JP2009513859A - 軸線方向隙間を最適化された歯車ポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】 ポンプ、とくにポンプケースを有する内燃エンジン用オイルポンプを提供する。
【解決手段】 上記ポンプケースはポンプカバー（２）とポンプフランジ（３）とを有しており、ポンプカバー（２）とポンプフランジ（３）との間に少なくとも歯車組（４）が配置され、ポンプカバー（２）とポンプフランジ（３）が少なくとも一つのスペーサ要素（５）を介して結合されている。
【選択図】 図１．１

Description

本発明は、ポンプ、特に内燃エンジン用オイルポンプであって、ポンプケースを備えており、ポンプケースがポンプカバーとポンプフランジとを有し、ポンプカバーとポンプフランジとの間に少なくとも一つの歯車組が配置され、ポンプカバーとポンプフランジが少なくとも一つのスペーサ要素を介して結合されているものに関する。

燃料消費量の少ない自動車の開発は車両およびエンジン構成要素の最適化を必要とする。その際、頻度の高い短距離・市内交通における自動車エネルギー消費量にとって特別重要なのは、補機の運転に起因した損失である。なかんずくエンジン潤滑を確保するオイルポンプの軸動力は本来のエンジン出力の低下をもたらすことがあり、これにより燃料消費量が著しく上昇する。

マイナス４０℃までの場合、エンジン潤滑の機能と十分に迅速なエンジン潤滑が保証されねばならず、１６０℃までの高温無負荷運転時にオイル供給が瑕疵を有してはならない。高温無負荷運転はオイルポンプの高い内部漏れとエンジンの比較的高いオイル需要とを特徴としている。高温無負荷運転はオイルポンプの寸法設計にとって主要な動作点である。

一般に古典的ポンプ設計ではオイルポンプがこの動作点用に設計される。通常の車両運転時にこれは、内燃エンジンのオイル消費曲線が回転数にわたって逓減的に推移するので、過寸法設計されたオイルポンプを生じ、オイルポンプの吐出し特性曲線は回転数に伴って近似的に線形に上昇する。そのことに起因する供給過剰なオイルはリリーフ弁を通してエネルギー浪費的に放出される。

前記問題は、特に自動車産業が低粘度オイルの利用を希望することによって強まる。これにより、マイナス温度のときポンプの機能は確かに改善されるが、高温時に容積効率が低下する。

利用される歯車組と比べて異なる材料からほぼすべてのポンプケースが作製されることに他の問題がある。数多くのポンプケースは例えば重量節約の理由からアルミニウムダイカストから製造されるのに対して、歯車組は鋼、特に焼結鋼から製造される。ポンプケースと歯車組との熱膨張係数の違いのゆえに、歯車組とポンプケースとの間に計画された所要の軸線方向隙間が温度上昇時および／または温度低下時に変化することになる。温度上昇時には軸線方向隙間のほぼ直線的な増加が生じ、容積効率のさらなる低下が起き、損失は５０〜６０％となることがある。ポンプの容積効率は温度上昇時にほぼ直線的に低下する。

前記問題性は、以下の特性値を有するベーンポンプの例で一層深く理解される：
ケース ：アルミニウムダイカスト
歯車組 ：焼結鋼
歯車組の高さ：４６ｍｍ
温度範囲 ：−４０℃〜１５０℃
熱膨張係数 アルミニウムケース：０．００００２３８℃^-1
焼結鋼歯車組 ：０．００００１２℃^-1
ポンプの軸線方向隙間は０．０７ｍｍ／２０℃に設計される。
温度差 １３０℃（２０℃〜１５０℃）：
アルミニウム製ケースの膨張 ：
４６．０７ｍｍ＋４６．０７ｍｍ×０．００００２３８℃^-1×１３０℃＝４６．２１３ｍｍ
焼結鋼歯車組の膨張：
４６．００ｍｍ＋４６．００ｍｍ×０．００００１２℃^-1×１３０℃＝４６．０７ｍｍ
これは０．１４３ｍｍの軸線方向隙間を生じる。
温度差 ６０℃（−４０℃〜２０℃）：
アルミニウム製ケースの収縮：
４６．０７ｍｍ−４６．０７ｍｍ×０．００００２３８℃^-1×６０℃＝４６．００４ｍｍ
焼結鋼歯車組の収縮：
４６．００ｍｍ−４６．００ｍｍ×０．００００１２℃^-1×６０℃＝４５．９６７ｍｍ
これは０．０３７ｍｍの軸線方向隙間を生じる。

素材の熱膨張の違いにより軸線方向隙間は１５０℃では０．１４３ｍｍに増大し、−４０℃では０．０３７ｍｍに縮小する。軸線方向隙間の倍化と媒体粘度の低下は５０〜６０％の容積効率損失をもたらす。低い温度では、軸線方向隙間の縮小によって機能障害と機械効率のかなりの低下とを生じることがある。０．０１ｍｍの軸線方向隙間増加は１００℃、５．５バール、５５０ｒｐｍにおいて毎分約１リットルの吐出し量低下を意味する（アウスザーゲＡｕｓｓａｇｅ ＴＶ−Ｈ Ｎｏｖ．９８）。オイルポンプを設計するときこの容積損失が考慮されねばならず、ポンプは相応に大きく設計されねばならない。ポンプを大きく設計することによって、回転数が高い場合オイルが過剰に提供されることになり、このオイルは出力浪費的に排出されねばならない。

本発明の課題は、マイナス４０℃〜１６０℃の温度範囲において僅かに変化する軸線方向隙間を有しかつこの温度範囲にわたって僅かに低下するだけの容積効率を有するポンプを形成することである。

この課題は、本発明のポンプ、特に内燃エンジン用オイルポンプであって、ポンプケースを備えており、ポンプケースがポンプカバーとポンプフランジとを有し、ポンプカバーとポンプフランジとの間に少なくとも一つの歯車組が配置され、ポンプカバーとポンプフランジが少なくとも一つのスペーサ要素を介して結合され、スペーサ要素がポンプカバー、ポンプフランジおよび／または歯車組よりも小さな熱膨張係数を有するポンプによって解決される。

本発明により形成されるポンプは、アルミニウムダイカスト製ポンプケースと鋼製歯車組とを有するポンプに比べてポンプ容積効率を４０〜５０％向上させることを可能とする。本発明に係るポンプの容積効率は、鋼製ポンプケースと鋼製歯車組とを有するポンプに比べて約２０〜２５％高い。さらに、温度が低いとき機械効率は改善される。ポンプ寸法を低減できるので、ポンプ設計に対する作用に関して他の利点がある。さらに、ポンプの軸動力および重量の低減、なかんずく燃料消費量の低減が可能である。ポンプを本発明により造形することによって、最良の効率を有するほぼあらゆる種類のポンプにとって最適な軸線方向隙間を計算することができる。多くの種類のポンプにおいてこの最適化は費用上好ましいことに追加装備が可能である。

本発明に係るポンプ造形の諸利点が、技術の現状において評価されたベーンポンプを例に説明される。

最適化されたベーンポンプ：
インバールの熱膨張係数＝０．０００００１５℃^-1
インバール（ニッケル合金鋼）製スペーサ要素の膨張：
４６．０９ｍｍ＋４６．０９ｍｍ×０．０００００１５℃^-1×１３０℃＝４６．０９８ｍｍ
焼結鋼歯車組の膨張：
４６．００ｍｍ＋４６．００ｍｍ×０．００００１２℃^-1×１３０℃＝４６．０７２ｍｍ
そのことから０．０２６ｍｍの軸線方向隙間が生じる。

インバール（ニッケル合金鋼）製スペーサ要素の収縮：
４６．０９−４６．０９×０．０００００１５℃^-1×６０℃＝４６．０８６ｍｍ
焼結鋼歯車組の収縮：
４６．００ｍｍ−４６．０ｍｍ×０．００００１２℃^-1×６０℃＝４５．９６ｍｍ
そのことから０．１１９ｍｍの軸線方向隙間が生じる。

熱膨張係数０．０００００１５℃^-1のスペーサ要素を利用することによって軸線方向隙間は１５０℃では０．０２６ｍｍに縮小し、−４０℃では０．１１９ｍｍに増大する。それとともに、例えばニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）（熱膨張係数０．０００００１５℃^-1）からなるポンプケース内にスペーサ要素を組み込むことによって熱膨張の否定的作用が肯定的作用に逆転し、すなわち高温時には軸線方向隙間が縮小し、低温時には軸線方向隙間が増大することが明らかとなる。

