JP2009062969A - 可変容量型ギヤポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】低容量運転時において、特定のギヤと噛合するギヤに対する特定のギヤの離間及び接近を防止することができる可変容量型ギヤポンプの提供。
【解決手段】主駆動ギヤ２２及び副駆動ギヤ２５を有し、外部駆動源の駆動力の伝達を受けて回転する駆動軸２７と、主従動ギヤ２３及び副従動ギヤ２６を有し、主駆動ギヤ２２と主従動ギヤ２３の噛合により駆動軸２７の回転力の伝達を受けて回転する従動軸２８と、副ギヤ室１３の吐出側空間部に吐出された流体を吸入通路へ戻すバイパス通路５０と、バイパス通路５０を開閉する開閉弁と、吐出された流体の副ギヤポンプ部の吐出側空間部への流入を防止する逆止弁とを有する。主駆動ギヤ２３と副駆動ギヤ２５は一体回転可能に駆動軸２７によって連結され、主従動ギヤ２３及び副従動ギヤ２６はラジアル荷重を伝える従動軸２８によって連結されている。
【選択図】 図３

Description

この発明は可変容量型ギヤポンプに関し、特に、駆動ギヤ及び従動ギヤを有する複数のギヤ機構を備え、ギヤ機構を収容する複数のギヤ室が独立して設けられる可変容量型ギヤポンプに関する。

ギヤポンプは、内部に駆動ギヤ及び従動ギヤからなるギヤ機構を有し、外部から導いた流体をギヤ機構により昇圧させた後に外部へ吐出するポンプである。
ギヤポンプが扱う流体を作動油とする場合、ギヤポンプは油圧回路に配置される油圧機器等を作動させることができる。ギヤポンプは、他のポンプと比較して構造が簡単であって、運転保守も容易である上、製作コストが安価である。さらに、ギヤポンプは流体中の異物の影響を受け難いという特徴を有するほか、小型化及び軽量化に適したポンプでもある。このため、ギヤポンプは、例えば、フォークリフト等の産業車両において、走行用内燃機関により駆動される作動油用ポンプとして用いられることが多い。

ギヤポンプの吐出流量は、ギヤポンプの回転数により決定するため、回転数と無関係に流量を変更することは困難である。必要以上にギヤポンプを作動させることは過剰な流量を発生させることになり、ギヤポンプとして余分な仕事を行うことになる。そこで、ギヤポンプにおいて複数のギヤ機構を設けることにより流量の変更を実現した可変容量型ギヤポンプが提案されている。この可変容量型ギヤポンプでは、複数のギヤ機構における特定のギヤ機構が昇圧した流体を外部へ吐出する場合と、流体をギヤ機構から吸入側へ戻す場合との切り換えを行い、吐出流量の変更を実現している。

一方、可変容量型ギヤポンプに関連する従来技術として、例えば、特許文献１に開示された二連歯車ポンプまたはモータが存在する。
この二連歯車ポンプまたはモータ（単に「歯車ポンプ」と表記する）１００は、図７に示すように、歯車１０４、と歯車１０７の噛み合う対の歯車機構Ｐｂと、歯車１０８と歯車１０９の噛み合う対の歯車機構Ｐａを有する。
歯車機構Ｐａ、Ｐｂは、フロントカバー１０１とハウジング１０２及びリヤカバー１０３からなるケーシング内に設置され、ハウジング１０２の中間部には、両歯車機構Ｐａ、Ｐｂを区分けする中間隔壁２Ｗが形成されている。
歯車１０４は入出力軸と一体形成されているほか、歯車１０７も軸と一体的に形成されている。
歯車１０８は歯車と同一軸心上にてケーシングに対してブッシュ１０６を介して支持されているが、歯車１０４の軸端が歯車１０８にねじ込まれて固定されている。
歯車１０９は歯車１０７と同一軸心上にてケーシングに対しブッシュ１０６を介して支持されているが、歯車１０７とは別個に形成され、歯車１０７、１０９はそれぞれ歯車１０４と歯車１０８に別々に従動される。

なお、歯車１０４が歯車１０８にねじ込みにより固定されているから、歯車１０４と歯車１０８との歯の位置は相互に不一致となることが殆どであるが、歯車１０９が、歯車１０７とは別個に形成されていることにより、組み立て時において、歯車１０４、１０８に対する歯車１０９と歯車１０７の噛み合わせの位置決め作業が行い易い。
さらに言うと、歯車１０９が、歯車１０７とは別個であることは、両歯車１０７、１０９の加工精度を従動側の歯車１０７、１０９を一体化した場合と比較して緩和させることができる。

ところで、特許文献１に開示された歯車ポンプ１００を可変容量型ギヤポンプとして用いることが考えられるが、この場合、図８に示す油圧回路が一例として構成される。
歯車ポンプ１００が、可変容量型ギヤポンプとして１００％運転の高容量運転をする場合、切換弁ＨＶによりバイパス通路Ｌ８が遮断される。
そして、電源部１２１の電力供給を受けるモータ１２０の駆動により、それぞれのポンプ機構Ｐａ、Ｐｂが回路Ｌ１、Ｌ２を通じて貯油タンク１２４のオイルを汲み上げるが、ポンプ機構Ｐａにより汲み上げられたオイルは、回路Ｌ４、Ｌ６と逆止弁ＣＶと、回路Ｌ５を通り、ポンプ機構Ｐｂのオイルと回路Ｌ３、Ｌ７において合流されてアクチュエータ１２３（シリンダ１２２）へ供給される。

