JP2012207660A - Screw pump - Google Patents

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祐弥 井沢
Satoshi Umemura
聡 梅村
Takatoshi Saka
高寿 坂
Taku Inoue
拓 井上
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a screw pump reduced in acute-angled portions of rotors and achieving a high discharge volume ratio.SOLUTION: A first rotor 20 of a screw pump is provided with three teeth 20A and thus the number of teeth is 3. A profile of a dedendum portion 20A1 of the tooth 20A is formed in a trochoid curve based on one point of an intermediate diameter circle 30B2 of a second rotor 30. Further, a profile of an addendum portion 20A2 of the tooth 20A is formed in a cycloid curve based on one point of the intermediate diameter circle 30B2 of the second rotor 30, The second rotor 30 is provided with four teeth 30A and thus the number of teeth is 4. A profile of a dedendum portion 30A1 of a tooth 30A is formed in a trochoid curve based on an intermediate diameter circle 20B2 of a first rotor 20. A profile of an addendum portion 30A2 of the tooth 30A is formed in a cycloid curve based on an intermediate diameter circle 20B2 of the first rotor 20. A tooth width angle θ of the first rotor 20 is not less than a minimum angle at which the addendum portion 20A2 is in contact with an outer circle 20B3, and not more than an angle at which a discharge volume ratio is approximately equal to that at the minimum angle.

Description

この発明は、一対のロータの回転により流体をハウジング内へ吸入し、さらに、流体を
ハウジング外へ吐出するスクリュポンプに関する。 The present invention relates to a screw pump that sucks fluid into a housing by rotation of a pair of rotors and discharges the fluid out of the housing.

スクリュポンプは、螺旋状の歯を有した第一ロータと第二ロータが互いに噛み合って作動室を形成する。スクリュポンプは、第一ロータおよび第二ロータが回転することで、作動室に流体を閉じ込めて、スクリュポンプの吸入口から吐出口へと流体を搬送するものである。スクリュポンプでは、ブローホールなどにより流体の搬送効率が低下することが知られている。そのため、例えば、特許文献１のようにロータの形状を工夫し効率の向上が図られている。   In the screw pump, a first rotor and a second rotor having spiral teeth mesh with each other to form a working chamber. In the screw pump, the first rotor and the second rotor rotate to confine the fluid in the working chamber and convey the fluid from the suction port to the discharge port of the screw pump. In screw pumps, it is known that the efficiency of fluid transfer is reduced by blow holes or the like. Therefore, for example, as in Patent Document 1, the shape of the rotor is devised to improve efficiency.

特許文献１には、主動ローター（第一ロータ）と従動ローター（第二ロータ）が噛み合って回転自在に設けられたねじポンプ（スクリュポンプ）が開示されている。特許文献１のスクリュポンプでは、主動ローターの主歯形は、従動ローターの歯先端点が描くサイクロイドである。また、従動ローターの主歯形は、主動ローターの歯先端点が描くトロコイドである。これにより、筒抜け（ブローホール）の発生を防止している。   Patent Document 1 discloses a screw pump (screw pump) in which a main rotor (first rotor) and a driven rotor (second rotor) mesh with each other and are rotatably provided. In the screw pump of Patent Document 1, the main tooth profile of the main rotor is a cycloid drawn by the tooth tip of the driven rotor. The main tooth profile of the driven rotor is a trochoid drawn by the tooth tip of the main rotor. This prevents the occurrence of cylinder dropout (blowhole).

特開２００１−７３９５９号公報JP 2001-73959 A

ところで、特許文献１のねじポンプでは、従動ローターの歯先端点が鋭角となっている。そのため、加工工程および品質確保に工数がかかってしまうという問題がある。また、スクリュポンプは、一般的にルーツポンプに比べ容積効率が悪いという問題もあった。ロータを収容する容積に対しロータの占める面積が大きく、吐出容積が小さくなっていた。そのため、同じ吐出容積のルーツポンプなどに比べ、スクリュポンプの体格が大きくなってしまっていた。   By the way, in the screw pump of patent document 1, the tooth | gear tip point of a driven rotor has an acute angle. Therefore, there is a problem that man-hours are required for processing steps and quality assurance. In addition, the screw pump generally has a problem that the volumetric efficiency is lower than that of the roots pump. The area occupied by the rotor is large with respect to the volume for accommodating the rotor, and the discharge volume is small. Therefore, the physique of the screw pump has become larger than the root pump with the same discharge volume.

本発明は上記の問題点に鑑みてなされたもので、ロータの鋭角部分を減らし、吐出容積率の高いスクリュポンプの提供にある。   The present invention has been made in view of the above problems, and it is an object of the present invention to provide a screw pump having a high discharge volume ratio by reducing the acute angle portion of the rotor.