温度を介した軸線方向隙間変化に関する熱膨張の作用がいまグラフに再現してある。

このグラフが示すように、鋼製ポンプケースと鋼製歯車組との組合せでは、ポンプケースと歯車組とが同じ熱膨張係数を有するので、計画された軸線方向隙間は温度に関して一定に留まる。重量に関して最適化されたアルミニウムダイカスト製ポンプケースを焼結鋼製歯車組と組合せると、高温時に軸線方向隙間が増加し、そのことに起因して、望ましくない内部漏れを生じることがわかる。アルミニウムダイカスト製軽量ポンプケースと、歯車組およびポンプケースよりも低い熱膨張係数を有する焼結鋼歯車組およびスペーサ要素とを本発明により組合せると、温度上昇時に軸線方向隙間が小さくなるのがわかる。

さらに、以下に再現するグラフによって、技術の現状により製造されたポンプについて圧力上昇時および温度上昇時に容積効率がどのように挙動するのかが示され、試験条件は以下のとおりであった：
ポンプケース：ねずみ鋳鉄
歯車組 ：焼結鋼
歯車組形式 ：遊星ロータ組
歯車組幅 ：１８．００ｍｍ
吐出し容積 ：５．４０ｃｍ³ ／回転
媒体 ：ＡＴＦ変速機オイル
回転数 ：５００ｒｐｍ

技術の現状により製造されたポンプの容積効率は２０℃で圧力上昇時に約７％低下することをはっきり認めることができる。温度を８０℃に高めると容積効率は約３０％低下する。

それに対して、以下に再現するグラフは本発明に係るポンプでは圧力上昇時および温度上昇時に容積効率がどのように挙動するのかを示し、試験条件は以下のとおりであった：
ポンプケース：インバール（ニッケル３６％のニッケル合金鋼）製スペーサブシュを組み込んだねずみ鋳鉄
歯車組 ：焼結鋼
歯車組形式 ：遊星ロータ組
歯車組幅 ：１８．００ｍｍ
吐出し容積 ：５．４０ｃｍ³ ／回転
媒体 ：ＡＴＦ変速機オイル
回転数 ：５００ｒｐｍ

本発明に係るポンプの容積効率は圧力上昇時、温度に殆ど左右されることなく約７％だけ低下することを認めることができる。

本発明の有利な一構成では、ポンプカバーとポンプフランジとの間にポンプ環状板が配置され、このポンプ環状板内で少なくとも一つの歯車組が支承され、ポンプ環状板がスペーサ要素と同じまたはそれより大きな熱膨張係数を有する。

本発明の他の有利な一構成では、スペーサ要素の熱膨張係数がポンプカバー、ポンプフランジ、歯車組および／またはポンプ環状板の各熱膨張係数よりも少なくとも係数１０だけ小さい。

本発明の特別有利な一構成では、スペーサ要素の熱膨張係数が０．００００２℃^-1未満である。

本発明の望ましい一構成では、スペーサ要素が、主にニッケルの割合３６％のニッケル合金鋼からなる。

本発明の他の望ましい一構成では、スペーサ要素が焼結金属からなる部品である。応用事例に調整された熱膨張係数を有するスペーサ要素を得るために、焼結金属部材は相応する合金要素を含んでおくことができる。

本発明の有利な一構成では、ポンプ環状板内で遊星ロータ組が偏心で支承され、インナロータが駆動軸と結合され、ポンプカバーとポンプ環状板とポンプフランジとが密封されて相互に分離されており、スペーサ要素が設けられており、スペーサ要素の高さが計画された軸線方向隙間の値だけ遊星ロータ組の高さよりも大きく、ポンプ環状板の高さが熱膨張係数値だけスペーサ要素の高さよりも小さく、ポンプカバーとポンプ環状板とポンプフランジとの間に生じる膨張隙間が密封要素によって密封される。

本発明の特別有利な一構成では、ポンプカバーが鍔部を備えており、この鍔部がポンプ環状板内に突出し、ポンプ環状板内で遊星ロータ組が支承されており、ポンプ環状板に少なくとも一つのスペーサ要素が挿通され、このスペーサ要素がポンプカバーおよびポンプフランジと接触している。

本発明の他の有利な一構成では、ポンプカバーとポンプフランジが鍔部を備えており、この鍔部がポンプ環状板内に突出し、ポンプ環状板内で遊星ロータ組が支承されており、ポンプ環状板に少なくともスペーサ要素が挿通されており、このスペーサ要素がポンプカバーおよびポンプフランジと接触している。

実施例の略図面を基に本発明が説明される。

図１．１は板構造様式のポンプケースの断面を示しており、このポンプケースはポンプカバー２とポンプ環状板６とポンプフランジ３とからなる。ポンプ環状板６内で偏心で支承された遊星ロータ組４はアウタロータ１６と遊星ロータ１７とインナロータ７とからなる。駆動軸９を介してインナロータ７が駆動される。ポンプ環状板６内でスペーサブシュ５用軸受穴１４が設けられている。ポンプカバー２とポンプフランジ３とにＯリング溝１２が設けられ、このＯリング溝に嵌挿されたシールリング１１（Ｏリング）が外部への漏れを防止する。

スペーサブシュ５が遊星ロータ組の高さと調整され、スペーサブシュ５は計画された軸線方向隙間２４の値だけ正確に遊星ロータ組４の高さよりも高くなるようにされている。スペーサブシュ５と遊星ロータ組４との間の高さ差は周囲温度のとき軸線方向隙間２４に一致している。

ポンプ環状板６がスペーサブシュ５と調整され、ポンプ環状板６は熱膨張値（熱膨張係数（ポンプ環状板）×高さ（ポンプ環状板）×温度）だけスペーサブシュ５よりも小さくなるようにされている。これは膨張隙間１５に一致する。

ポンプ１をねじで固定すると、ポンプカバー２とポンプフランジ３とがスペーサブシュ５に押付けられる。ポンプカバー２とポンプ環状板６とポンプフランジ３との間に膨張隙間１５が生じ、この膨張隙間は弾性Ｏリング１１．１、１１．２によって密封される。

スペーサブシュ５の材料は、熱膨張係数が歯車組４およびポンプ環状板６の熱膨張係数よりも常に小さくなるように選択されている。本事例においてスペーサブシュ５用材料としてニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）を利用するのが有利である。この材料は熱膨張係数が０．０００００１５℃^-1であり、従って焼結鋼または鋼の熱膨張係数よりも係数１０だけ小さい。歯車組４を焼結Ａｌｕ Ｓｉ １４で形成することも有利である。

図１．２が示すように、ポンプカバー２にピッチ円上で８つの貫通穴１３が設けられ、ポンプフランジ３にはねじ１４でねじ締めするための８つのねじ穴が設けられている。ポンプ環状板６にはポンプカバー２の同じピッチ円上で、貫通穴１３と同じ位置に、スペーサブシュ５として構成されるスペーサ要素用の軸受穴１４が設けられている。

図１．３は図１．１による細部を示しており、ポンプカバー２とポンプフランジ３とポンプ環状板６との間で偏心で支承される遊星ロータ組４はアウタロータ１６と遊星ロータ１７とインナロータ７とからなる。ポンプカバー２とポンプフランジ３とに設けられるＯリング溝１２．１、１２．２にシールリング１１．１、１１．２（Ｏリング）が嵌挿され、これが外部への漏れを防止する。スペーサ要素５はポンプ環状板６よりも大きな高さを有し、膨張隙間１５．１、１５．２が生じる。

図１．１、図１．２、図１．３による本発明に係るポンプではポンプ試験において以下の値が得られる。
２０℃における軸線方向隙間 ：０．０５ｍｍ
焼結鋼製歯車組 ：２０．００ｍｍ高
ニッケル合金鋼（３６％Ｎｉ）製スペーサブシュ：２０．０５ｍｍ高
温度差１３０℃ ：（２０〜１５０℃）
歯車組の膨張 ：２０．０３１２ｍｍに
スペーサブシュの膨張 ：２０．０５３９ｍｍに
従って、１５０℃では０．０２２７ｍｍの軸線方向隙間が生じよう。
温度差６０℃ ：（−４０〜２０℃）
歯車組の収縮 ：１９．９８５６ｍｍに
スペーサブシュの収縮 ：２０．０４８２ｍｍに
従ってマイナス４０℃では０．０６２５ｍｍの軸線方向隙間が生じる。
ＡＴＦ変速機オイル、１５０℃では約３．４ｍｍ² ／ｓ（ｃＳｔ）
ＡＴＦ変速機オイル、−４０℃では約１００００² ／ｓ（ｃＳｔ）
図２．１は、図１によるポンプ１の同じ挙動を達成する本発明の他の構成態様を示す。この構造は細い歯車組にとって最適である。ポンプカバー２はポンプ環状板６内に突出する鍔部１８を備えている。この鍔部１８はポンプ環状板６に嵌め込むことができる。ポンプカバー２がスペーサブシュ５に嵌着されているので、鍔部長１９は温度上昇時に歯車組４の方向に増大し、軸線方向隙間２４に影響する。軸線方向隙間２４を設計するとき鍔部長１９は、ポンプカバー２の鍔部長１９の膨張を介して所要の軸線方向隙間２４が生じるように設計されている。ポンプカバー２はアルミニウムダイカスト製、歯車組は鋼または焼結鋼製である。ポンプ環状板６はアルミニウムダイカストからなり、スペーサブシュ５はニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）からなる。ポンプフランジ３の材料はこの構造の場合膨張に影響しない。鍔部１８の熱膨張係数は極力高くなければならないであろう。

