 and the side clearance w1. In consideration of the sliding area between the casing 10 and the driven gear 40, at least the side clearance w <b> 2 is preferably wider than the side clearance w <b> 1 between the casing 10 and the driven gear 30.
[0034]
[Second Embodiment]
FIGS. 5A and 5B are diagrams showing a schematic configuration example of a main part of a variable displacement gear pump according to the second embodiment. FIG. 5A is a plan view of the main part and FIG. 5B is a side view of the main part. 6 is a partially enlarged view of the variable displacement gear pump according to the second embodiment. FIG. 6A is an enlarged view of a J portion in FIG. 5, and FIG. 6B is an enlarged view of a K portion in FIG. FIG. 4C is an enlarged view of a portion L in FIG. The variable displacement gear pump 1 ′ shown in FIG. 5 is different from the variable displacement gear pump 1 shown in FIG. 1 in that the driven gear 30 and the driven gear 40 ′ have the same shape, that is, the tip clearance between the casing 10 and the driven gear 40 ′. The side clearance is the same as the tip clearance and the side clearance between the casing 10 and the driven gear 30, and surface treatment portions 44, which are means for reducing sliding resistance, are formed on both side surfaces 42 of the driven gear 40 ′. The basic configuration and usage example of the variable displacement gear pump 1 ′ according to the second embodiment are substantially the same as the basic configuration and usage example of the variable displacement gear pump 1 as shown in FIG. 1 according to the first embodiment. Since there is, the description is omitted.
[0035]
The driven gear 40 ′ is a gear having a predetermined number of teeth, and is rotatably supported on the casing 10 by a rotating shaft 43. The driven gear 40 ′ meshes with the drive gear 20, and rotates in the arrow G direction inside the casing 10 when the drive gear 20 rotates in the arrow E direction. Here, as shown in FIG. 5, a radius R2 ′ from the center of the driven gear 40 ′ to the tooth tip surface 31 and a radius r2 of a circular arc centering on the rotation shaft 33 forming the second tip surface 17 of the casing 10. Is substantially equal to R2′≈r2. That is, the tip clearance formed by the second tip surface 17 of the casing 10 and the tooth tip surface 41 of the driven gear 40 ′ is the tooth of the first tip surface 15 of the casing 10 and the driven gear 30 shown in FIG. Similar to the tip clearance h <b> 1 formed by the front surface 31, it is set so as to substantially contact.
[0036]
5 and 6B, the side clearance w3 formed by the second side surfaces 18 and 18 of the casing 10 and both side surfaces 42 and 42 of the driven gear 40 'is as shown in FIG. Similar to the side clearance w1 formed by the first side surfaces 16 and 16 of the casing 10 and the both side surfaces 32 and 32 of the driven gear 30 shown in FIG.
[0037]
Further, as shown in FIGS. 5 and 6 (b), surface treatment portions 44, which are sliding resistance reducing means, are formed on both side surfaces 42, 42 of the driven gear 40 '. As shown in FIG. 6C, the surface treatment portion 44 is provided with a large number of holes 45, that is, both side surfaces 42, 42 of the driven gear 40 'are subjected to a porous treatment. That is, the properties of both side surfaces 42, 42 of the driven gear 40 'are changed. As a means for providing the large number of holes 45 in the surface treatment unit 44, micro-shot peening is performed by impinging nitronitriding treatment (sulfurf) or fine particles (for example, particles having a particle size of 40 to 200 μm) on both side surfaces 42 and 42 and so on. Both side surfaces 42, 42 where the surface treatment portion 44 is formed hold the oil O in a number of holes 45 in a state where the oil circulates through the second gear pump 60 as described above. Therefore, the oil which intervenes between the 2nd side surfaces 18 and 18 of the casing 10 and these both side surfaces 42 and 42 becomes continuous by the surface treatment part 44 which is a sliding resistance reduction means. Thereby, the sliding by the direct contact of the casing 10 where sliding resistance becomes high and the driven gear 40 ′ of the second gear pump 60 can be reduced, and the second gear pump 60 (the operation frequency is relatively low) (the operation frequency is relatively low). The sliding resistance generated between the casing 10 and the driven gear 40 'can be reduced. That is, the mechanical efficiency of the first gear pump 50 that is the gear pump having the highest operating frequency (relatively high operating frequency) can be improved.