一方、低容量運転する場合、図８に示すように、切換弁ＨＶによりバイパス通路Ｌ８が通過可能になる。ポンプ機構Ｐｂにより汲み上げられたオイルのみ回路Ｌ３、Ｌ７を通じてアクチュエータ１２３へ供給され、ポンプ機構Ｐａにより汲み上げられたオイルは回路Ｌ４、バイパス通路Ｌ８を通り、歯車ポンプ１００の供給側へ戻される。
なお、低容量運転時では、ポンプ機構Ｐａにより吐出されたオイルはバイパス通路Ｌ８を通じて吸入側へ戻されるため、ポンプ機構Ｐａの吸入側と吐出側はほぼ同じ大気圧にある。
一方、ポンプ機構Ｐｂにより吐出されるオイルは大気圧よりも高圧となるからポンプ機構Ｐａにより吐出されたオイルが逆止弁ＣＶを通ることはない。

通常、ギヤポンプにおいては、各ポンプ機構の歯車の噛み合う箇所では、歯車の噛合する歯と歯の間の空間部（「閉じ込み部」と呼ぶ）にオイルが封じ込まれる。
閉じ込み部におけるオイルは歯の噛み合いにより液圧縮され、オイルの圧力が高くなる。
閉じ込み部のオイルの圧力が高くなると互いに噛み合う歯車を離隔させようとする力（説明の便宜上、以下「ギヤ離隔力」と表記する）が生じる。
なお、歯車の回転が高速になるほどそのギヤ離隔力は増大する。
一方、歯車１０４、と歯車１０７の両側のサイドプレートには溝１１０が設けられており、これにより、吐出側のオイルが、溝１１０を介して、歯車１０４および歯車１０７とハウジング１０２との間に流入するので、歯車１０４と歯車１０７とを接近させようとする力（説明の便宜上、以下「ギヤ接近力」と表記する）が発生する。
歯車１０８、と歯車１０９の両側のサイドプレートには溝１１１が設けられており、吐出側のオイルが、溝１１１を介して、歯車１０８および歯車１０９とハウジング１０２との間に流入し、歯車１０８と歯車１０９とを接近させようとするギヤ接近力が発生する。
特開平７−３３２２５４号公報

図７に示す従来の歯車ポンプ１００を可変容量型ギヤポンプとして用いる場合、従動側のギヤである歯車１０７が歯車１０９は別個に備えられることから、低容量運転時にポンプ機構Ｐａにおいてギヤ離隔力が生じると、ポンプ機構Ｐａにおける従動側の歯車１０９が、ブッシュ１０６と歯車１０９とのクリアランスの範囲内で駆動側の歯車１０８に対して離隔・接近を繰り返すという問題がある。
歯車１０９の離隔は、液圧縮により閉じ込み部のオイルの圧力が高くなり、ギヤ離隔力が歯車１０９に作用するためであり、歯車１０９の接近は、閉じ込み部に高圧のオイルを封止する歯の噛み合いが解除されることでギヤ隔離力が解消され、離隔前の位置へ歯車１０９が復帰しようとするためである。
歯車１０９が高速回転される場合には、ギヤ離隔力は増大する一方で離隔と接近の周期が小さくなる。
この種の歯車の離隔及び接近は、歯車ポンプの運転時において異音や振動を招くおそれがある。

なお、ポンプ機構Ｐｂ側の歯車１０４、１０７における閉じ込み部のオイルについてもポンプ機構Ｐａ側と同様の液圧縮は発生する。
しかし、低容量運転時であってもポンプ機構Ｐｂにおける吐出側の圧力は高いので、両歯車１０４、１０７を接近させようとするギヤ接近力を生じさせる。
このギヤ接近力が、閉じ込み部におけるオイルの圧力に基づくギヤ離隔力と比較して大きいことから、ギヤ離隔力による影響は無視できる。

本発明は、上記の問題点に鑑みてなされたもので、本発明の目的は、低容量運転時において、特定のギヤと噛合するギヤに対する特定のギヤの離間及び接近を防止することができる可変容量型ギヤポンプの提供にある。

上記課題を達成するため、本発明は、互いに噛合する主駆動ギヤと主従動ギヤを有する主ギヤポンプ部と、互いに噛合する副駆動ギヤと副従動ギヤを有する副ギヤポンプ部と、前記主ギヤポンプ部及び前記副ギヤポンプ部の各吸入側空間部と連通する吸入通路と、前記主ギヤポンプ部及び前記副ギヤポンプ部の各吐出側空間部と連通する吐出通路と、前記副ギヤポンプ部の吐出側空間部へ吐出される作動油を前記吸入通路へ戻すバイパス通路と、前記主ギヤポンプ部の前記吐出側空間部へ吐出される作動油の前記副ギヤポンプ部の吐出側空間部への流入を防止する吐出側逆止弁と、前記バイパス通路を開閉する開閉弁と、を有する可変容量型ギヤポンプであって、前記主駆動ギヤと前記副駆動ギヤは一体回転可能に駆動軸によって連結され、前記主従動ギヤと前記副従動ギヤはラジアル荷重を伝える従動軸によって連結されていることを特徴とする。

本発明によれば、高容量運転時には開閉弁が閉じてバイパス通路を遮断するとともに逆止弁が開き、各ギヤ室の吐出側空間部に吐出された流体は全て吐出通路へ導出される。一方、低容量運転時には開閉弁が開いてバイパス通通路を開通させるとともに逆止弁が閉じ、副ギヤポンプ部の吐出空間部に吐出された流体は吐出通路へ導出されず、バイパス通通路を通って吸入通路へ送られる。
高容量運転時及び低容量運転時に関わらず、主駆動ギヤ及び副駆動ギヤは、駆動軸の回転により駆動軸と一体的に回転される。
低容量運転時における副ギヤポンプ部では、副駆動ギヤ及び副従動ギヤの閉じ込み部に封入されたオイルの液圧縮により、副従動ギヤを副駆動ギヤから離隔させようとするギヤ離隔力が生じる。
しかしながら、主ギヤポンプ部では吐出側の圧力が高いことから、主駆動ギヤと主従動ギヤを接近させるギヤ接近力が生じ、主ギヤポンプ部におけるギヤ接近力は駆動軸と従動軸を互いに接近させる。
ギヤ接近力は、ギヤ離隔力に十分に対抗できることと、主従動ギヤに作用するギヤ接近力が従動軸を介して副従動ギアにも作用することにより、副従動ギヤの離隔を規制する。
従って、低容量運転時において、副ギヤポンプ部における副従動ギヤと噛合する副駆動ギヤに対する副従動ギヤの離間及び接近を防止することができる。