図２．２は図２．１による細部を示す。

本発明に係る構造について以下の値が生じる：
軸線方向隙間／２０℃： ＝０．０４ｍｍ
歯車組幅 ： ＝５．０ｍｍ
鍔部長 ： ＝７．０ｍｍ
スペーサブシュ長：歯車組幅＋鍔部長＋軸線方向隙間＝１２．０４
温度差 ： ＝１３０℃
スペーサブシュ（インバール）の膨張：
１２．０４ｍｍ＋１２．０４ｍｍ×０．０００００１５℃^-1×１３０℃＝１２．０４２３ｍｍ
歯車組（焼結鋼）の膨張：
５．０ｍｍ＋５．０ｍｍ×０．００００１２℃^-1×１３０℃＝５．００７８ｍｍ
アルミニウム製鍔部長の膨張：
７．０ｍｍ＋７．０ｍｍ×０．００００２３８℃^-1×１３０℃＝７．０２１ｍｍ
従って、１５０℃において生じる軸線方向隙間は、
１２．０４２３ｍｍ−５．００７８ｍｍ−７．０２１ｍｍ＝０．０１３ｍｍである。

他の構造上の可能性は、ニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）からポンプ環状板を作製することにある。選択的にポンプ環状板は黄銅または赤色真鋳から作製しておくこともでき、熱膨張係数は約０．００００１８℃^-1となろう。

図３．１は図２．１と同様の構造の断面を示し、この構造では両方のポンプカバー２とポンプフランジ３は鍔部１８．１、１８．２を備えている。ポンプカバー２とポンプフランジ３はアルミニウム製、または類似の熱膨張係数を有する材料製としておくべきであろう。鍔部１８の熱膨張係数は極力高くなければならないであろう。

図３．２は図３．１による細部を示す。

図４．１が断面図で示す他の構造では、ポンプ環状板６とポンプフランジ３がコンパクトなポンプケース２０に取替えられる。ポンプケース２０の材料は例えばねずみ鋳鉄またはアルミニウムダイカストとすることができる。スペーサブシュ５用軸受穴２１の深さは歯車組幅２２に一致すべきであろう。軸受穴２１の深さとスペーサブシュ５の相応する長さとを変化させることによって、付加的に軸線方向隙間２４に影響を及ぼすことができる。

図４．２は図４．１による細部を示す。

図５．１は図４．１に対する本発明の構成を示し、軸受穴２１の深さ、それに応じてスペーサ要素の高さは歯車組幅２２よりも小さい。特に歯車組４が幅広く、例えば３０ｍｍを超える場合、歯車組４の材料とスペーサ要素５の材料との間の熱膨張差が過大であるという問題が現れ、これにより軸線方向隙間２４がゼロに向かうであろう。スペーサ要素５が歯車組幅２２よりも小さな高さを有することに一つの解決がある。スペーサ要素５の膨張は、
Ｌ２×（熱膨張係数（Ｇｅｈａｕｅｓｅ）×温度＋Ｌ１×（熱膨張係数（Ｄｉｓｔａｎｚｅｌｅｍｅｎｔ）×温度として計算することができる。

図５．２は図５．１による細部を示す。

図１．２のＡ−Ａ線に沿った本発明に係る板構造様式のポンプ断面図である。 図１．１の平面図である。 図１．１による細部Ｘ１を示す。 本発明に係る第１変更態様の断面図である。 図２．１による細部Ｘ２を示す。 本発明に係る第２変更態様の断面図である。 図３．１による細部Ｘ３を示す。 本発明に係る第３変更態様の断面図である。 図４．１による細部Ｘ４を示す。 本発明に係る第４変更態様の断面図である。 図５．１による細部Ｘ５を示す。

このグラフが示すように、鋼製ポンプケースと鋼製歯車組との組合せでは、ポンプケースと歯車組とが同じ熱膨張係数を有するので、計画された軸線方向隙間は温度に関して一定に留まる。重量に関して最適化されたアルミニウムダイカスト製ポンプケースを焼結鋼製歯車組と組合せると、高温時に軸線方向隙間が増加し、そのことに起因して、望ましくない内部漏れを生じることがわかる。アルミニウムダイカスト製軽量ポンプケースと、焼結鋼歯車組と、ポンプケースおよび焼結鋼歯車組よりも低い熱膨張係数を有するスペーサ要素とを本発明により組合せると、温度上昇時に軸線方向隙間が小さくなるのがわかる。

本発明の他の有利な一構成では、スペーサ要素の熱膨張係数がポンプカバー、ポンプフランジ、歯車組および／またはポンプ環状板の各熱膨張係数未満であり且つ１０分の一以上である。

スペーサブシュ５の材料は、熱膨張係数が歯車組４およびポンプ環状板６の熱膨張係数よりも常に小さくなるように選択されている。本事例においてスペーサブシュ５用材料としてニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）を利用するのが有利である。この材料は熱膨張係数が０．０００００１５℃^-1であり、従って焼結鋼または鋼の熱膨張係数未満であり且つ１０分の一以上である。歯車組４を焼結Ａｌｕ Ｓｉ １４で形成することも有利である。

本発明は、ポンプ、特に内燃エンジン用オイルポンプであって、ポンプケースを備えており、ポンプケースがポンプカバーとポンプフランジとを有し、ポンプカバーとポンプフランジとの間に少なくとも一つの歯車組が配置され、ポンプカバーとポンプフランジが少なくとも一つのスペーサ要素を介して結合されているものに関する。

燃料消費量の少ない自動車の開発は車両およびエンジン構成要素の最適化を必要とする。その際、頻度の高い短距離・市内交通における自動車エネルギー消費量にとって特別重要なのは、補機の運転に起因した損失である。なかんずくエンジン潤滑を確保するオイルポンプの軸動力は本来のエンジン出力の低下をもたらすことがあり、これにより燃料消費量が著しく上昇する。

マイナス４０℃までの場合、エンジン潤滑の機能と十分に迅速なエンジン潤滑が保証されねばならず、１６０℃までの高温無負荷運転時にオイル供給が瑕疵を有してはならない。高温無負荷運転はオイルポンプの高い内部漏れとエンジンの比較的高いオイル需要とを特徴としている。高温無負荷運転はオイルポンプの寸法設計にとって主要な動作点である。

一般に古典的ポンプ設計ではオイルポンプがこの動作点用に設計される。通常の車両運転時にこれは、内燃エンジンのオイル消費曲線が回転数にわたって逓減的に推移するので、過寸法設計されたオイルポンプを生じ、オイルポンプの吐出し特性曲線は回転数に伴って近似的に線形に上昇する。そのことに起因する供給過剰なオイルはリリーフ弁を通してエネルギー浪費的に放出される。

前記問題は、特に自動車産業が低粘度オイルの利用を希望することによって強まる。これにより、マイナス温度のときポンプの機能は確かに改善されるが、高温時に容積効率が低下する。

利用される歯車組と比べて異なる材料からほぼすべてのポンプケースが作製されることに他の問題がある。数多くのポンプケースは例えば重量節約の理由からアルミニウムダイカストから製造されるのに対して、歯車組は鋼、特に焼結鋼から製造される。ポンプケースと歯車組との熱膨張係数の違いのゆえに、歯車組とポンプケースとの間に計画された所要の軸線方向隙間が温度上昇時および／または温度低下時に変化することになる。温度上昇時には軸線方向隙間のほぼ直線的な増加が生じ、容積効率のさらなる低下が起き、損失は５０〜６０％となることがある。ポンプの容積効率は温度上昇時にほぼ直線的に低下する。

