JP2007162668A - ポンプ装置およびパワーステアリング装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 ポンプ内圧力の上昇によってもポンプの回転抵抗が増大することなく、エネルギロスやポンプハウジングの摩耗を抑制するポンプ装置を提供すること。
【解決手段】 本発明のポンプ装置は、ポンプハウジングと、前記ポンプハウジングに回転自在に支持される駆動軸と、前記駆動軸に遊嵌状態で係合される係合孔を有する第１歯車と、前記第１歯車と噛合い、前記駆動軸の回転に伴って作動液を吸入および吐出する第２歯車と、を備え、前記駆動軸の外周面と前記第１歯車の係合孔の内周面との間の径方向距離は、この係合孔の軸方向中間部よりも両端部の方が大きいこととした。
【選択図】 図６

Description

本発明は、ポンプ装置およびパワーステアリング装置に関する。

従来、特許文献１に開示されるパワーステアリング装置は、電動モータで駆動される可逆式ポンプからの液圧をパワーシリンダの左右のシリンダ室に夫々選択的に供給することにより操舵アシスト力を得ている。この可逆式ポンプは内接歯車式のトロコイドポンプで、外歯を有するインナロータを電動モータに接続された駆動軸で回転駆動することによりポンプの吸入、吐出を行っている。
特開２００５−４１３０１号公報

この駆動軸はインナロータに対して遊嵌状態で組付けられ、また、可逆式ポンプの製造誤差によってインナロータに対して若干傾いた状態となっている場合がある。この場合、駆動軸の回転によってポンプの吐出が行われると、ポンプ内圧力の上昇によりインナロータは吐出側圧力室から圧力を受け、傾いた駆動軸に沿ってインナロータが傾き、ポンプハウジングの内側面に押し付けられる。従って、ポンプの回転抵抗が増大し、エネルギロスとなるばかりでなく、インナロータとの摺動により、ポンプハウジングが摩耗する虞があるという問題があった。

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、その目的とするところは、ポンプ内圧力の上昇によってもポンプの回転抵抗が増大することなく、エネルギロスやポンプハウジングの摩耗を抑制するポンプ装置を提供することにある。

上記目的を達成するため、本発明のポンプ装置は、ポンプハウジングと、前記ポンプハウジングに回転自在に支持される駆動軸と、前記駆動軸に遊嵌状態で係合される係合孔を有する第１歯車と、前記第１歯車と噛合い、前記駆動軸の回転に伴って作動液を吸入および吐出する第２歯車と、を備え、前記駆動軸の外周面と前記第１歯車の係合孔の内周面との間の径方向距離は、この係合孔の軸方向中間部よりも両端部の方が大きいこととした。

よって、ポンプ内圧力の上昇によってもインナロータが駆動軸に沿って傾くことを抑制し、エネルギロスやポンプハウジングの摩耗を抑制するポンプ装置を提供することができる。

以下、本発明のポンプ装置およびパワーステアリング装置を実現する最良の形態を、図面に基づき説明する。

［パワーステアリング装置］
図１は、パワーステアリング装置のシステム構成図である。

油圧パワーシリンダ２は、両端が図外の操舵輪と接続されたラック軸２ａと、ラック軸２ａと一体に移動するピストン２ｂと、ピストン２ｂにより仕切られた第１圧力室２ｃ，第２圧力室２ｄを有している。

ポンプユニット３は、可逆式のポンプ５と、ポンプ５を正逆回転させる電動モータ６とを有している。ポンプユニット３にはモータドライバユニット４aが設置されている。モータドライバユニット４aは電動モータ６を制御する回路であり、ポンプユニット３と別体に設けてもよい。

ポンプ５は、吐出ポート１１１，２１１および吸入ポート１１２，２１２（図４参照）を有している。吐出ポート１１１，２１１は第１配管８aを介して油圧パワーシリンダ２の第１圧力室２ｃに連通している。同様に、吸入ポート１１２，２１２は第２配管８ｂを介して油圧パワーシリンダ２の第２圧力室２ｄに連通している（図１参照）。

フェールセーフ弁７は、配管９上に設けられている。配管９はポンプ５を介さずに第１配管８ａと第２配管８ｂとを連通している。フェールセーフ弁７は、ECU４からの指令信号により電圧が供給されると閉弁し、電圧の供給がない状態で開弁する常開弁である。これにより、ステアリング系に何らかの異常が発生し電源の供給がシャットダウンした場合であっても、第１圧力室２ｃと第２圧力室２ｄを連通状態とし、マニュアルステアを確保する。