上記の課題を解決するために、本発明は、ハウジングと、ハウジング内に流体を吸入する吸入口と、ハウジングから流体を吐出する吐出口と、歯先端部がハウジングに接触する螺旋状の歯を有し、ハウジング内に回転自在に収容される第一ロータと、第一ロータの歯と噛み合い、歯先端部がハウジングに接触する螺旋状の歯を有し、第一ロータと同期回転自在にハウジング内に収容される第二ロータとを備え、第一ロータおよび第二ロータは、歯先部の輪郭がサイクロイド曲線で形成されるとともに、歯元部の輪郭がトロコイド曲線で形成されており、第二ロータのピッチ円は、第一ロータのピッチ円よりも大きく、第二ロータの条数は、第一ロータの条数よりも多く、第一ロータの歯幅角は、歯先端部が第一ロータの外径円に線接触する最小角度以上で、スクリュポンプの吐出容積率が最小角度のときとほぼ同等となる歯幅角以下の角度であることことを特徴とする。   In order to solve the above problems, the present invention includes a housing, a suction port for sucking fluid into the housing, a discharge port for discharging fluid from the housing, and a helical tooth whose tooth tip is in contact with the housing. A first rotor that is rotatably accommodated in the housing, and has a helical tooth that meshes with the teeth of the first rotor and the tooth tip contacts the housing, and is synchronously rotatable with the first rotor. A first rotor and a second rotor, wherein the outline of the tooth tip portion is formed with a cycloid curve and the contour of the tooth root portion is formed with a trochoid curve, The pitch circle of the two rotors is larger than the pitch circle of the first rotor, the number of stripes of the second rotor is larger than the number of stripes of the first rotor, and the tooth width angle of the first rotor The line contact with the outer diameter circle of the rotor An angle above, characterized in that it discharge volume ratio of the screw pump is an angle substantially less width angle to be equal to the time of the minimum angle.

本発明では、第一ロータの歯先部の輪郭をサイクロイド曲線で形成し、歯元部の輪郭をトロコイド曲線で形成した。そのため、第一ロータの歯幅を狭くしてシリンダ容積に対するロータ容積の比であるロータ占有率を低減することができ、スクリュポンプの吐出容積率を向上させることができる。さらに、第二ロータの歯先端部は鈍角部分が形成され、従来に比べ鋭角部分を低減することができる。なお、吐出容積率とは、シリンダ容積に対する理論吐出容積の比である理論吐出容積率にハウジングとロータとのクリアランスに起因する体積効率を乗じたものである。   In the present invention, the contour of the tooth tip portion of the first rotor is formed with a cycloid curve, and the contour of the tooth root portion is formed with a trochoid curve. Therefore, the tooth | gear width | variety of a 1st rotor can be narrowed, the rotor occupation rate which is the ratio of the rotor volume with respect to a cylinder volume can be reduced, and the discharge volume ratio of a screw pump can be improved. Furthermore, an obtuse angle portion is formed at the tooth tip portion of the second rotor, and an acute angle portion can be reduced as compared with the conventional case. The discharge volume ratio is obtained by multiplying the theoretical discharge volume ratio, which is the ratio of the theoretical discharge volume to the cylinder volume, by the volume efficiency resulting from the clearance between the housing and the rotor.

また、上記スクリュポンプにおいて、第一ロータおよび第二ロータは、互いの歯が噛み合うピッチ円上で歯先部のサイクロイド曲線から歯元部のトロコイド曲線へと変わることを特徴とする。   Further, in the screw pump, the first rotor and the second rotor change from a cycloid curve at the tooth tip portion to a trochoid curve at the tooth root portion on a pitch circle in which the teeth of each other mesh.

また、第一ロータの歯幅角を、ポンプの吐出容積率が最大となる角度より４度以内とした。
また、第一ロータの歯幅角を、最小角度以上で最小角度より９度大きい歯幅角以下の角度とした。
また、上記スクリュポンプにおいて、第一ロータの外径円の直径に対する第一ロータの回転軸心と第二ロータの回転軸心との間隔の比は、成立限界の最小値以上、最小値より０．０２大きい値以下の範囲内であることを特徴とする。 Further, the tooth width angle of the first rotor was set to 4 degrees or less from the angle at which the pump discharge volume ratio becomes the maximum.
Further, the tooth width angle of the first rotor was set to an angle not less than the minimum angle and not more than 9 degrees greater than the minimum angle.
In the screw pump, the ratio of the distance between the rotation axis of the first rotor and the rotation axis of the second rotor to the diameter of the outer diameter circle of the first rotor is equal to or greater than the minimum value of the establishment limit and is 0 from the minimum value. .02 It is within the range of a large value or less.

また、上記スクリュポンプにおいて、第一ロータは、３条の歯を有し、第二ロータは、４条の歯を有していることが好ましい。   In the screw pump, the first rotor preferably has three teeth, and the second rotor preferably has four teeth.