また、上記の可変容量型ギヤポンプにおいて、前記主駆動ギヤ及び前記駆動軸は一体形成され、前記副駆動ギヤは前記駆動軸が嵌挿される駆動軸用貫通孔を有し、前記駆動軸の回転力を前記副駆動ギヤへ伝達する回転力伝達手段が備えられ、前記主従動ギヤ及び前記従動軸は一体形成され、前記副従動ギヤは前記従動軸が嵌挿される断面円形の従動軸用貫通孔を有してもよい。

この場合、主従動ギヤと従動軸が一体形成されており、従動軸は主従動ギヤに対して相対移動しないので、低容量運転時に、副ギヤポンプ部においてギヤ離隔力が生じても、副従動ギヤは従動軸に対して従動軸用貫通孔のクリアランスに対応する範囲内に限って離隔・接近される。
従動軸用貫通孔においては、従動軸が従動ギヤに対して相対回転可能に嵌挿される条件を満たすだけのクリアランスが設定されていればよく、主従動ギヤ及び従動軸が一体形成されていない構成と比較して離隔・接近の範囲を小さくすることができる。
この離隔・接近の範囲を小さくすることにより、実質的に副ギヤポンプ部における副従動ギヤと噛合する副駆動ギヤに対する副従動ギヤの離間及び接近を防止することができる。
また、従動軸が従動ギヤに対して相対回転可能であることから可変容量型ギヤポンプの組み立て時において、主ギヤポンプ部の各ギヤを噛合させた後に副従動ギヤを副駆動ギヤへの噛み合わせの位置決めが従来と同様に容易になる。

本発明によれば、低容量運転時において、特定のギヤと噛合するギヤに対する特定のギヤの離間及び接近を防止することができる可変容量型ギヤポンプを提供することができる。

以下、本発明の実施形態の可変容量型ギヤポンプについて図１〜図５に基づき説明する。図１は、本発明の実施形態に係る可変容量型ギヤポンプの構造を示す断面側面図であり、高容量運転時の状態を示す。図２（ａ）は図１におけるＡ−Ａ線の矢視図であり、図２（ｂ）はサイドプレート１７の側面図であり、図３は図２（ａ）におけるＢ−Ｂ線の矢視図であり、図４は図１におけるＣ−Ｃ線の矢視図であり、図５は低容量運転時の可変容量型ギヤポンプの断面側面図である。

図１〜図５に示す可変容量型ギヤポンプ１０（以下、単に「ギヤポンプ」と表記する。）は、主駆動ギヤ２２、と、副駆動ギヤ２５と、主従動ギヤ２３と、副従動ギヤ２６と、を収納するためのボディ１１を備えている。
ボディ１１は、その両側の端面から内部に向かって形成された２つの空間を有する。
一方の空間は主ギヤ室１２であり、他方の空間は副ギヤ室１３である。
主ギヤ室１２及び副ギヤ室１３の間には、仕切部１４が形成されている。

ボディ１１の一方の端面には、フロントハウジング１５が接合され、他方の端面にはリヤハウジング１６が接合されている。
この実施形態では、ボディ１１、フロントハウジング１５及びリヤハウジング１６がハウジングを構成している。
ボディ１１及び各ハウジング１５、１６は、図２（ａ）、図４に示す通しボルト３０により互いに接合されている。
なお、図面ではギヤポンプ１０においてフロントハウジング１５側を前方とし、リヤハウジング１６側を後方とする（図１、図３、図５を参照）。
フロントハウジング１５は主ギヤ室１２を塞ぎ、リヤハウジング１６は副ギヤ室１３を塞いでいる。

主ギヤ室１２とフロントハウジング１５の端面との間にはサイドプレート１７が設けられ、副ギヤ室１３とリヤハウジング１６との端面との間にもサイドプレート１８が設けられている。
主ギヤ室１２と仕切部１４との間には、さらに別のサイドプレート１９が設けられ、副ギヤ室１３と仕切部１４との間にもサイドプレート２０が設けられている。
図２（ｂ）に、サイドプレート１７の形状を示す。サイドプレート１７には溝１７ａが設けられており、図３に示すように、他のサイドプレート１８、１９、２０にも溝１７ａと同様の溝１８ａ、１９ａ、２０ａが夫々設けられている。

主ギヤ室１２には、図２（ａ）及び図３に示すように、主駆動ギヤ２２と主従動ギヤ２３が互いに外接して噛合する主ギヤ機構２１が収容されている。
副ギヤ室１３には、図３及び図４に示すように、別の副駆動ギヤ２５と副従動ギヤ２６が互いに外接して噛合する副ギヤ機構２４が収容されている。
主ギヤ室１２に収容される主駆動ギヤ２２は軸心を同じとする駆動軸２７と一体的に形成されている。
副ギヤ室１３に収容される副駆動ギヤ２５は、副駆動ギヤ２５は駆動軸２７が嵌挿される駆動軸用貫通孔２５ａを有する。

駆動軸２７において副駆動ギヤ２５と対応する位置にはスプライン２７ａが形成されており、駆動軸用貫通孔２５ａはスプライン２７ａに対応するスプライン溝を有する。
駆動軸２７と副駆動ギヤ２５は、図４に示すように、スプライン嵌合されている。
この実施形態では、スプライン２７ａとスプライン溝を有する駆動軸用貫通孔２５ａとにより、駆動軸２７の回転力を副駆動ギヤ２５へ伝達する回転力伝達手段が構成される。
副駆動ギヤ２５の軸心と駆動軸２７の軸心は一致している。
主駆動ギヤ２２、２５は互いに共通の駆動軸心を持つと言える。