[0038]
In the second embodiment, the case where a large number of holes 45 are provided in the surface treatment unit 44 that is a sliding resistance reducing unit has been described, but the present invention is not limited to this. For example, a member having a friction coefficient lower than the friction coefficient of the both side surfaces 42, 42 (for example, a molybdenum disulfide film or fluorine is applied to the surface treatment portion 44 formed on the both side surfaces 42, 42 of the driven gear 40 ′. A resin film may be provided. In this case, the sliding resistance generated between the oil and the second side surfaces 18 and 18 of the casing 10 is smaller than that of the side surfaces 42 and 42 that do not form the surface treatment portion 44 that is a sliding resistance reducing means. Can be reduced. That is, the sliding resistance generated in the second gear pump 60 (between the casing 10 and the driven gear 40 ') having the lowest operating frequency can be reduced, and the machine of the first gear pump 50, which is the gear pump having the highest operating frequency. Efficiency can be improved.
[0039]
Moreover, in the said 2nd Embodiment, although the surface treatment part 44 which is a sliding resistance reduction means was formed only in the both side surfaces 18 and 18 of driven gear 40 ', this invention is not limited to this, A driven You may provide in the tooth-tip surface 41 of gear 40 '. Thereby, the sliding resistance which generate | occur | produces between the 2nd tip surface 17 of the casing 10 and the tooth-tip surface 41 can be reduced. Further, the surface treatment unit 44 is not the side surfaces 42 and 42 and the tooth tip surface 41 of the driven gear 40 ′, but the second side surfaces 18 and 18 and the second tip surface 17 of the casing 10 facing the driven gear 40 ′. You may form in. Moreover, you may provide the surface treatment part 44 in both the casing 10 and driven gear 40 '. Further, the number of driven gears may be three or more. In this case, the sliding resistance is reduced to the gear pump having the lowest operating frequency or the relatively low operating frequency among the three gear pumps including each driven gear and the driving gear. Sliding resistance reducing means may be provided.
[0040]
【The invention's effect】
As described above, according to the variable displacement gear pump according to the present invention (Claim 1), the sliding resistance of the gear pump having a relatively low operating frequency is reduced by the sliding resistance reducing means. The drive torque required to rotate the drive gear of the high-frequency gear pump can be reduced. Thereby, the mechanical efficiency of the gear pump having a relatively high operation frequency can be improved.
[0041]
Further, according to the variable displacement gear pump of the present invention (Claim 2), since the sliding resistance reducing means is provided in the driven gear of the gear pump having a relatively low operating frequency, the conventional sliding resistance reducing means is The drive torque required to rotate the drive gear of a gear pump having a relatively high operating frequency can be reduced simply by changing the driven gear that is not provided to a driven gear that is provided with this sliding resistance reduction means. Can do. Thereby, also in the existing variable displacement gear pump, it is possible to improve the mechanical efficiency of the gear pump having a relatively high operation frequency.
[0042]
Further, according to the variable displacement gear pump according to the present invention (Claim 3), it is not necessary to provide the sliding resistance reducing means in other gear pumps except the gear pump having the lowest operating frequency. As a result, it is possible to effectively reduce the drive torque required to rotate the drive gear of the gear pump having the highest operating frequency.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram illustrating a schematic configuration example of a main part of a variable displacement gear pump according to a first embodiment.
FIG. 2 is a partially enlarged view of the variable displacement gear pump according to the first embodiment.
FIG. 3 is a diagram showing an example of the overall configuration of a variable displacement gear pump according to the first embodiment including a hydraulic device.
FIG. 4 is a diagram showing the relationship between drive torque and pump rotation speed.
FIG. 5 is a diagram illustrating a schematic configuration example of a main part of a variable displacement gear pump according to a second embodiment.
FIG. 6 is a partially enlarged view of a variable displacement gear pump according to a second embodiment.
[Explanation of symbols]
1,1 'variable displacement gear pump
10 Casing
11,12 Suction port
13,14 Discharge port
20 Drive gear
30, 40, 40 'driven gear
44 Surface treatment part
50 1st gear pump
60 Second gear pump
70 AT (automatic transmission)
73 relief valve
80 Unload passage
81 On-off valve
h1, h2 Tip clearance
w1, w2, w3 Side clearance