ラック＆ピニオンギア１には、運転者の操舵トルクを検出するトルクセンサ１０が設けられている。このトルクセンサ１０により検出された運転者の操舵トルクは、操舵トルク信号としてECU４へ出力される。

ECU４はフェールセーフ弁７およびモータドライバユニット４aと接続し、指令信号を出力する。なお、ECU４をポンプユニット３と一体に設けてもよい。

パワーステアリング装置は、運転者がステアリングを操作すると、操舵トルクと操作方向に応じて電動モータ５の回転方向を切り換え、油圧パワーシリンダ２の第１圧力室２ｃと第２圧力室２ｄの油を給排する。これにより運転者の操舵力をアシストする。なお、ステアリングの操作方向は、操舵トルクの増減から判断可能であるが、別途操作方向を検出する手段を設けてもよい。

［ポンプの構造］
次に、ポンプ５の構造について図２〜図５に基づき説明する。図２はポンプ５の分解斜視図である。ポンプ５は、ポンプハウジング１１、カムリング１２、ポンプカバー１３、駆動軸１４、アウタロータ１５、及びインナロータ１６を有している。ポンプハウジング１１には係合孔１１ａが形成され、インナロータ１６には係合孔１６ａが形成されている。インナロータ１６、アウタロータ１５は、それぞれ特許請求の範囲に記載の第１歯車、第２歯車に相当する。

図３は図２の部品を組み立てたポンプ５の斜視図である。カムリング１２とポンプカバー１３のみ断面を示す。ポンプハウジング１１とカムリング１２およびポンプカバー１３は、図示しないボルト等によって締結固定されている。ポンプハウジング１１とカムリング１２およびポンプカバー１３により形成されるハウジング内に駆動軸１４、アウタロータ１５、インナロータ１６が収装されている。

カムリング１２は円環状部材であり、円環内部にアウタロータ１５およびインナロータ１６が収装され、アウタロータ１５の内部にはインナロータ１６が収装されている。なお、ポンプハウジング１１とポンプカバー１３は、特許請求の範囲に記載のポンプハウジングに相当する。

（軸方向断面図）
図４はポンプ５の軸方向断面図である。なお、説明のためポンプ５の軸方向をｚ軸、ｚ軸に垂直な平面内であって吐出ポート１１１，２１１から吸入ポート１１２，２１２へ向かう方向をｘ軸と定義する。

ポンプハウジング１１の係合孔１１ａ内にはシール材１１ｂおよびブシュ１１ｃを介して駆動軸１４が回転自在に支持されている。駆動軸１４のポンプハウジング１１側の第１端部１４ａは、電動モータ６の出力軸６ａと連結されている。一方、駆動軸１４のポンプカバー１３側の第２端部１４ｂは、ポンプカバー１３にブシュ１３ｂを介して回転自在に支持されている。駆動軸１４はキー１４ａによりインナロータ１６と係合されている。

ポンプハウジング１１のｚ軸正方向側面１１０であって図中Ｉ-I直線よりもｘ軸負方向の領域には吐出ポート１１１が設けられ、ｘ軸正方向の領域には吸入ポート１１２が設けられている。ポンプカバー１３のｚ軸負方向側面１３０であって吐出ポート１１１、吸入ポート１１２とｚ軸方向で対応する領域に、それぞれ吐出ポート２１１、吸入ポート２１２が設けられている。

ポンプハウジング１１の側面１１０とカムリング１２のｚ軸負方向側面１２０、アウタロータ１５のｚ軸負方向側面１５０、インナロータ１６のｚ軸負方向側面１６０との間には、クリアランスｔ１が設定されている（図６参照）。また、カムリング１２のｚ軸正方向側面１２１、アウタロータ１５のｚ軸正方向側面１５１、インナロータ１６のｚ軸正方向側面１６１とポンプカバー１３のｚ軸負方向側面１３０との間には、クリアランスｔ２が設定されている（図６参照）。

（軸方向正面図）
図５はポンプカバー１３を取り去ったポンプ５の軸方向正面図である。ｘ軸及びｚ軸（図２参照）に対し直交するｙ軸を定義し、このｙ軸はアウタロータ１５とインナロータ１６との噛合い部Ａ方向を正とする。

アウタロータ１５は外周面１５ａにおいてカムリング１２に回転自在に収装されるとともに、内周に内歯歯車１５０を有し、内歯歯車１５０においてインナロータ１６の外歯歯車１６０と噛み合う。