駆動軸２７は、サイドプレート１７〜２０及び仕切部１４を貫通してフロントハウジング１５及びリヤハウジング１６に延出している。
駆動軸２７は、軸受２９を介してボディ１１、フロントハウジング１５及びリヤハウジング１６により回転自在に支持されている。
駆動軸２７の一端はフロントハウジング１５の外に延出し、図示しない外部動力源に接続され、この外部動力源は駆動軸２７に駆動力を与える。

次に、主従動ギヤ２３、副従動ギヤ２６について説明する。
主従動ギヤ２３は軸心を同じとする従動軸２８と一体形成されている。
副従動ギヤ２６は、図４に示すように、従動軸２８が嵌挿される断面円形の従動軸用貫通孔２６ａを有する。
従動軸２８の副従動ギヤ２６に対応する部位には、従動軸用貫通孔２６ａに対応する嵌挿軸部２８ａが形成されている。
従動軸２８が従動軸用貫通孔２６ａに嵌挿された状態では、従動軸２８と副従動ギヤ２６は相対回転と軸方向の相対移動が可能である。
嵌挿軸部２８ａと従動軸用貫通孔２６ａのクリアランスは、従動軸２８と副従動ギヤ２６は相対回転と軸方向の相対移動を許容する最小のクリアランスに設定されている。
つまり、従動軸２８は、従動軸用貫通孔２６ａに非圧入により密接嵌挿される嵌挿軸部２８ａを有すると言える。
従動軸２８が従動軸用貫通孔２６ａに嵌挿された状態では、副従動ギヤ２６の軸心と従動軸２８の軸心は一致する。

従動軸２８も駆動軸２７と同様に、フロントハウジング１５及びリヤハウジング１６に延出しており、従動軸２８は軸受２９を介してボディ１１、フロントハウジング１５及びリヤハウジング１６により支持されている。
因みに、嵌挿軸部２８ａと従動軸用貫通孔２６ａのクリアランスは、従動軸２８と副従動ギヤ２６は相対回転と軸方向の相対移動を許容するだけであるから、例えば、軸受２９と従動軸２８とのクリアランスのレベルと比較すると、殆どクリアランスが存在しないレベルにあると言える。
主従動ギヤ２３、副従動ギヤ２６は互いに共通の従動軸心を持っていると言える。
従動軸２８の一端は、駆動軸２７とは異なりフロントハウジング１５の外には延出していない。

主ギヤ室１２には、図２（ａ）に示すように、その内周面、主駆動ギヤ２２及び主従動ギヤ２３により２つの空間が形成される。
一方の空間は、流体であるオイルを吸入する側に形成される吸入側空間部３１であり、他方の空間はオイルを吐出する側に形成される吐出側空間部３２である。
副ギヤ室１３についても、主ギヤ室１２と同様に、吸入側空間部３３及び吐出側空間部３４が形成されている（図１、図４を参照）。

図１に示すように、ギヤポンプ１０における主ギヤ機構２１、主ギヤ室１２を含むギヤポンプ部を主ギヤポンプ部Ｐ１とし、副ギヤ機構２４、副ギヤ室１３を含むギヤポンプ部を副ギヤポンプ部Ｐ２とする。
ギヤポンプ１０の全吐出容量に対し、主ギヤポンプ部Ｐ１と副ギヤポンプ部Ｐ２はそれぞれ５０％の吐出容量を有する。

ボディ１１において、主ギヤ室１２、副ギヤ室１３にオイルを吸入するためのボディ側吸入路３６が、駆動軸２７及び従動軸２８の軸心に沿って形成されている。
リヤハウジング１６にはボディ側吸入路３６と連絡するリヤ側吸入路３７が形成され、リヤ側吸入路３７は、リヤハウジング１６端面に開口されて外部と連絡する吸入口３８を有する。
ボディ側吸入路３６とリヤ側吸入路３７は円形横断面を夫々有し、両者３６、３７は直線状に繋がっている。
ボディ側吸入路３６とリヤ側吸入路３７は吸入通路３５を構成する。
ギヤポンプ１０の外部からのオイルは吸入通路３５を通り、主ギヤ室１２、副ギヤ室１３へ供給される。

ボディ１１には、主ギヤ室１２、副ギヤ室１３の内部において昇圧されたオイルを外部へ吐出するためのフロント側吐出路４２、リヤ側吐出路４３が形成されている。
主ギヤ室１２の吐出側空間部３２からフロント側吐出路４２が延出し、副ギヤ室１３の吐出側空間部３４からリヤ側吐出路４３が延出している。
フロント側吐出路４２、リヤ側４３はボディ１１内において１つの吐出通路４１になるように合流している。
さらに、吐出通路４１は外部と連絡する吐出口４４を有しており、吐出通路４１から供給されるオイルは吐出口４４を通じてギヤポンプ１０の外部に吐出され、図示しない油圧装置等へ接続する油圧回路に供給される。
リヤ側吐出路４３には、副ギヤ室１３へのオイルの逆流を防止する逆止弁４５が設けられている。

逆止弁４５はリヤ側吐出路４３を開閉する球状の弁体４６と、弁体４６の付勢手段であるコイルばね４７と、コイルばね４７を支持する支持体４８とを有する。
コイルばね４７は、リヤ側吐出路４３を閉じる方向へ弁体４６を移動させる付勢力を弁体４６に付与する。
弁体４６は、リヤ側吐出路４３の圧力が所定の圧力以上になるとコイルばね４７の付勢力に抗してリヤ側吐出路４３を開く方向へ移動し、リヤ側吐出路４３の圧力が所定の圧力未満になるとコイルばね４７の付勢力とフロント側吐出路４２とリヤ側吐出路４３の吐出圧の差圧により弁体４６がリヤ側吐出路４３を閉じる。
弁体４６は差圧によりシート面に押さえ付けられるため、コイルばね４７の付勢力は小さく設定されていればよい。
弁体４６は球形に限らず、例えば、円錐形としてもよい。