前記問題性は、以下の特性値を有するベーンポンプの例で一層深く理解される：
ケース ：アルミニウムダイカスト
歯車組 ：焼結鋼
歯車組の高さ：４６ｍｍ
温度範囲 ：−４０℃〜１５０℃
熱膨張係数 アルミニウムケース：０．００００２３８℃^-1
焼結鋼歯車組 ：０．００００１２℃^-1
ポンプの軸線方向隙間は０．０７ｍｍ／２０℃に設計される。
温度差 １３０℃（２０℃〜１５０℃）：
アルミニウム製ケースの膨張 ：
４６．０７ｍｍ＋４６．０７ｍｍ×０．００００２３８℃^-1×１３０℃＝４６．２１３ｍｍ
焼結鋼歯車組の膨張：
４６．００ｍｍ＋４６．００ｍｍ×０．００００１２℃^-1×１３０℃＝４６．０７ｍｍ
これは０．１４３ｍｍの軸線方向隙間を生じる。
温度差 ６０℃（−４０℃〜２０℃）：
アルミニウム製ケースの収縮：
４６．０７ｍｍ−４６．０７ｍｍ×０．００００２３８℃^-1×６０℃＝４６．００４ｍｍ
焼結鋼歯車組の収縮：
４６．００ｍｍ−４６．００ｍｍ×０．００００１２℃^-1×６０℃＝４５．９６７ｍｍ
これは０．０３７ｍｍの軸線方向隙間を生じる。

素材の熱膨張の違いにより軸線方向隙間は１５０℃では０．１４３ｍｍに増大し、−４０℃では０．０３７ｍｍに縮小する。軸線方向隙間の倍化と媒体粘度の低下は５０〜６０％の容積効率損失をもたらす。低い温度では、軸線方向隙間の縮小によって機能障害と機械効率のかなりの低下とを生じることがある。０．０１ｍｍの軸線方向隙間増加は１００℃、５．５バール、５５０ｒｐｍにおいて毎分約１リットルの吐出し量低下を意味する（アウスザーゲＡｕｓｓａｇｅ ＴＶ−Ｈ Ｎｏｖ．９８）。オイルポンプを設計するときこの容積損失が考慮されねばならず、ポンプは相応に大きく設計されねばならない。ポンプを大きく設計することによって、回転数が高い場合オイルが過剰に提供されることになり、このオイルは出力浪費的に排出されねばならない。

本発明の課題は、マイナス４０℃〜１６０℃の温度範囲において僅かに変化する軸線方向隙間を有しかつこの温度範囲にわたって僅かに低下するだけの容積効率を有するポンプを形成することである。

この課題は、本発明のポンプ、特に内燃エンジン用オイルポンプであって、ポンプケースを備えており、ポンプケースがポンプカバーとポンプフランジとを有し、ポンプカバーとポンプフランジとの間に少なくとも一つの歯車組が配置され、ポンプカバーとポンプフランジが少なくとも一つのスペーサ要素を介して結合され、スペーサ要素がポンプカバー、ポンプフランジおよび／または歯車組よりも小さな熱膨張係数を有するポンプによって解決される。

本発明により形成されるポンプは、アルミニウムダイカスト製ポンプケースと鋼製歯車組とを有するポンプに比べてポンプ容積効率を４０〜５０％向上させることを可能とする。本発明に係るポンプの容積効率は、鋼製ポンプケースと鋼製歯車組とを有するポンプに比べて約２０〜２５％高い。さらに、温度が低いとき機械効率は改善される。ポンプ寸法を低減できるので、ポンプ設計に対する作用に関して他の利点がある。さらに、ポンプの軸動力および重量の低減、なかんずく燃料消費量の低減が可能である。ポンプを本発明により造形することによって、最良の効率を有するほぼあらゆる種類のポンプにとって最適な軸線方向隙間を計算することができる。多くの種類のポンプにおいてこの最適化は費用上好ましいことに追加装備が可能である。

本発明に係るポンプ造形の諸利点が、技術の現状において評価されたベーンポンプを例に説明される。

最適化されたベーンポンプ：
インバールの熱膨張係数＝０．０００００１５℃^-1
インバール（ニッケル合金鋼）製スペーサ要素の膨張：
４６．０９ｍｍ＋４６．０９ｍｍ×０．０００００１５℃^-1×１３０℃＝４６．０９８ｍｍ
焼結鋼歯車組の膨張：
４６．００ｍｍ＋４６．００ｍｍ×０．００００１２℃^-1×１３０℃＝４６．０７２ｍｍ
そのことから０．０２６ｍｍの軸線方向隙間が生じる。

インバール（ニッケル合金鋼）製スペーサ要素の収縮：
４６．０９−４６．０９×０．０００００１５℃^-1×６０℃＝４６．０８６ｍｍ
焼結鋼歯車組の収縮：
４６．００ｍｍ−４６．０ｍｍ×０．００００１２℃^-1×６０℃＝４５．９６ｍｍ
そのことから０．１１９ｍｍの軸線方向隙間が生じる。

熱膨張係数０．０００００１５℃^-1のスペーサ要素を利用することによって軸線方向隙間は１５０℃では０．０２６ｍｍに縮小し、−４０℃では０．１１９ｍｍに増大する。それとともに、例えばニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）（熱膨張係数０．０００００１５℃^-1）からなるポンプケース内にスペーサ要素を組み込むことによって熱膨張の否定的作用が肯定的作用に逆転し、すなわち高温時には軸線方向隙間が縮小し、低温時には軸線方向隙間が増大することが明らかとなる。

温度を介した軸線方向隙間変化に関する熱膨張の作用が図６のグラフに再現してある。

このグラフが示すように、鋼製ポンプケースと鋼製歯車組との組合せでは、ポンプケースと歯車組とが同じ熱膨張係数を有するので、計画された軸線方向隙間は温度に関して一定に留まる。重量に関して最適化されたアルミニウムダイカスト製ポンプケースを焼結鋼製歯車組と組合せると、高温時に軸線方向隙間が増加し、そのことに起因して、望ましくない内部漏れを生じることがわかる。アルミニウムダイカスト製軽量ポンプケースと、歯車組およびポンプケースよりも低い熱膨張係数を有する焼結鋼歯車組およびスペーサ要素とを本発明により組合せると、温度上昇時に軸線方向隙間が小さくなるのがわかる。

さらに、図７に再現するグラフによって、技術の現状により製造されたポンプについて圧力上昇時および温度上昇時に容積効率がどのように挙動するのかが示され、試験条件は以下のとおりであった：
ポンプケース：ねずみ鋳鉄
歯車組 ：焼結鋼
歯車組形式 ：遊星ロータ組
歯車組幅 ：１８．００ｍｍ
吐出し容積 ：５．４０ｃｍ³ ／回転
媒体 ：ＡＴＦ変速機オイル
回転数 ：５００ｒｐｍ
技術の現状により製造されたポンプの容積効率は２０℃で圧力上昇時に約７％低下することをはっきり認めることができる。温度を８０℃に高めると容積効率は約３０％低下する。

それに対して、図８に再現するグラフは本発明に係るポンプでは圧力上昇時および温度上昇時に容積効率がどのように挙動するのかを示し、試験条件は以下のとおりであった：
ポンプケース：インバール（ニッケル３６％のニッケル合金鋼）製スペーサブシュを組み込んだねずみ鋳鉄
歯車組 ：焼結鋼
歯車組形式 ：遊星ロータ組
歯車組幅 ：１８．００ｍｍ
吐出し容積 ：５．４０ｃｍ³ ／回転
媒体 ：ＡＴＦ変速機オイル
回転数 ：５００ｒｐｍ
本発明に係るポンプの容積効率は圧力上昇時、温度に殆ど左右されることなく約７％だけ低下することを認めることができる。

本発明の有利な一構成では、ポンプカバーとポンプフランジとの間にポンプ環状板が配置され、このポンプ環状板内で少なくとも一つの歯車組が支承され、ポンプ環状板がスペーサ要素と同じまたはそれより大きな熱膨張係数を有する。

本発明の他の有利な一構成では、スペーサ要素の熱膨張係数がポンプカバー、ポンプフランジ、歯車組および／またはポンプ環状板の各熱膨張係数よりも少なくとも係数１０だけ小さい。

本発明の特別有利な一構成では、スペーサ要素の熱膨張係数が０．００００２℃^-1未満である。

本発明の望ましい一構成では、スペーサ要素が、主にニッケルの割合３６％のニッケル合金鋼からなる。

本発明の他の望ましい一構成では、スペーサ要素が焼結金属からなる部品である。応用事例に調整された熱膨張係数を有するスペーサ要素を得るために、焼結金属部材は相応する合金要素を含んでおくことができる。

本発明の有利な一構成では、ポンプ環状板内で遊星ロータ組が偏心で支承され、インナロータが駆動軸と結合され、ポンプカバーとポンプ環状板とポンプフランジとが密封されて相互に分離されており、スペーサ要素が設けられており、スペーサ要素の高さが計画された軸線方向隙間の値だけ遊星ロータ組の高さよりも大きく、ポンプ環状板の高さが熱膨張係数値だけスペーサ要素の高さよりも小さく、ポンプカバーとポンプ環状板とポンプフランジとの間に生じる膨張隙間が密封要素によって密封される。