この内歯歯車１５０と外歯歯車１６０は同ピッチで設けられ、また内歯歯車１５０の歯数は外歯歯車１６０の歯数よりも１つ多く設けられている。なお、内歯歯車１５０の歯数は外歯歯車１６０の歯数に対し２つ以上であってもよく特に限定しない。

内歯歯車１５０の歯数は外歯歯車１６０の歯数よりも１つ多いため、内歯歯車１５０と外歯歯車１６０が噛合う際互いに偏心して噛合い、アウタロータ１５の中心Ｏ'に対しインナロータ１６の中心Ｏがｙ軸正方向側にずれることとなる。偏心により内歯歯車１５０と外歯歯車１６０により隔成されたポンプ室５０が形成される。

ポンプハウジング１１であってポンプ室５０に対応する位置には、吐出ポート１１１及び吸入ポート１１２が設けられている。この吸入、吐出ポート１１１，１１２はそれぞれII-II直線に対し対称な三日月型凹部であり、それぞれ第１、第２配管８a，８ｂと連通してポンプ室５０へオイルの給排を行う。

アウタロータ１５とインナロータ１６の偏心により、内歯歯車１５０と外歯歯車１６０はそれぞれｙ軸正方向へ向かうほど密に噛合い、ｙ軸正方向端部Ａにおいて完全に噛合ってポンプ室５０は最小容積となる。また、ｙ軸負方向へ向かうほど噛合を解かれ、ｙ軸負方向端部Ｂにおいて完全に噛合を解かれて最大ポンプ容積となる。なお、ｙ軸負方向端部Ｂにおける内歯歯車１５０と外歯歯車１６０のクリアランスは、接触を回避しつつ略ゼロとなるよう設けられている。

インナロータ１６及びアウタロータ１５が時計回りに回転されると、ポンプ室５０におけるIII-III直線に対しｘ軸負方向側領域（吐出ポート１１１に対応）では回転に伴って容積が減少する吐出領域５１となり、ｘ軸正方向側領域（吸入ポート１１２に対応）では回転に伴って容積が増加する吸入領域５２となる。反時計回りに回転する場合は、吸入及び吐出が逆となる。

ｚ軸と平行に設けられた駆動軸１４は、モータ６（図１参照）に接続されてインナロータ１６を駆動する。インナロータ１６とアウタロータ１５の噛み合いにより、駆動軸１４の回転に伴ってインナロータ１６及びアウタロータ１５は回転駆動される。この駆動軸１４が正逆回転を行うことでポンプ５は双方向ポンプとして機能する。

図６はポンプ５の軸方向部分断面図である。図５のIII-III直線で切った断面を示す。なお、説明のため、組立誤差発生の場合の例を示す。

図６に示すように、ポンプハウジング１１の係合孔１１ａのブシュ１１ｃと駆動軸１４との間のx軸正方向側のクリアランスをｃ１とし、ポンプカバー１３の係合孔１３ａのブシュ１３ｂと駆動軸１４との間のｘ軸正方向側のクリアランスをｃ２とする。ポンプ５の組立誤差によりポンプカバー１３の軸はポンプハウジング１１の軸に対してx軸正方向に所定量ｖずれている。よって、ｃ２はｃ１よりｖだけ大きい。

駆動軸１４は、図外のキーによりインナロータ１６の係合孔１６ａ内周面に係合されている。係合孔１６ａ内周面は円筒形状である。

一方、駆動軸１４の係合部１４ｃの軸方向中間点をＭとし、軸方向両端をＤ，Ｅとする。駆動軸１４の係合部１４ｃは、軸径ｒがＤ，ＥからＭに向かって徐々に大きくなりMで最大値ｒmaxをとる。よって、駆動軸１４とインナロータ１６の係合孔１６ａ内周面との間の径方向距離はＭよりもＤ，Ｅの方が大きい。係合部１４ｃはインナロータ１６の係合孔１６ａ内周面に向かって軸対称に一定の曲率で膨らみ、ｙ軸正方向から見ると駆動軸１４の外径方向に凸の滑らかな曲面を形成している。

インナロータ１６の係合孔１６ａ内周面と駆動軸１４との間のクリアランスをｔ３とする。ｔ３で許容される、インナロータ１６の駆動軸１４に対する最大傾角をαとする（図７参照）。インナロータ１６とポンプハウジング１１の間のクリアランスｔ１、およびインナロータ１６とポンプカバー１３と間のクリアランスｔ２で許容される、ｘ軸に対するインナロータ１６の最大傾角をβとする（図７参照）。βは、駆動軸１４がz軸に対して傾いていない状態におけるインナロータ１６の傾き量である。