リヤハウジング１６は、リヤ側吐出路４３と連通するとともに、リヤ側吸入路３７と連通するバイパス通路５０を有する。
すなわち、バイパス通路５０は吸入通路３５と副ギヤ室１３の吐出側空間部３４とを連通している。
バイパス通路５０には、このバイパス通路５０を開閉する開閉弁５１が設けられている。
ここでは、バイパス通路５０における開閉弁５１の上流側の通路を上流側通路５０ａとし、下流側の通路を下流側通路５０ｂとしている。
開閉弁５１はピストン構造を有し、中空の有底円筒状のシリンダ５２及びシリンダ５２内に収容される円筒状のピストン５３により構成されている。ピストン５３はシリンダ５２内で摺動する。

開閉弁５１は、シリンダ５２内のピストン５３の摺動により、バイパス通路５０の開閉を行う。
ピストン５３の摺動は、ピストン５３の両端面にかかる圧力差により行われる。
すなわち、ピストン５３の摺動は、シリンダ５２内においてピストン５３を挟み、バイパス通路５０側の空間の圧力と、その反対側のシリンダ５２内における空間の圧力との差により、行われる。

この実施形態では、リヤハウジング１６に設けた電磁弁５５の作動により、ピストン５３の両端面にかかる圧力差を制御する。
電磁弁５５は、リヤハウジング１６に形成したスプール孔５６において摺動するスプール５７と、スプール５７をフロント側へ向けて前進させるコイル部５８と、スプール５７に対する付勢手段であるコイルばね５９とを有する。
スプール孔５６は、バイパス通路５０において、下流側通路５０ｂと連通する。
スプール５７は、バイパス通路５０とシリンダ５２を連通させ、シリンダ５２内へ吸入圧のオイルを導く吸入圧用連通路６０を有する。
コイル部５８が励磁されてスプール５７がフロント側に前進した位置にある状態から、コイル部５８の励磁が解除されると、コイルばね５９はスプール５７をリヤ側へ後退させる。

一方、ボディ１１及びリヤハウジング１６は、リヤ側吐出路４３からスプール孔５６へ吐出圧のオイルを供給する吐出圧用連通路６１を有する。
吐出圧用連通路６１は、通路６２、６３により構成されている。スプール５７の外周面には吐出圧用連通路６１の一部を構成する溝６４が形成されている。
この吐出圧用連通路６１は、コイル部５８の励磁が解除されてスプール５７がリヤ側に後退した位置にあるときに、リヤ側吐出路４３における吐出圧をシリンダ５２へ導く。
シリンダ５２内が吸入圧になるとき、ピストン５３はバイパス通路５０を開き、吐出圧にあるとき、ピストン５３はバイパス通路５０を閉じる。

次に、本発明の実施形態に係る可変容量型ギヤポンプ１０の運転について説明する。
ここで、主ギヤポンプ部Ｐ１における主駆動ギヤ２２及び主従動ギヤ２３の動作について説明する。
駆動軸２７に外部から駆動力が与えられると、図２（ａ）に示すように、主駆動ギヤ２２は一方向に回転する。
それに伴い、主駆動ギヤ２２と噛み合う主従動ギヤ２３は、従動軸２８とともに、主駆動ギヤ２２の回転方向と相対する方向に回転する。
主駆動ギヤ２２及び主従動ギヤ２３が噛み合いつつ回転すると、吸入通路３５から吸入側空間部３１にオイルが吸入される。

吸入側空間部３１にオイルが吸入されると、主駆動ギヤ２２の歯間と主ギヤ室１２の内周面とにより形成される空間、及び主従動ギヤ２３の歯間と主ギヤ室１２の内周面とにより形成される空間にはオイルが閉じ込められる。
空間に閉じこめられたオイルは、主ギヤ室１２の内周面に沿って、主駆動ギヤ２２の回転方向、主従動ギヤ２３の回転方向にそれぞれ運ばれる。
これらの空間に封入されたオイルは、吐出側空間部３２に吐出される。
吐出側空間部３２内のオイルは、フロント側吐出路４２から吐出通路４１、吐出口４４を経て可変容量型ギヤポンプ１０の外部に吐出され、図示しない油圧装置等に送られ、これを作動させる。
油圧装置の負荷に応じて吐出圧力は昇圧する。

主ギヤポンプ部Ｐ１において、駆動軸２７に外部から駆動力が与えられると、主ギヤ室１２内の主駆動ギヤ２２及び主従動ギヤ２３が駆動し、吐出側空間部３２にオイルが吐出される。
吐出されたオイルはフロント側吐出路４２に供給される。
なお、副ギヤポンプ部Ｐ２についても、駆動軸２７に外部から駆動力が与えられると、副ギヤ室１３内の副駆動ギヤ２５及び副従動ギヤ２６が駆動し、吐出側空間部３４にオイルが吐出される。

ここで、電磁弁５５のコイル部５８が励磁されていない場合、コイルばね５９の付勢力を受けてスプール５７は後方に位置する。
スプール５７が後方に位置するとき、吐出圧用連通路６１と開閉弁５１のシリンダ５２が連通する。
因みに、吸入圧用連通路６０とシリンダ５２は遮断状態となる。
従って、シリンダ５２内はリヤ側吐出路４３から吐出圧用連通路６１を通じて導入された吐出圧のオイルが満たされる。
ピストン５３がバイパス通路５０を閉じていない状態では、吸入通路３５と連通するバイパス通路５０の圧力はシリンダ５２内より低圧であり、ピストン５３はバイパス通路５０を閉じる方向に移動する。