本発明の特別有利な一構成では、ポンプカバーが鍔部を備えており、この鍔部がポンプ環状板内に突出し、ポンプ環状板内で遊星ロータ組が支承されており、ポンプ環状板に少なくとも一つのスペーサ要素が挿通され、このスペーサ要素がポンプカバーおよびポンプフランジと接触している。

本発明の他の有利な一構成では、ポンプカバーとポンプフランジが鍔部を備えており、この鍔部がポンプ環状板内に突出し、ポンプ環状板内で遊星ロータ組が支承されており、ポンプ環状板に少なくともスペーサ要素が挿通されており、このスペーサ要素がポンプカバーおよびポンプフランジと接触している。

実施例の略図面を基に本発明が説明される。

図１．１は板構造様式のポンプケースの断面を示しており、このポンプケースはポンプカバー２とポンプ環状板６とポンプフランジ３とからなる。ポンプ環状板６内で偏心で支承された遊星ロータ組４はアウタロータ１６と遊星ロータ１７とインナロータ７とからなる。駆動軸９を介してインナロータ７が駆動される。ポンプ環状板６内でスペーサブシュ５用軸受穴１４が設けられている。ポンプカバー２とポンプフランジ３とにＯリング溝１２が設けられ、このＯリング溝に嵌挿されたシールリング１１（Ｏリング）が外部への漏れを防止する。

スペーサブシュ５が遊星ロータ組の高さと調整され、スペーサブシュ５は計画された軸線方向隙間２４の値だけ正確に遊星ロータ組４の高さよりも高くなるようにされている。スペーサブシュ５と遊星ロータ組４との間の高さ差は周囲温度のとき軸線方向隙間２４に一致している。

ポンプ環状板６がスペーサブシュ５と調整され、ポンプ環状板６は熱膨張値（熱膨張係数（ポンプ環状板）×高さ（ポンプ環状板）×温度）だけスペーサブシュ５よりも小さくなるようにされている。これは膨張隙間１５に一致する。

ポンプ１をねじで固定すると、ポンプカバー２とポンプフランジ３とがスペーサブシュ５に押付けられる。ポンプカバー２とポンプ環状板６とポンプフランジ３との間に膨張隙間１５が生じ、この膨張隙間は弾性Ｏリング１１．１、１１．２によって密封される。

スペーサブシュ５の材料は、熱膨張係数が歯車組４およびポンプ環状板６の熱膨張係数よりも常に小さくなるように選択されている。本事例においてスペーサブシュ５用材料としてニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）を利用するのが有利である。この材料は熱膨張係数が０．０００００１５℃^-1であり、従って焼結鋼または鋼の熱膨張係数よりも係数１０だけ小さい。歯車組４を焼結Ａｌｕ Ｓｉ １４で形成することも有利である。

図１．２が示すように、ポンプカバー２にピッチ円上で８つの貫通穴１３が設けられ、ポンプフランジ３にはねじ１４でねじ締めするための８つのねじ穴が設けられている。ポンプ環状板６にはポンプカバー２の同じピッチ円上で、貫通穴１３と同じ位置に、スペーサブシュ５として構成されるスペーサ要素用の軸受穴１４が設けられている。

図１．３は図１．１による細部を示しており、ポンプカバー２とポンプフランジ３とポンプ環状板６との間で偏心で支承される遊星ロータ組４はアウタロータ１６と遊星ロータ１７とインナロータ７とからなる。ポンプカバー２とポンプフランジ３とに設けられるＯリング溝１２．１、１２．２にシールリング１１．１、１１．２（Ｏリング）が嵌挿され、これが外部への漏れを防止する。スペーサ要素５はポンプ環状板６よりも大きな高さを有し、膨張隙間１５．１、１５．２が生じる。

図１．１、図１．２、図１．３による本発明に係るポンプではポンプ試験において以下の値が得られる。
２０℃における軸線方向隙間 ：０．０５ｍｍ
焼結鋼製歯車組 ：２０．００ｍｍ高
ニッケル合金鋼（３６％Ｎｉ）製スペーサブシュ：２０．０５ｍｍ高
温度差１３０℃ ：（２０〜１５０℃）
歯車組の膨張 ：２０．０３１２ｍｍに
スペーサブシュの膨張 ：２０．０５３９ｍｍに
従って、１５０℃では０．０２２７ｍｍの軸線方向隙間が生じよう。
温度差６０℃ ：（−４０〜２０℃）
歯車組の収縮 ：１９．９８５６ｍｍに
スペーサブシュの収縮 ：２０．０４８２ｍｍに
従ってマイナス４０℃では０．０６２５ｍｍの軸線方向隙間が生じる。
ＡＴＦ変速機オイル、１５０℃では約３．４ｍｍ² ／ｓ（ｃＳｔ）
ＡＴＦ変速機オイル、−４０℃では約１００００² ／ｓ（ｃＳｔ）
図２．１は、図１によるポンプ１の同じ挙動を達成する本発明の他の構成態様を示す。この構造は細い歯車組にとって最適である。ポンプカバー２はポンプ環状板６内に突出する鍔部１８を備えている。この鍔部１８はポンプ環状板６に嵌め込むことができる。ポンプカバー２がスペーサブシュ５に嵌着されているので、鍔部長１９は温度上昇時に歯車組４の方向に増大し、軸線方向隙間２４に影響する。軸線方向隙間２４を設計するとき鍔部長１９は、ポンプカバー２の鍔部長１９の膨張を介して所要の軸線方向隙間２４が生じるように設計されている。ポンプカバー２はアルミニウムダイカスト製、歯車組は鋼または焼結鋼製である。ポンプ環状板６はアルミニウムダイカストからなり、スペーサブシュ５はニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）からなる。ポンプフランジ３の材料はこの構造の場合膨張に影響しない。鍔部１８の熱膨張係数は極力高くなければならないであろう。

図２．２は図２．１による細部を示す。

本発明に係る構造について以下の値が生じる：
軸線方向隙間／２０℃： ＝０．０４ｍｍ
歯車組幅 ： ＝５．０ｍｍ
鍔部長 ： ＝７．０ｍｍ
スペーサブシュ長：歯車組幅＋鍔部長＋軸線方向隙間＝１２．０４
温度差 ： ＝１３０℃
スペーサブシュ（インバール）の膨張：
１２．０４ｍｍ＋１２．０４ｍｍ×０．０００００１５℃^-1×１３０℃＝１２．０４２３ｍｍ
歯車組（焼結鋼）の膨張：
５．０ｍｍ＋５．０ｍｍ×０．００００１２℃^-1×１３０℃＝５．００７８ｍｍ
アルミニウム製鍔部長の膨張：
７．０ｍｍ＋７．０ｍｍ×０．００００２３８℃^-1×１３０℃＝７．０２１ｍｍ
従って、１５０℃において生じる軸線方向隙間は、
１２．０４２３ｍｍ−５．００７８ｍｍ−７．０２１ｍｍ＝０．０１３ｍｍである。

他の構造上の可能性は、ニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）からポンプ環状板を作製することにある。選択的にポンプ環状板は黄銅または赤色真鋳から作製しておくこともでき、熱膨張係数は約０．００００１８℃^-1となろう。

図３．１は図２．１と同様の構造の断面を示し、この構造では両方のポンプカバー２とポンプフランジ３は鍔部１８．１、１８．２を備えている。ポンプカバー２とポンプフランジ３はアルミニウム製、または類似の熱膨張係数を有する材料製としておくべきであろう。鍔部１８の熱膨張係数は極力高くなければならないであろう。

図３．２は図３．１による細部を示す。

図４．１が断面図で示す他の構造では、ポンプ環状板６とポンプフランジ３がコンパクトなポンプケース２０に取替えられる。ポンプケース２０の材料は例えばねずみ鋳鉄またはアルミニウムダイカストとすることができる。スペーサブシュ５用軸受穴２１の深さは歯車組幅２２に一致すべきであろう。軸受穴２１の深さとスペーサブシュ５の相応する長さとを変化させることによって、付加的に軸線方向隙間２４に影響を及ぼすことができる。

図４．２は図４．１による細部を示す。

図５．１は図４．１に対する本発明の構成を示し、軸受穴２１の深さ、それに応じてスペーサ要素の高さは歯車組幅２２よりも小さい。特に歯車組４が幅広く、例えば３０ｍｍを超える場合、歯車組４の材料とスペーサ要素５の材料との間の熱膨張差が過大であるという問題が現れ、これにより軸線方向隙間２４がゼロに向かうであろう。スペーサ要素５が歯車組幅２２よりも小さな高さを有することに一つの解決がある。スペーサ要素５の膨張は、
Ｌ２×（熱膨張係数（Ｇｅｈａｕｅｓｅ）×温度＋Ｌ１×（熱膨張係数（Ｄｉｓｔａｎｚｅｌｅｍｅｎｔ）×温度として計算することができる。