図７に示すように、インナロータ１６とポンプハウジング１１の接触、およびインナロータ１６とポンプカバー１３の接触を抑制するため、αはβよりも小さく設けられている。

［実施例１の作用］
次に、本実施例１のポンプ５の作用について述べる。図８~図１０、図１２はポンプ５の軸方向部分断面図である。

（インナロータの移動）
ポンプ５作動時、例えば図５において時計回りにインナロータ１６が回転している時にはポンプ室５０内の吐出領域５１と吸入領域５２との間で圧力差が生じる。図６に示すように、この圧力差によりインナロータ１６にはｘ軸正方向に荷重Ｆが作用し、インナロータ１６はｘ軸正方向に移動する。

（インナロータと駆動軸の接触）
駆動軸１４とインナロータ１６の係合孔１６ａ内周面との間の径方向距離はＭよりもＤ，Ｅの方が大きい。すなわち、インナロータ１６の係合孔１６ａ内周面は円筒形状である一方、駆動軸１４の係合部１４ｃは、軸径ｒが軸方向両端Ｄ，Ｅから軸方向中間点Ｍに向かって徐々に大きくなりMで最大値rmaxをとる。そのため、ｘ軸正方向に移動するインナロータ１６の係合孔１６ａ内周面は、駆動軸１４の係合部１４ｃと点接触する。この点をＰとする（図８参照）。

（駆動軸の移動）
図８に示すように、インナロータ１６に加えられる荷重Ｆは点Ｐを介して駆動軸１４に伝達され、荷重Ｆにより駆動軸１４はインナロータ１６と共にｘ軸正方向に移動する。駆動軸１４はクリアランスｃ１分の距離をｘ軸正方向に移動する。

（駆動軸とブシュとの当接）
ｃ２はｃ１より大きい。よって、図９に示すように、駆動軸１４のｘ軸正方向側はまずポンプハウジング１１の係合孔１１ａのブシュ１１ｃと当接する。当接部のz軸負方向端をGとする。このとき、ポンプカバー１３の軸とポンプハウジング１１の軸との間の大きさｖのずれにより、駆動軸１４のｘ軸正方向側とポンプカバー１３の係合孔１３ａのブシュ１３ｂとの間には大きさｖのクリアランスｃ３が存在する。

（駆動軸の傾き）
インナロータ１６に加えられる荷重Ｆは点Ｐを介して駆動軸１４に伝達され、駆動軸１４にはｘ軸正方向の力が作用する。一方、駆動軸１４はz軸正方向側ではポンプハウジング１１と当接し、z軸負方向側ではポンプカバー１３との間にクリアランスｃ３を有する。よって、図１０に示すように、駆動軸１４はｘ-ｚ平面上でＧを中心に反時計回り方向に回転してｚ軸に対して傾く。クリアランスｃ３の分を駆動軸１４が傾くと、それ以上駆動軸１４は傾かない。このときの駆動軸１４とｚ軸との間の角度をγとする。

（インナロータとポンプハウジングの接触）
インナロータ１６のポンプハウジング１１側の側面１６０のｘ軸正方向端をＨとする。インナロータ１６の回転軸が駆動軸１４と平行である場合、クリアランスｔ１、ｔ２で許容されるｘ軸に対するインナロータ１６の最大傾角β（図７参照）がγより小さいときＨはポンプハウジング１１の側面１１０と接する。βがγより大きいときＨは側面１１０と接しない。

（干渉抑制作用１）
インナロータ１６の係合孔１６ａ内周面は、駆動軸１４の係合部１４ｃとＰで点接触する。よって、インナロータ１６のＨとポンプハウジング１１の側面１１０が接触するときでも、点Ｐは係合部１４ｃ外周面上を連続的に移動しうる。

このため、インナロータ１６はポンプハウジング１１に対して連続的に傾きうる。したがって、インナロータ１６とポンプハウジング１１が固定的に接触することはなく、インナロータ１６とポンプハウジング１１との間の摩擦力が軽減され、両者の干渉が抑制される。

言い換えると、ポンプ５は、インナロータ１６が駆動軸１４の傾きに対して自由度を持ち、駆動軸１４に対して大きさα（図７参照）までの傾きが許容される構造である。このため、ポンプ５は、駆動軸１４がｚ軸に対して傾いた状態でインナロータ１６がポンプ室５０の吐出領域５１から圧力を受けた場合であっても、インナロータ１６がポンプハウジング１１に押し付けられるのを抑制する。