ピストン５３がバイパス通路５０を閉じると、副ギヤポンプ部Ｐ２によりオイルが吐出されるリヤ側吐出路４３の圧力は高くなり、逆止弁４５の弁体４６がリヤ側吐出路４３を開く。
このため、副ギヤポンプ部Ｐ２より吐出されるオイルはリヤ側吐出路４３及びバイパス通路５０に供給されるが、図１に示すように、オイルはリヤ側吐出路４３から吐出通路４１へ至るだけであり、オイルがバイパス通路５０を通じて吸入通路３５へ送られることはない。
この状態では、主ギヤポンプ部Ｐ１及び副ギヤポンプ部Ｐ２により吐出されるオイルは合流され、吐出通路４１を通じて可変容量型ギヤポンプ１０の外部に供給される。
従って、この場合、可変容量型ギヤポンプ１０の吐出流量は１００％であり、この運転状態は高容量運転状態である。
フォークリフトにこの可変容量型ギヤポンプ１０を採用した場合、フォーク等を備える荷役装置により物品を上昇させるときを、吐出流量１００％の高容量運転とするように設定すればよい。
開閉弁５１はシリンダ５２側（リヤ側）の方の径が大きく、左右の圧力が同じであったとしても確実にフロント側へ押され、バイパス通路５０を遮断する。

次に、電磁弁５５のコイル部５８が励磁されると、スプール５７はコイルばね５９の付勢力を凌駕する力を受け、後方から前方へ移動する。
スプール５７が前方に位置すると、吐出圧用連通路６１とシリンダ５２との連通は遮断されるとともに、スプール孔５６、吸入圧用連通路６０とシリンダ５２が連通される。
このため、開閉弁５１のシリンダ５２は吐出圧から吸入圧に低下する。
バイパス通路５０の上流側は吐出圧であることから、シリンダ５２内の圧力が吸入圧になると、ピストン５３が差圧を受けてシリンダ５２内に後退する。ピストン５３の後退によりバイパス通路５０が完全に開かれた状態となる。

さらに、バイパス通路５０の上流側における圧力は低下するから、逆止弁４５のコイルばね４７の付勢力と主ギヤポンプ部Ｐ１側からの圧力で弁体４６がリヤ側吐出路４３を閉じる。
図５に示すように、逆止弁４５がリヤ側吐出路４３を閉じ、開閉弁５１がバイパス通路５０を開く状態では、主ギヤポンプ部Ｐ１が吐出するオイルのみが吐出通路４１を通じて外部へ吐出される。
副ギヤポンプ部Ｐ２により吐出されるオイルはバイパス通路５０へ供給され、バイパス通路５０から吸入通路３５の上流側において合流する。
従って、この場合、可変容量型ギヤポンプ１０における吐出流量は５０％であり、この運転状態は低容量運転状態である。
なお、この実施形態では、電磁弁５５を励磁した状態を５０％の吐出流量としたが、スプール５７の溝配置を変更し、電磁弁５５を励磁した状態を１００％の吐出流量とし、励磁が解除された状態を５０％の吐出流量としてもよい。

ところで、高容量運転時及び低容量運転時に関わらず、主駆動ギヤ２２及び副駆動ギヤ２５は、駆動軸２７の回転により駆動軸２７と一体的に回転される。
主駆動ギヤ２２は駆動軸２７と一体形成されているので、駆動軸２７の回転はそのまま主駆動ギヤ２２の回転となる。
一方、副駆動ギヤ２５は、駆動軸２７に対してスプライン嵌合されており、スプライン２７ａと駆動軸用貫通孔２５ａより構成される回転力伝達手段が駆動軸２７の回転は副駆動ギヤ２５へ伝達される。

また、主従動ギヤ２３及び副従動ギヤ２６は、駆動軸２７の回転により従動軸２８と一体的に回転される。
主従動ギヤ２３は従動軸２８と一体形成されているので、従動軸２８の回転はそのまま主従動ギヤ２３の回転となる。
副従動ギヤ２６における断面円形の従動軸用貫通孔２６ａには、従動軸２８の嵌挿軸部２８ａが嵌挿されるだけであるから、従動軸２８の回転が副従動ギヤへ伝達される訳ではない。
副従動ギヤ２６は、副駆動ギヤ２５との噛合により駆動軸２７から回転の伝達を受ける。
従動軸２８の回転と副従動ギヤ２６の回転は、駆動軸２７側から別個に伝達されるが、両者２６、２８は周速差も殆どなく同期して回転される。

ところで、ギヤポンプ１０の運転時においては、主駆動ギヤ２２と主従動ギヤ２３の閉じ込み部と、副駆動ギヤ２５及び副従動ギヤ２６の閉じ込み部に封入されたオイルは噛合による液圧縮を生じる。
各閉じ込み部におけるオイルの液圧縮は、主駆動ギヤ２２から主従動ギヤ２３から離隔させようとするギヤ離隔力や、副従動ギヤ２６を副駆動ギヤ２５から離隔させようとするギヤ離隔力を発生させる。
一方、サイドプレート１７、１９に設けられた溝１７ａ、１９ａは、図１に示すように、吐出側空間部３２と連通している。
これにより、吐出側空間部３２の高圧のオイルが、溝１７ａ、１９ａを介して、主駆動ギア２２および主従動ギア２３と主ギア室１２との間に流入するので、主駆動ギヤ２２と主従動ギヤ２３とを接近させようとするギヤ接近力が発生する。
同様に、サイドプレート１８、２０に設けられた溝１８ａ、２０ａは、図１に示すように、吐出側空間部３４と連通しており、上記と同様の理由により、副駆動ギヤ２５と副従動ギヤ２６とを接近させようとするギヤ接近力が発生する。