図５．２は図５．１による細部を示す。

図１．２のＡ−Ａ線に沿った本発明に係る板構造様式のポンプ断面図である。 図１．１の平面図である。 図１．１による細部Ｘ１を示す。 本発明に係る第１変更態様の断面図である。 図２．１による細部Ｘ２を示す。 本発明に係る第２変更態様の断面図である。 図３．１による細部Ｘ３を示す。 本発明に係る第３変更態様の断面図である。 図４．１による細部Ｘ４を示す。 本発明に係る第４変更態様の断面図である。 図５．１による細部Ｘ５を示す。 温度と軸線方向隙間の変化との関係に関するグラフである。 技術の現状によるポンプにおける温度および圧力と容積効率の変化との関係 に関するグラフである。 本発明に係るポンプにおける温度および圧力と容積効率の変化との関係に関 するグラフである。

本発明は、ポンプ、特に内燃エンジン用オイルポンプであって、ポンプケースを備えており、ポンプケースがポンプカバーとポンプフランジとを有し、ポンプカバーとポンプフランジとの間に少なくとも一つの歯車組が配置され、ポンプカバーとポンプフランジが少なくとも一つのスペーサ要素を介して結合されているものに関する。

燃料消費量の少ない自動車の開発は車両およびエンジン構成要素の最適化を必要とする。その際、頻度の高い短距離・市内交通における自動車エネルギー消費量にとって特別重要なのは、補機の運転に起因した損失である。なかんずくエンジン潤滑を確保するオイルポンプの軸動力は本来のエンジン出力の低下をもたらすことがあり、これにより燃料消費量が著しく上昇する。

マイナス４０℃までの場合、エンジン潤滑の機能と十分に迅速なエンジン潤滑が保証されねばならず、１６０℃までの高温無負荷運転時にオイル供給が瑕疵を有してはならない。高温無負荷運転はオイルポンプの高い内部漏れとエンジンの比較的高いオイル需要とを特徴としている。高温無負荷運転はオイルポンプの寸法設計にとって主要な動作点である。

一般に古典的ポンプ設計ではオイルポンプがこの動作点用に設計される。通常の車両運転時にこれは、内燃エンジンのオイル消費曲線が回転数にわたって逓減的に推移するので、過寸法設計されたオイルポンプを生じ、オイルポンプの吐出し特性曲線は回転数に伴って近似的に線形に上昇する。そのことに起因する供給過剰なオイルはリリーフ弁を通してエネルギー浪費的に放出される。

前記問題は、特に自動車産業が低粘度オイルの利用を希望することによって強まる。これにより、マイナス温度のときポンプの機能は確かに改善されるが、高温時に容積効率が低下する。

利用される歯車組と比べて異なる材料からほぼすべてのポンプケースが作製されることに他の問題がある。数多くのポンプケースは例えば重量節約の理由からアルミニウムダイカストから製造されるのに対して、歯車組は鋼、特に焼結鋼から製造される。ポンプケースと歯車組との熱膨張係数の違いのゆえに、歯車組とポンプケースとの間に計画された所要の軸線方向隙間が温度上昇時および／または温度低下時に変化することになる。温度上昇時には軸線方向隙間のほぼ直線的な増加が生じ、容積効率のさらなる低下が起き、損失は５０〜６０％となることがある。ポンプの容積効率は温度上昇時にほぼ直線的に低下する。

前記問題性は、以下の特性値を有するベーンポンプの例で一層深く理解される：
ケース ：アルミニウムダイカスト
歯車組 ：焼結鋼
歯車組の高さ：４６ｍｍ
温度範囲 ：−４０℃〜１５０℃
熱膨張係数 アルミニウムケース：０．００００２３８℃^-1
焼結鋼歯車組 ：０．００００１２℃^-1
ポンプの軸線方向隙間は０．０７ｍｍ／２０℃に設計される。
温度差 １３０℃（２０℃〜１５０℃）：
アルミニウム製ケースの膨張 ：
４６．０７ｍｍ＋４６．０７ｍｍ×０．００００２３８℃^-1×１３０℃＝４６．２１３ｍｍ
焼結鋼歯車組の膨張：
４６．００ｍｍ＋４６．００ｍｍ×０．００００１２℃^-1×１３０℃＝４６．０７ｍｍ
これは０．１４３ｍｍの軸線方向隙間を生じる。
温度差 ６０℃（−４０℃〜２０℃）：
アルミニウム製ケースの収縮：
４６．０７ｍｍ−４６．０７ｍｍ×０．００００２３８℃^-1×６０℃＝４６．００４ｍｍ
焼結鋼歯車組の収縮：
４６．００ｍｍ−４６．００ｍｍ×０．００００１２℃^-1×６０℃＝４５．９６７ｍｍ
これは０．０３７ｍｍの軸線方向隙間を生じる。

素材の熱膨張の違いにより軸線方向隙間は１５０℃では０．１４３ｍｍに増大し、−４０℃では０．０３７ｍｍに縮小する。軸線方向隙間の倍化と媒体粘度の低下は５０〜６０％の容積効率損失をもたらす。低い温度では、軸線方向隙間の縮小によって機能障害と機械効率のかなりの低下とを生じることがある。０．０１ｍｍの軸線方向隙間増加は１００℃、５．５バール、５５０ｒｐｍにおいて毎分約１リットルの吐出し量低下を意味する（アウスザーゲＡｕｓｓａｇｅ ＴＶ−Ｈ Ｎｏｖ．９８）。オイルポンプを設計するときこの容積損失が考慮されねばならず、ポンプは相応に大きく設計されねばならない。ポンプを大きく設計することによって、回転数が高い場合オイルが過剰に提供されることになり、このオイルは出力浪費的に排出されねばならない。

本発明の課題は、マイナス４０℃〜１６０℃の温度範囲において僅かに変化する軸線方向隙間を有しかつこの温度範囲にわたって僅かに低下するだけの容積効率を有するポンプを形成することである。

この課題は、本発明のポンプ、特に内燃エンジン用オイルポンプであって、ポンプケースを備えており、ポンプケースがポンプカバーとポンプフランジとを有し、ポンプカバーとポンプフランジとの間に少なくとも一つの歯車組が配置され、ポンプカバーとポンプフランジが少なくとも一つのスペーサ要素を介して結合され、スペーサ要素がポンプカバー、ポンプフランジおよび／または歯車組よりも小さな熱膨張係数を有するポンプによって解決される。

本発明により形成されるポンプは、アルミニウムダイカスト製ポンプケースと鋼製歯車組とを有するポンプに比べてポンプ容積効率を４０〜５０％向上させることを可能とする。本発明に係るポンプの容積効率は、鋼製ポンプケースと鋼製歯車組とを有するポンプに比べて約２０〜２５％高い。さらに、温度が低いとき機械効率は改善される。ポンプ寸法を低減できるので、ポンプ設計に対する作用に関して他の利点がある。さらに、ポンプの軸動力および重量の低減、なかんずく燃料消費量の低減が可能である。ポンプを本発明により造形することによって、最良の効率を有するほぼあらゆる種類のポンプにとって最適な軸線方向隙間を計算することができる。多くの種類のポンプにおいてこの最適化は費用上好ましいことに追加装備が可能である。

本発明に係るポンプ造形の諸利点が、技術の現状において評価されたベーンポンプを例に説明される。

最適化されたベーンポンプ：
インバールの熱膨張係数＝０．０００００１５℃^-1
インバール（ニッケル合金鋼）製スペーサ要素の膨張：
４６．０９ｍｍ＋４６．０９ｍｍ×０．０００００１５℃^-1×１３０℃＝４６．０９８ｍｍ
焼結鋼歯車組の膨張：
４６．００ｍｍ＋４６．００ｍｍ×０．００００１２℃^-1×１３０℃＝４６．０７２ｍｍ
そのことから０．０２６ｍｍの軸線方向隙間が生じる。

インバール（ニッケル合金鋼）製スペーサ要素の収縮：
４６．０９−４６．０９×０．０００００１５℃^-1×６０℃＝４６．０８６ｍｍ
焼結鋼歯車組の収縮：
４６．００ｍｍ−４６．０ｍｍ×０．００００１２℃^-1×６０℃＝４５．９６ｍｍ
そのことから０．１１９ｍｍの軸線方向隙間が生じる。