（干渉抑制作用２）
ポンプ５において、係合孔１６ａ内周面に対する駆動軸１４の最大傾角αはｘ軸に対するインナロータ１６の最大傾角βよりも小さく設けられている（図７参照）。言い換えると、インナロータ１６とポンプハウジング１１及びポンプカバー１３との軸方向距離、すなわちクリアランスｔ１、ｔ２を充分に確保している。このため、インナロータ１６が駆動軸１４に沿って最大限傾いた状態であっても、インナロータ１６とポンプハウジング１１、ポンプカバー１３との摺動抵抗、すなわち干渉を抑制する。

（ポンプ振動抑制作用）
またポンプ５において、駆動軸１４の係合部１４ｃは軸対称に一定の曲率で膨らみ、ｙ軸正方向から見ると駆動軸１４の外径方向に凸の滑らかな曲面を形成している。このように駆動軸１４の係合部１４ｃの直径が徐々に変化するように形成することにより、駆動軸１４に対するインナロータ１６の傾きの変化が滑らかとなり、ポンプ５の振動が抑制される。

［従来例との対比における実施例１の効果］
従来の内接歯車式のトロコイドポンプでは、駆動軸はインナロータに対して遊嵌状態で組付けられ、駆動軸のインナロータとの係合部は係合部以外の駆動軸と同じ円柱形状であり、直径も同一である。また、インナロータの係合孔内周面は円筒形状である。よって、駆動軸の回転によってポンプの吐出が行われると、ポンプ内圧力の上昇によりインナロータは吐出側圧力室から圧力を受け、インナロータの係合孔内周面は駆動軸の係合部外周面と、点接触ではなく線接触する。

一方、駆動軸は、ポンプの製造誤差によってインナロータに対して若干傾いた状態となっている。そのため、インナロータはポンプハウジングの内側面に押し付けられる（図１１参照）。インナロータと駆動軸は線接触するため、インナロータとポンプハウジングとの接触は非連続的かつ固定的となる。従って、ポンプの回転抵抗が増大し、エネルギロスとなるばかりでなく、インナロータとの摺動により、ポンプハウジングが摩耗する虞があるという問題があった。

また、ポンプ内圧力に由来する荷重Ｆにより、インナロータはＩ'を支点として反時計回り方向に回転する（傾く）。Ｆのインナロータ径方向の分力Ｆ'、 インナロータ回転軸方向の分力Ｆ''のうち、インナロータを傾かせるように作用するＦ''の作用点は、支点Ｉ'を含むインナロータのｚ軸正方向側面上にある。よって、インナロータの重心から上記作用点までの距離（モーメントアーム）はｌとなり、大きい。言い換えると、インナロータを傾かせるように作用する力のモーメントは大きい。したがって、インナロータとポンプハウジングとの摩擦力は大きい。

これに対し、本願実施例１のポンプ５は、駆動軸１４とインナロータ１６の係合孔１６ａ内周面との間の径方向距離は、係合孔１６ａの軸方向中間点Ｍよりも両端Ｄ，Ｅの方が大きいこととした（図６参照）。

また、図１２に示すように、駆動軸１４とインナロータ１６との接点Ｐに作用する上記Ｆ''の作用点は、Ｐを含むインナロータ１６径方向平面上にある。よって、インナロータの重心から上記作用点までの距離（モーメントアーム）はｌ'となり、小さい。言い換えると、インナロータを傾かせるように作用する力のモーメントは小さい。したがって、インナロータとポンプハウジングとの摩擦力は小さい。

従って、本願実施例１のポンプ５は、ポンプフリクションを削減し、ポンプ吐出圧を安定させることができる。また、ポンプフリクションを削減しつつポンプの容積効率を向上させることができる、という効果を有する。

また、本願実施例１のポンプ５を搭載するパワーステアリング装置は、ポンプフリクションが低減されるため、モータ消費電力を削減することが可能である。またポンプ吐出圧を安定させることによりステアリングの振動を抑制し、操舵フィーリングを向上させることができる、という効果を有する。

図１３〜図１５は、実施例２のポンプ５の部分断面図である。

［実施例２の構成］
図１３に示すように、ポンプ５の駆動軸１４の係合部１４ｃは、係合部１４ｃ以外の軸部と同じ円柱形状であり、直径も同一である。一方、インナロータ１６の係合孔１６a内周面は、ｚ軸方向中間部の径よりもｚ軸方向両端部の径の方が大きくなるように形成されている。