高容量運転時では、各吐出側空間部３２、３４における圧力が大きいことから、これらのギヤ接近力は、主駆動ギヤ２２を主従動ギヤ２３から離隔させようとする主ギヤ機構２１側のギヤ離隔力や、副従動ギヤ２６を副駆動ギヤ２５から離隔させようとする副ギヤ機構２４側のギヤ離隔力に十分対抗し得る。
従って、回転する駆動軸２７及び従動軸２８は、主ギヤ機構２１側のギヤ接近力と、副ギヤ機構２４ギヤ接近力と、を受けることにより、軸受２９とのクリアランスの範囲内における位置が定まる。

一方、低容量運転の場合、主ギヤ機構２１側のギヤ離隔力は、吐出側空間部３２における圧力が大きいことから、高容量運転時と同様にギヤ離隔力の影響を無視することができる。
回転する駆動軸２７及び従動軸２８は、主ギヤ機構２１側のギヤ接近力を受けることにより、高容量運転時と同様に軸受２９とのクリアランスの範囲内における位置が定まる。
副ギヤポンプ部Ｐ２では、吐出側空間部３４が吸入側空間部３３と同じ大気圧の状態にあり、副ギヤ機構２４側のギヤ接近力が小さく、副ギヤ機構２４側のギヤ離隔力の影響が相対的に大きくなる。
しかし、主従動ギヤ２３は従動軸２８と一体形成されており、この従動軸２８に副従動ギヤ２６が嵌装されていることにより、主従動ギヤ２３にかかるギヤ接近力が従動軸２８を介して副従動ギア２６にも働き、副従動ギヤの離隔を規制する。
つまり、駆動軸２７及び従動軸２８が副ギヤポンプ部Ｐ２では副駆動ギヤ２５と副従動ギヤ２６の離隔を規制する作用がある。

低容量運転時では、副従動ギヤ２６は従動軸用貫通孔２６ａと嵌挿軸部２８ａとのクリアランスの範囲内で離隔・接近を繰り返すが、軸受２９と従動軸２８のクリアランスよりも遥かに小さく、副従動ギヤ２６の離隔・接近は、異音発生や振動発生の面では無視できる範囲の離隔・接近にある。
このように、主従動ギヤ２３と副従動ギヤ２６はラジアル荷重を伝える従動軸２８によって連結されているから、従動軸２８は副ギヤ機構２４側のギヤ離隔力に対抗して副従動ギヤ２６の離隔を規制する。
従って、低容量運転時において、副ギヤポンプ部Ｐ２における副従動ギヤ２６と噛合する副駆動ギヤ２５に対する副従動ギヤ２６の離間及び接近が防止される。

この実施形態に係る可変容量型ギヤポンプは以下の効果を奏する。
（１）ギヤポンプ１０は、低容量運転において、副ギヤ機構２４側のギヤ接近力が小さく、副ギヤ機構２４側のギヤ離隔力の影響が相対的に大きくなるが、主従動ギヤ２３に作用するギヤ接近力が従動軸２８を介して副従動ギア２６にも作用する。さらに言うと、副ギヤポンプ部Ｐ２における副ギヤ機構２４側のギヤ離隔力が生じても、従動軸用貫通孔２６ａと嵌挿軸部２８ａとのクリアランスの範囲内で離隔・接近を繰り返すことに留まり、副従動ギヤ２６の離隔・接近は、異音発生や振動発生の面では無視できる範囲の離隔・接近にある。従って、低容量運転時において、副ギヤポンプ部Ｐ２における副従動ギヤ２６と噛合する副駆動ギヤ２５に対する副従動ギヤ２６の離間及び接近が防止される。

（２）従動軸２８が副従動ギヤ２６に対して相対回転可能であることからギヤポンプ１０の組み立て時において、主ギヤポンプ部Ｐ１の主駆動ギヤ２２と主従動ギヤ２３とを噛合させた後に副従動ギヤ２６を副駆動ギヤ２５への噛み合わせの位置決めが従来と同様に容易になる。

なお、上記の実施形態の変形例に係るギヤポンプ１０を図６に示す。
図６では、説明の便宜上、本発明の実施形態の符号を共通して用いている。
従動軸２８と副従動ギヤ２６を、駆動軸２７と副駆動ギヤ２５とのスプライン嵌合と同様に、スプライン嵌合させてもよい。
この変形例では、従動軸２８と副従動ギヤ２６とのスプライン結合により、従動軸２８の回転力が副従動ギヤ２６へ伝達されるとともに、副駆動ギヤ２５との噛合による回転力の伝達を受ける。

この変形例は、上記の実施形態と同様に、低容量運転時において、副ギヤポンプ部Ｐ２における副従動ギヤ２６と噛合する副駆動ギヤ２５に対する副従動ギヤ２６の離間及び接近を防止することができる。
ただし、主駆動ギヤ２２、副駆動ギヤ２５に対する主従動ギヤ２３、副従動ギヤ２６の噛み合わせの位置決めのために高度な加工精度が要求される。

なお、上記の実施形態（変形例を含む）に係る可変容量型ギヤポンプは、本発明の一実施形態を示すものであり、本発明は、上記した実施形態に限定されるものではなく、下記のように発明の趣旨の範囲内で種々の変更が可能である。

○ 上記の実施形態では、可変容量型ギヤポンプの最大流量を１００％としたとき、主ギヤポンプ部と副ギヤポンプ部をそれぞれ５０％としたが、両ギヤポンプ部の能力をそれぞれ５０％の限定する主旨ではなく、例えば、７０％と３０％のように両ギヤポンプ部の能力については条件に応じて適宜に設定すればよい。
○ 上記の実施形態では、ギヤポンプ部については、主ギヤポンプ部と副ギヤポンプ部の２個としたが、３個以上のギヤポンプ部を設けてもよい。この場合、低容量運転時においてバイパス通路に通すオイルは少なくとも１個のギヤポンプ部から吐出されるオイルであればよい。