熱膨張係数０．０００００１５℃^-1のスペーサ要素を利用することによって軸線方向隙間は１５０℃では０．０２６ｍｍに縮小し、−４０℃では０．１１９ｍｍに増大する。それとともに、例えばニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）（熱膨張係数０．０００００１５℃^-1）からなるポンプケース内にスペーサ要素を組み込むことによって熱膨張の否定的作用が肯定的作用に逆転し、すなわち高温時には軸線方向隙間が縮小し、低温時には軸線方向隙間が増大することが明らかとなる。

温度を介した軸線方向隙間変化に関する熱膨張の作用が図１２のグラフに再現してある。

このグラフが示すように、鋼製ポンプケースと鋼製歯車組との組合せでは、ポンプケースと歯車組とが同じ熱膨張係数を有するので、計画された軸線方向隙間は温度に関して一定に留まる。重量に関して最適化されたアルミニウムダイカスト製ポンプケースを焼結鋼製歯車組と組合せると、高温時に軸線方向隙間が増加し、そのことに起因して、望ましくない内部漏れを生じることがわかる。アルミニウムダイカスト製軽量ポンプケースと、焼結鋼歯車組と、ポンプケースおよび焼結鋼歯車組よりも低い熱膨張係数を有するスペーサ要素とを本発明により組合せると、温度上昇時に軸線方向隙間が小さくなるのがわかる。

さらに、図１３に再現するグラフによって、技術の現状により製造されたポンプについて圧力上昇時および温度上昇時に容積効率がどのように挙動するのかが示され、試験条件は以下のとおりであった：
ポンプケース：ねずみ鋳鉄
歯車組 ：焼結鋼
歯車組形式 ：遊星ロータ組
歯車組幅 ：１８．００ｍｍ
吐出し容積 ：５．４０ｃｍ³ ／回転
媒体 ：ＡＴＦ変速機オイル
回転数 ：５００ｒｐｍ
技術の現状により製造されたポンプの容積効率は２０℃で圧力上昇時に約７％低下することをはっきり認めることができる。温度を８０℃に高めると容積効率は約３０％低下する。

それに対して、図１４に再現するグラフは本発明に係るポンプでは圧力上昇時および温度上昇時に容積効率がどのように挙動するのかを示し、試験条件は以下のとおりであった：
ポンプケース：インバール（ニッケル３６％のニッケル合金鋼）製スペーサブシュを組み込んだねずみ鋳鉄
歯車組 ：焼結鋼
歯車組形式 ：遊星ロータ組
歯車組幅 ：１８．００ｍｍ
吐出し容積 ：５．４０ｃｍ³ ／回転
媒体 ：ＡＴＦ変速機オイル
回転数 ：５００ｒｐｍ
本発明に係るポンプの容積効率は圧力上昇時、温度に殆ど左右されることなく約７％だけ低下することを認めることができる。

本発明の有利な一構成では、ポンプカバーとポンプフランジとの間にポンプ環状板が配置され、このポンプ環状板内で少なくとも一つの歯車組が支承され、ポンプ環状板がスペーサ要素と同じまたはそれより大きな熱膨張係数を有する。

本発明の他の有利な一構成では、スペーサ要素の熱膨張係数がポンプカバー、ポンプフランジ、歯車組および／またはポンプ環状板の各熱膨張係数未満であり且つ１０分の一以上である。

本発明の特別有利な一構成では、スペーサ要素の熱膨張係数が０．００００２℃^-1未満である。

本発明の望ましい一構成では、スペーサ要素が、主にニッケルの割合３６％のニッケル合金鋼からなる。

本発明の他の望ましい一構成では、スペーサ要素が焼結金属からなる部品である。応用事例に調整された熱膨張係数を有するスペーサ要素を得るために、焼結金属部材は相応する合金要素を含んでおくことができる。

本発明の有利な一構成では、ポンプ環状板内で遊星ロータ組が偏心で支承され、インナロータが駆動軸と結合され、ポンプカバーとポンプ環状板とポンプフランジとが密封されて相互に分離されており、スペーサ要素が設けられており、スペーサ要素の高さが計画された軸線方向隙間の値だけ遊星ロータ組の高さよりも大きく、ポンプ環状板の高さが熱膨張係数値だけスペーサ要素の高さよりも小さく、ポンプカバーとポンプ環状板とポンプフランジとの間に生じる膨張隙間が密封要素によって密封される。

本発明の特別有利な一構成では、ポンプカバーが鍔部を備えており、この鍔部がポンプ環状板内に突出し、ポンプ環状板内で遊星ロータ組が支承されており、ポンプ環状板に少なくとも一つのスペーサ要素が挿通され、このスペーサ要素がポンプカバーおよびポンプフランジと接触している。

本発明の他の有利な一構成では、ポンプカバーとポンプフランジが鍔部を備えており、この鍔部がポンプ環状板内に突出し、ポンプ環状板内で遊星ロータ組が支承されており、ポンプ環状板に少なくともスペーサ要素が挿通されており、このスペーサ要素がポンプカバーおよびポンプフランジと接触している。

実施例の略図面を基に本発明が説明される。

図１は板構造様式のポンプケースの断面を示しており、このポンプケースはポンプカバー２とポンプ環状板６とポンプフランジ３とからなる。ポンプ環状板６内で偏心で支承された遊星ロータ組４はアウタロータ１６と遊星ロータ１７とインナロータ７とからなる。駆動軸９を介してインナロータ７が駆動される。ポンプ環状板６内でスペーサブシュ５用軸受穴１４が設けられている。ポンプカバー２とポンプフランジ３とにＯリング溝１２が設けられ、このＯリング溝に嵌挿されたシールリング１１（Ｏリング）が外部への漏れを防止する。

スペーサブシュ５が遊星ロータ組の高さと調整され、スペーサブシュ５は計画された軸線方向隙間２４の値だけ正確に遊星ロータ組４の高さよりも高くなるようにされている。スペーサブシュ５と遊星ロータ組４との間の高さ差は周囲温度のとき軸線方向隙間２４に一致している。

ポンプ環状板６がスペーサブシュ５と調整され、ポンプ環状板６は熱膨張値（熱膨張係数（ポンプ環状板）×高さ（ポンプ環状板）×温度）だけスペーサブシュ５よりも小さくなるようにされている。これは膨張隙間１５に一致する。

ポンプ１をねじで固定すると、ポンプカバー２とポンプフランジ３とがスペーサブシュ５に押付けられる。ポンプカバー２とポンプ環状板６とポンプフランジ３との間に膨張隙間１５が生じ、この膨張隙間は弾性Ｏリング１１．１、１１．２によって密封される。

スペーサブシュ５の材料は、熱膨張係数が遊星ロータ組４およびポンプ環状板６の熱膨張係数よりも常に小さくなるように選択されている。本事例においてスペーサブシュ５用材料としてニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）を利用するのが有利である。この材料は熱膨張係数が０．０００００１５℃^-1であり、従って焼結鋼または鋼の熱膨張係数未満であり且つ１０分の一以上である。遊星ロータ組４を焼結Ａｌｕ Ｓｉ １４で形成することも有利である。

図２が示すように、ポンプカバー２にピッチ円上で８つの貫通穴１３が設けられ、ポンプフランジ３にはねじ１４でねじ締めするための８つのねじ穴が設けられている。ポンプ環状板６にはポンプカバー２の同じピッチ円上で、貫通穴１３と同じ位置に、スペーサブシュ５として構成されるスペーサ要素用の軸受穴１４が設けられている。

図３は図１による細部を示しており、ポンプカバー２とポンプフランジ３とポンプ環状板６との間で偏心で支承される遊星ロータ組４はアウタロータ１６と遊星ロータ１７とインナロータ７とからなる。ポンプカバー２とポンプフランジ３とに設けられるＯリング溝１２．１、１２．２にシールリング１１．１、１１．２（Ｏリング）が嵌挿され、これが外部への漏れを防止する。スペーサ要素５はポンプ環状板６よりも大きな高さを有し、膨張隙間１５．１、１５．２が生じる。