具体的には、係合孔１６a内周面は、ｚ軸負方向側から順に円筒形状の第１内周面１６ｂ、第２内周面１６ｃ、第３内周面１６ｄを有している。第１、第３内周面１６ｂ、１６ｄの直径は共にＲ１であり、第２内周面１６ｃの直径はＲ２である。Ｒ１はＲ２より大きい。

ポンプ５のその他の構成は実施例１と同様である。

［実施例２の作用］
図１４、図１５はポンプ５内圧力の上昇に由来する荷重Ｆによりインナロータ１６がｘ軸正方向に移動し、かつ駆動軸１４がｚ軸に対して反時計回り方向に角度γ傾いている状態を示す。

（インナロータとポンプハウジングの接触）
クリアランスｔ１、ｔ２で許容されるｘ軸に対するインナロータ１６の径の最大傾角β（図７参照）がγより大きい場合、図１４に示すようにインナロータ１６の側面１６０のｘ軸正方向端Ｈはポンプハウジング１１の側面１１０と接しない。

一方、β（図７参照）がγより小さい場合、図１５に示すようにインナロータ１６のＨはポンプハウジング１１の側面１１０と接する。

（インナロータと駆動軸との接点）
図１５において、インナロータ１６のｘ軸負方向側の第２内周面１６ｃのうち、z軸正方向側の端をＩとし、インナロータ１６軸方向中間点をＪとする。ＩとＪの距離をｌ１とすると、ｌ１は、Ｊとインナロータ１６の側面１６０との距離ｌより小さい。

駆動軸１４のｚ軸に対する角γは、クリアランスt１、t２で許容されるインナロータ１６軸のｚ軸に対する最大傾角β（図７参照）より大きい。一方、インナロータ１６の係合孔１６aは、ｚ軸方向中間部の径よりもｚ軸方向両端部の径の方が大きく形成されている。よって、インナロータ１６の第２内周面１６ｃは駆動軸１４の係合部１４ｃと点Ｉで接する。

（干渉抑制作用１）
インナロータ１６と駆動軸１４との接点を支点とし、かつJを作用点として、ｘ-ｚ平面上でインナロータ１６を時計回り方向に回転させるための力をｆとする。

本実施例２のポンプ５は、支点Iと作用点Jとの距離がｌ１であるため、支点I'と作用点Jとの距離がｌ２である従来のポンプ（図１１参照）に比べ、ｆが小さくてすむ。すなわちインナロータ１６は、係合孔１６aが上記形状に形成されていない従来のポンプに比べて容易にｘ-ｚ平面上でＩを中心として時計回り方向に傾きうる。

よって、インナロータ１６がポンプハウジング１１の側面１１０と接触する場合でも、インナロータ１６は比較的容易に側面１１０から離れ、上記接触は固定的とならないため、インナロータ１６とポンプハウジング１１との干渉が抑制される。

また、Ｆの接点Ｉに作用する分力のうち、インナロータ１６を傾かせるように作用するＦ''の作用点は、Ｉを含むインナロータ１６径方向平面上にある。よって、インナロータの重心から上記作用点までの距離（モーメントアーム）はｌ１となり、小さい。言い換えると、インナロータを傾かせるように作用する力のモーメントは小さい。したがって、インナロータとポンプハウジングとの摩擦力は小さい。

（干渉抑制作用２）
インナロータ１６に作用する荷重Ｆは接点Ｉを介して駆動軸１４に伝達される。一方、駆動軸１４がｚ軸に対して最大角度γ傾いている状態では、駆動軸１４は、ポンプハウジング１１のブシュ１１ｃとポンプカバー１３のブシュ１３ｂとに妨げられ、それ以上ｘ軸正方向側に移動することはできない。よって、伝達された荷重Ｆに対する駆動軸１４からの反力がインナロータ１６の第２内周面形成部１６ｃ'に作用する。

本実施例２のポンプ５ではｌ１がｌ２より小さい。すなわちインナロータ１６の第２内周面形成部１６ｃ'はインナロータ１６軸方向の肉厚が薄いため、駆動軸１４からの上記反力によって弾性変形する。この弾性変形により、インナロータ１６のｚ軸に対する傾きが吸収され、インナロータ１６とポンプハウジング１１との干渉が抑制される。