○ 上記の実施形態では、吸入通路は長手方向に亘って円形横断面を有しているが、上記の実施形態では必ずしも円形横断面を有する吸入通路とする必要はない。吸入通路の横断面は、例えば、多角形状や楕円・長円状の吸入通路であってもよい。
○ 上記の実施形態では、各ギヤ室の吐出側空間部及び吐出通路と連通する吐出路が備えられているが、吐出路を設けずに各ギヤ室の吐出側空間部が吐出通路と直接連通するようにしてもよい。この場合、ギヤ室とギヤ室との間を結ぶ吐出通路を遮断するように逆止弁を設置する必要がある。

○ 上記の実施形態では、バイパス通路が駆動軸及び従動軸の後瑞よりも後方を通るように形成されていたが、バイパス通路については上記の各実施形態に示した位置に限定されない。例えば、バイパス通路を駆動軸及び従動軸の少なくとも一方の軸外周側に通すようにしてもよく、この場合、バイパス通路と吸入通路との合流部を吸入通路の上流側に設けるためには、最もリヤ側のギヤ室と駆動軸及び従動軸の後端との間にバイパス通路を設けることが好ましい。

○ 上記の実施形態では、副従動ギヤに設けられた断面円形の従動軸用貫通孔に従動軸が嵌挿される構成であるから、従動軸と副従動ギヤの相対回転と、軸方向への相対移動を可能としたが、例えば、主従動ギヤと同様に副従動ギヤと従動軸が一体化されてもよく、この場合、従動軸用貫通孔が存在せず従動軸とのクリアランスが存在しないので、従動軸用貫通孔が存在する場合と比較して、低容量運転時における副従動ギヤの離隔・接近をより確実に防止することができる。ただし、主駆動ギヤ、副駆動ギヤに対して、主従動ギヤ、副従動ギヤのがそれぞれ噛み合わさるよう高度な加工精度が要求される。また、主従動ギヤと副従動ギヤはそれぞれ共に従動軸に嵌挿されていてもよく、この場合、各部品の加工が容易となる。また、主従動ギヤと副従動ギヤはそれぞれ異なる従動軸と一体形成され、これらの従動軸をそれぞれの端部にねじ部を形成することにより連結させてもよく、この場合、それぞれのギヤが相対回転可能なので、ポンプを組み立てる際にそれぞれのギヤの噛み合わせが容易となる。

○ 上記の実施形態では、駆動軸及び副駆動ギヤにおける回転力伝達手段としてスプラインやキーを用いたが、回転力伝達手段は特に限定されない。回転力伝達手段は、例えば、スプラインに代えてキーやセレーションを利用してもよい。あるいは、駆動軸に対して副駆動ギヤを螺合により固定する螺子機構や、駆動軸及び副駆動ギヤの一体形成による回転力伝達手段であってもよい。さらに、回転力伝達手段を上記の実施形態のように従動軸よ副従動ギヤとの間で用いてもよい。

本発明の実施形態に係る可変容量型ギヤポンプの構造を示す断面側面図である。 （ａ）は図１におけるＡ−Ａ線の矢視図であり、図２（ａ）はサイドプレートを示す側面図である。 図２（ａ）におけるＢ−Ｂ線の矢視図である。 図１におけるＣ−Ｃ線の矢視図である。 低容量運転時の状態を示す可変容量型ギヤポンプの断面側面図である。 本発明の実施形態の変形例に係る可変容量型ギヤポンプの構造を示す断面平面図である。 従来技術に係る歯車ポンプの構造を示す断面側面図である。 図７に示す歯車ポンプを可変容量型ギヤポンプとして用いた場合の油圧回路図の一例である。

符号の説明

１０ 可変容量型ギヤポンプ
１２ 主ギヤ室
１３ 副ギヤ室
２１ 主ギヤ機構
２２ 主駆動ギヤ
２３ 主従動ギヤ
２４ 副ギヤ機構
２５ 副駆動ギヤ
２５ａ、７２ａ 駆動軸用貫通孔
２６ 副従動ギヤ
２６ａ 従動軸用貫通孔
２７ 駆動軸
２７ａ スプライン
２８ 従動軸
２９ 軸受
２８ａ 嵌挿軸部
４５ 逆止弁
５０、Ｌ８ バイパス通路
５１ 開閉弁
１００ 二連歯車ポンプまたはモータ
１０４、１０７〜１０９ 歯車
Ｌ１〜Ｌ７ 回路
Ｐ１ 主ギヤポンプ部
Ｐ２ 副ギヤポンプ部

Claims (2)

1. 互いに噛合する主駆動ギヤと主従動ギヤを有する主ギヤポンプ部と、互いに噛合する副駆動ギヤと副従動ギヤを有する副ギヤポンプ部と、前記主ギヤポンプ部及び前記副ギヤポンプ部の各吸入側空間部と連通する吸入通路と、前記主ギヤポンプ部及び前記副ギヤポンプ部の各吐出側空間部と連通する吐出通路と、前記副ギヤポンプ部の吐出側空間部へ吐出される作動油を前記吸入通路へ戻すバイパス通路と、前記主ギヤポンプ部の前記吐出側空間部へ吐出される作動油の前記副ギヤポンプ部の吐出側空間部への流入を防止する吐出側逆止弁と、前記バイパス通路を開閉する開閉弁と、を有する可変容量型ギヤポンプであって、
   前記主駆動ギヤと前記副駆動ギヤは一体回転可能に駆動軸によって連結され、前記主従動ギヤと前記副従動ギヤはラジアル荷重を伝える従動軸によって連結されていることを特徴とする可変容量型ギヤポンプ。
2. 前記主駆動ギヤ及び前記駆動軸は一体形成され、前記副駆動ギヤは前記駆動軸が嵌挿される駆動軸用貫通孔を有し、前記駆動軸の回転力を前記副駆動ギヤへ伝達する回転力伝達手段が備えられ、前記主従動ギヤ及び前記従動軸は一体形成され、前記副従動ギヤは前記従動軸が嵌挿される断面円形の従動軸用貫通孔を有することを特徴とする請求項１記載の可変容量型ギヤポンプ。

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