図１、図２、図３による本発明に係るポンプではポンプ試験において以下の値が得られる。
２０℃における軸線方向隙間 ：０．０５ｍｍ
焼結鋼製遊星ロータ組 ：２０．００ｍｍ高
ニッケル合金鋼（３６％Ｎｉ）製スペーサブシュ：２０．０５ｍｍ高
温度差１３０℃ ：（２０〜１５０℃）
遊星ロータ組の膨張 ：２０．０３１２ｍｍに
スペーサブシュの膨張 ：２０．０５３９ｍｍに
従って、１５０℃では０．０２２７ｍｍの軸線方向隙間が生じよう。
温度差６０℃ ：（−４０〜２０℃）
遊星ロータ組の収縮 ：１９．９８５６ｍｍに
スペーサブシュの収縮 ：２０．０４８２ｍｍに
従ってマイナス４０℃では０．０６２５ｍｍの軸線方向隙間が生じる。
ＡＴＦ変速機オイル、１５０℃では約３．４ｍｍ² ／ｓ（ｃＳｔ）
ＡＴＦ変速機オイル、−４０℃では約１００００² ／ｓ（ｃＳｔ）
図４は、図１によるポンプ１の同じ挙動を達成する本発明の他の構成態様を示す。この構造は細い遊星ロータ組にとって最適である。ポンプカバー２はポンプ環状板６内に突出する鍔部１８を備えている。この鍔部１８はポンプ環状板６に嵌め込むことができる。ポンプカバー２がスペーサブシュ５に嵌着されているので、鍔部長１９は温度上昇時に遊星ロータ組４の方向に増大し、軸線方向隙間２４に影響する。軸線方向隙間２４を設計するとき鍔部長１９は、ポンプカバー２の鍔部長１９の膨張を介して所要の軸線方向隙間２４が生じるように設計されている。ポンプカバー２はアルミニウムダイカスト製、遊星ロータ組は鋼または焼結鋼製である。ポンプ環状板６はアルミニウムダイカストからなり、スペーサブシュ５はニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）からなる。ポンプフランジ３の材料はこの構造の場合膨張に影響しない。鍔部１８の熱膨張係数は極力高くなければならないであろう。

図５は図４による細部を示す。

本発明に係る構造について以下の値が生じる：
軸線方向隙間／２０℃： ＝０．０４ｍｍ
遊星ロータ組幅 ： ＝５．０ｍｍ
鍔部長 ： ＝７．０ｍｍ
スペーサブシュ長 ： 遊星ロータ組幅＋鍔部長＋軸線方向隙間＝１２．０４
温度差 ： ＝１３０℃
スペーサブシュ（インバール）の膨張：
１２．０４ｍｍ＋１２．０４ｍｍ×０．０００００１５℃^-1×１３０℃＝１２．０４２３ｍｍ
遊星ロータ組（焼結鋼）の膨張：
５．０ｍｍ＋５．０ｍｍ×０．００００１２℃^-1×１３０℃＝５．００７８ｍｍ
アルミニウム製鍔部長の膨張：
７．０ｍｍ＋７．０ｍｍ×０．００００２３８℃^-1×１３０℃＝７．０２１ｍｍ
従って、１５０℃において生じる軸線方向隙間は、
１２．０４２３ｍｍ−５．００７８ｍｍ−７．０２１ｍｍ＝０．０１３ｍｍである。

他の構造上の可能性は、ニッケル３６％のニッケル合金鋼（インバール）からポンプ環状板を作製することにある。選択的にポンプ環状板は黄銅または赤色真鋳から作製しておくこともでき、熱膨張係数は約０．００００１８℃^-1となろう。

図６は図４と同様の構造の断面を示し、この構造では両方のポンプカバー２とポンプフランジ３は鍔部１８．１、１８．２を備えている。ポンプカバー２とポンプフランジ３はアルミニウム製、または類似の熱膨張係数を有する材料製としておくべきであろう。鍔部１８の熱膨張係数は極力高くなければならないであろう。

図７は図６による細部を示す。

図８が断面図で示す他の構造では、ポンプ環状板６とポンプフランジ３がコンパクトなポンプケース２０に取替えられる。ポンプケース２０の材料は例えばねずみ鋳鉄またはアルミニウムダイカストとすることができる。スペーサブシュ５用軸受穴２１の深さは遊星ロータ組幅２２に一致すべきであろう。軸受穴２１の深さとスペーサブシュ５の相応する長さとを変化させることによって、付加的に軸線方向隙間２４に影響を及ぼすことができる。

図９は図８による細部を示す。

図１０は図８に対する本発明の構成を示し、軸受穴２１の深さ、それに応じてスペーサ要素の高さは遊星ロータ組幅２２よりも小さい。特に遊星ロータ組４が幅広く、例えば３０ｍｍを超える場合、遊星ロータ組４の材料とスペーサ要素５の材料との間の熱膨張差が過大であるという問題が現れ、これにより軸線方向隙間２４がゼロに向かうであろう。スペーサ要素５が遊星ロータ組幅２２よりも小さな高さを有することに一つの解決がある。スペーサ要素５の膨張は、
Ｌ２×（熱膨張係数（Ｇｅｈａｕｅｓｅ）×温度＋Ｌ１×（熱膨張係数（Ｄｉｓｔａｎｚｅｌｅｍｅｎｔ）×温度として計算することができる。

図１１は図１０による細部を示す。

図２のＡ−Ａ線に沿った本発明に係る板構造様式のポンプ断面図である。 図１の平面図である。 図１による細部Ｘ１を示す。 本発明に係る第１変更態様の断面図である。 図４による細部Ｘ２を示す。 本発明に係る第２変更態様の断面図である。 図６による細部Ｘ３を示す。 本発明に係る第３変更態様の断面図である。 図８による細部Ｘ４を示す。 本発明に係る第４変更態様の断面図である。 図１０による細部Ｘ５を示す。 温度と軸線方向隙間の変化との関係に関するグラフである。 技術の現状によるポンプにおける温度および圧力と容積効率の変化との関係に関するグラフである。 本発明に係るポンプにおける温度および圧力と容積効率の変化との関係に関するグラフである。

Claims (9)

1. ポンプ（１）、特に内燃エンジン用オイルポンプであって、ポンプケースを備えており、ポンプケースがポンプカバー（２）とポンプフランジ（３）とを有しており、ポンプカバー（２）とポンプフランジ（３）との間に少なくとも一つの歯車組（４）が配置され、ポンプカバー（２）とポンプフランジ（３）が少なくとも一つのスペーサ要素（５）を介して結合され、スペーサ要素（５）がポンプカバー（２）、ポンプフランジ（３）および／または歯車組（４）よりも小さな熱膨張係数を有することを特徴とするポンプ。
2. ポンプカバー（２）とポンプフランジ（３）との間にポンプ環状板（６）が配置され、このポンプ環状板内で少なくとも一つの歯車組（４）が支承され、ポンプ環状板（６）がスペーサ要素（５）と同じまたはそれより大きな熱膨張係数を有することを特徴とする、請求項１記載のポンプ（１）。
3. スペーサ要素（５）の熱膨張係数がポンプカバー（２）、ポンプフランジ（３）、歯車組（４）および／またはポンプ環状板（６）の各熱膨張係数よりも少なくとも係数１０だけ小さいことを特徴とする、請求項１または２記載のポンプ（１）。
4. スペーサ要素（５）の熱膨張係数が０．００００２℃^-1未満であることを特徴とする、請求項１〜３のいずれか１項記載のポンプ（１）。
5. スペーサ要素（５）が、主にニッケルの割合３６％のニッケル合金鋼からなることを特徴とする、請求項１〜４のいずれか１項記載のポンプ（１）。
6. スペーサ要素（５）が焼結部品であることを特徴とする、請求項１〜５のいずれか１項記載のポンプ（１）。
7. ポンプ環状板（６）内で遊星ロータ組（４）が偏心で支承され、インナロータ（７）が駆動軸（９）と結合され、ポンプカバー（２）とポンプ環状板（６）とポンプフランジ（３）が密封されて相互に分離されており、スペーサ要素（５）が設けられており、スペーサ要素の高さが計画された軸線方向隙間の値だけ遊星ロータ組（４）の高さよりも大きく、ポンプ環状板（６）の高さが熱膨張係数値だけスペーサ要素（５）の高さよりも小さく、ポンプカバー（２）とポンプ環状板（６）とポンプフランジ（３）との間に生じる膨張隙間（１０）が密封要素（１１）によって密封されることを特徴とする、請求項１〜６のいずれか１項記載のポンプ（１）。
8. ポンプカバー（２）が鍔部（１２）を備えており、この鍔部がポンプ環状板（６）内に突出し、ポンプ環状板（６）内で遊星ロータ組（４）が支承されており、ポンプ環状板（６）に少なくとも一つのスペーサ要素（５）が挿通され、このスペーサ要素がポンプカバー（２）およびポンプフランジ（３）と接触していることを特徴とする、請求項１〜７のいずれか１項記載のポンプ（１）。
9. ポンプカバー（２）とポンプフランジ（３）が鍔部（１２）を備えており、この鍔部がポンプ環状板（６）内に突出し、ポンプ環状板（６）内で遊星ロータ組（４）が支承されており、ポンプ環状板（６）に少なくとも一つのスペーサ要素（５）が挿通されており、このスペーサ要素がポンプカバー（２）およびポンプフランジ（３）と接触していることを特徴とする、請求項１〜８のいずれか１項記載のポンプ（１）。

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