［実施例２の効果］
本実施例２では、駆動軸１４の係合部１４ｃは係合部１４ｃ以外の軸部と同じ円柱形状であり、直径も同一である。この点、係合部１４ｃが駆動軸１４の外径方向に凸の滑らかな曲面を形成している実施例１と異なる。一方、インナロータ１６の係合孔１６aを、インナロータ１６の回転軸方向中間部（第２内周面１６ｃ）の径よりも軸方向両端部（第１、第３内周面１６ｂ、１６ｄ）の径のほうが大きくなるように形成した。この点、係合孔１６ａ内周面が円筒形状である実施例１と異なる。

よって、駆動軸１４の形状を特別に加工することなく簡略化することができる。またインナロータ１６を例えば焼結金属で形成し、インナロータ１６の回転軸方向に型抜きをすることにより、上記加工のほか別途加工を施す必要が無い、という効果を有する。

その他の効果は実施例１と同様である。

［実施例３の構成］
図１６は、実施例３のポンプ５の部分断面図である。本実施例３では、駆動軸１４の係合部１４ｃは円柱形状である。この点、係合部１４ｃが駆動軸１４の外径方向に凸の滑らかな曲面を形成している実施例１と異なる。

一方、本実施例３では、インナロータ１６の係合孔１６ａ内周面は、孔径ｒ１が軸方向両端Ｄ，Ｅから軸方向中間点Ｍに向かって徐々に小さくなりMで最小値をとる。インナロータ１６の係合孔１６ａ内周面は係合部１４ｃに向かって軸対称に一定の曲率で膨らみ、ｙ軸正方向から見るとインナロータ１６の内径方向に凸の滑らかな曲面を形成している。この点、係合孔１６ａ内周面が円筒形状である実施例１と異なる。

よって、本実施例３のポンプ５は、駆動軸１４とインナロータ１６の係合孔１６ａ内周面との間の径方向距離は、係合孔１６ａの軸方向中間点Ｍよりも両端Ｄ，Ｅの方が大きい。この点、実施例１と同様である。

［実施例３の作用効果］
駆動軸１４に対するインナロータ１６の傾きの変化が滑らかとなり、ポンプ５の振動を抑制することができる。その他の作用効果は実施例２と同様である。

図１７は、実施例４のポンプ５の部分断面図である。本実施例４では、実施例２と同様に、インナロータ１６の係合孔１６a内周面に円筒形状の第１〜第３内周面１６ｂ〜１６ｄを設け、係合孔１６aをインナロータ１６の回転軸方向中間部（第２内周面１６ｃ）の径よりも軸方向両端部（第１、第３内周面１６ｂ、１６ｄ）の径のほうが大きくなるように形成した。

本実施例４では、さらに第２内周面１６ｃを駆動軸１４に向かって一定の曲率で膨らむ曲面に形成し、第２内周面１６ｃの孔径ｒ２が第２内周面１６ｃのｚ軸両方向端Ｄ，Ｅからｚ軸方向中間点Mに向かうにつれて徐々に小さくなり、点Mで最小値をとるようにした。

［実施例４の作用効果］
本実施例４の作用効果は実施例３と同様である。

［他の実施例］
以上、本発明を実施するための最良の形態を、実施例１〜４に基づいて説明してきたが、本発明の具体的な構成は実施例１〜４に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても、本発明に含まれる。

ポンプ５は可逆式であってもよいし、一方向式であってもよい。また、トロコイドポンプのような内接歯車式であっても良いし、外歯を有する歯車同士が噛合うギヤポンプであってもよい。

駆動軸１４はスプライン等によりインナロータ１６の係合孔１６aに係合される構成としてもよい。

さらに、上記実施例１〜４から把握しうる請求項１以外の技術的思想について、以下にその作用効果と共に記載する。

（イ）請求項１に記載のポンプ装置において、前記駆動軸の外周面と前記係合孔との間の隙間で許容される最大傾き量は、前記第１歯車と前記ポンプハウジング内壁面との間の軸方向隙間で許容される最大傾き量よりも小さいことを特徴とするポンプ装置。

第１歯車が駆動軸に沿って最大限傾いた状態であっても、第１歯車とポンプハウジングとの軸方向距離を充分に確保しているため、両者の摺動抵抗を抑制することができる。尚、第１歯車とポンプハウジングとの間にシールリング等を設けた場合には、第１歯車とポンプハウジングとの間の軸方向隙間で許容される最大傾き量はシールリングが介在する分だけ減少するものとする。

（ロ）請求項１に記載のポンプ装置において、前記駆動軸の外周面は、前記係合孔の軸方向中間部から両端部に向かって徐々に直径の小さくなるように形成されることを特徴とするポンプ装置。

駆動軸の外周面を駆動軸の直径が徐々に変化するように形成することにより、駆動軸に対する第１歯車の傾きの変化が滑らかとなり、ポンプの振動を抑制することができる。

（ハ）請求項１に記載のポンプ装置において、前記係合孔は、この係合孔の軸方向中間部の直径よりも両端部の直径の方が大きくなるように形成されることを特徴とするポンプ装置。

駆動軸側の形状を簡略化することができ、また第１歯車側を例えば焼結金属で形成し、軸方向に型抜きするようにすることにより、別途加工を施す必要が無い。

（ニ）上記（ハ）に記載のポンプ装置において、前記係合孔は、この係合孔の直径が軸方向中間部から両端部に向かって徐々に大きくなるように形成されることを特徴とするポンプ装置。

係合孔の内周面を軸方向中間部から両端部に向かって徐々に変化するように形成することにより、駆動軸に対する第１歯車の傾きの変化が滑らかとなり、ポンプの振動を抑制することができる。

実施例１〜４のパワーステアリング装置のシステム構成図である。 実施例１〜４のポンプの分解斜視図である。 実施例１〜４のポンプの組立斜視図である。 実施例１〜４のポンプの軸方向断面図である。 実施例１〜４のポンプのポンプカバー除去状態の軸方向正面図である。 実施例１のポンプの軸方向部分断面図である。 実施例１のポンプの軸方向部分断面図である。 実施例１のポンプの軸方向部分断面図である。 実施例１のポンプの軸方向部分断面図である。 実施例１のポンプの軸方向部分断面図である。 従来のポンプの軸方向部分断面図である。 実施例１のポンプの軸方向部分断面図である。 実施例２のポンプの軸方向部分断面図である。 実施例２のポンプの軸方向部分断面図である。 実施例２のポンプの軸方向部分断面図である。 実施例３のポンプの軸方向部分断面図である。 実施例４のポンプの軸方向部分断面図である。

符号の説明

１ ラック＆ピニオンギア
２ 油圧パワーシリンダ
３ ポンプユニット
４ ECU
５ ポンプ
６ 電動モータ
１１ ポンプハウジング
１２ カムリング
１３ ポンプカバー
１４ 駆動軸
１４ｃ 係合部
１５ アウタロータ
１６ インナロータ
１６a 係合孔

Claims (3)

1. ポンプハウジングと、
   前記ポンプハウジングに回転自在に支持される駆動軸と、
   前記駆動軸に遊嵌状態で係合される係合孔を有する第１歯車と、
   前記第１歯車と噛合い、前記駆動軸の回転に伴って作動液を吸入および吐出する第２歯車と、を備え、
   前記駆動軸の外周面と前記第１歯車の係合孔の内周面との間の径方向距離は、この係合孔Ｆの軸方向中間部よりも両端部の方が大きいこと
   を特徴とするポンプ装置。
2. ポンプハウジングと、
   前記ポンプハウジングに回転自在に支持される駆動軸と、
   前記駆動軸に遊嵌状態で係合される係合孔を有する第１歯車と、
   前記第１歯車と噛合い、前記駆動軸の回転に伴って作動液を吸入および吐出する第２歯車と、を備え、
   前記第１歯車は、前記駆動軸に対して所定量の傾きが許容されるように設けられること
   を特徴とするポンプ装置。
3. 操舵輪に連結された操舵機構の操舵力を補助する油圧パワーシリンダと、
   前記油圧パワーシリンダの圧力室に対し液圧を供給するポンプと、
   前記ポンプを駆動する電動モータと、
   前記操舵機構の操舵トルクを検出する操舵トルク検出手段と、
   前記操舵トルク検出手段によって検出された操舵トルクに基づき前記電動モータに駆動指令信号を出力するモータ制御回路と、を備え、
   前記ポンプは、ポンプハウジングと、
   前記ポンプハウジングに回転自在に支持される駆動軸と、
   前記駆動軸に遊嵌状態で係合される係合孔を有する第１歯車と、
   前記第１歯車と噛合い、前記駆動軸の回転に伴って作動液を吸入および吐出する第２歯車と、を備え、
   前記駆動軸の外周面と前記第１歯車の係合孔の内周面との間の径方向距離は、この係合孔の軸方向中間部よりも両端部の方が大きいこと
   を特徴とするパワーステアリング装置。
   

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