また、本発明は、ハウジングと、ハウジング内に流体を吸入する吸入口と、ハウジングから流体を吐出する吐出口と、歯先端部がハウジングに接触する螺旋状の歯を有し、ハウジング内に回転自在に収容される第一ロータと、第一ロータの歯と噛み合い、歯先端部がハウジングに接触する螺旋状の歯を有し、第一ロータと同期回転自在にハウジング内に収容される第二ロータとを備え、第一ロータは、歯先部の輪郭がサイクロイド曲線で形成されるとともに、歯元部の輪郭がインボリュート曲線で形成されており、第二ロータは、歯先部の輪郭がインボリュート曲線で形成されているとともに、歯元部の輪郭がトロコイド曲線で形成されており、第二ロータのピッチ円は、第一ロータのピッチ円よりも大きく、第二ロータの条数は、第一ロータの条数よりも多く、第一ロータの歯幅角は、歯先端部が第一ロータの外径円に線接触する最小角度以上で、ポンプの吐出容積率が最小角度のときとほぼ同等となる歯幅角以下の角度であることを特徴とする。   The present invention also includes a housing, a suction port for sucking fluid into the housing, a discharge port for discharging fluid from the housing, and a helical tooth whose tooth tip contacts the housing, and rotates in the housing. A first rotor that is freely accommodated, a second tooth that meshes with the teeth of the first rotor, has a helical tooth whose tooth tip contacts the housing, and is accommodated in the housing so as to be rotatable synchronously with the first rotor The first rotor has a tooth tip contour formed by a cycloid curve, the tooth root contour is formed by an involute curve, and the second rotor has a tooth tip contour involute. The contour of the tooth root is formed with a trochoid curve, the pitch circle of the second rotor is larger than the pitch circle of the first rotor, and the number of strips of the second rotor is the first Low The tooth width angle of the first rotor is equal to or greater than the minimum angle at which the tooth tip is in line contact with the outer diameter circle of the first rotor, and is approximately the same as when the pump discharge volume ratio is the minimum angle. It is the angle below the tooth width angle which becomes.

本発明では、第一ロータの歯先部の輪郭をサイクロイド曲線で形成し、歯元部の輪郭をトロコイド曲線で形成し、第二ロータの歯先部の輪郭をインボリュート曲線で形成し、歯元部をトロコイド曲線で形成した。そのため、第一ロータの歯幅を狭くしてロータ占有率を低減することができ、スクリュポンプの吐出容積率を向上させることができる。さらに、第二ロータの歯先端部は鈍角部分が形成され、従来に比べ鋭角部分を低減することができる。   In the present invention, the contour of the tooth tip portion of the first rotor is formed with a cycloid curve, the contour of the tooth root portion is formed with a trochoid curve, the contour of the tooth tip portion of the second rotor is formed with an involute curve, The part was formed with a trochoid curve. Therefore, the tooth | gear width | variety of a 1st rotor can be narrowed and a rotor occupation rate can be reduced, and the discharge volume rate of a screw pump can be improved. Furthermore, an obtuse angle portion is formed at the tooth tip portion of the second rotor, and an acute angle portion can be reduced as compared with the conventional case.

本発明により、ロータの鋭角部分を減らし、吐出容積率の高いスクリュポンプを提供することができる。   According to the present invention, a screw pump having a high discharge volume ratio can be provided by reducing the acute angle portion of the rotor.

本発明の第１の実施形態に係るスクリュポンプの上断面図である。It is an upper section of the screw pump concerning a 1st embodiment of the present invention. 本発明の第１の実施形態に係る第一ロータおよび第二ロータの断面図である。It is sectional drawing of the 1st rotor and 2nd rotor which concern on the 1st Embodiment of this invention. シミュレーションに用いた第一ロータおよび第二ロータを示す断面図である。It is sectional drawing which shows the 1st rotor and 2nd rotor which were used for simulation. シミュレーション結果を示す図である。It is a figure which shows a simulation result. シミュレーション結果を示す図である。It is a figure which shows a simulation result. シミュレーション結果を示す図である。It is a figure which shows a simulation result. シミュレーション結果を示す図である。It is a figure which shows a simulation result. 本発明の変更例に係るロータの断面図である。It is sectional drawing of the rotor which concerns on the example of a change of this invention.

以下、本発明の実施形態に係るスクリュポンプについて図に基づいて説明する。
図１に示すようにスクリュポンプ１０は横置き型のスクリュポンプである。スクリュポンプ１０は、オイルフリーの真空ポンプとして用いられる。スクリュポンプ１０のハウジングは、ロータハウジング１１と、ロータハウジング１１の前端部に接合されるフロントハウジング１２と、ロータハウジング１１の後端部に接合されるリヤハウジング１３とにより構成されている。ハウジング内の空間部には、互いに噛み合う第一ロータ２０及び第二ロータ３０が収容されている。 Hereinafter, a screw pump according to an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.
As shown in FIG. 1, the screw pump 10 is a horizontal screw pump. The screw pump 10 is used as an oil-free vacuum pump. The housing of the screw pump 10 includes a rotor housing 11, a front housing 12 joined to the front end portion of the rotor housing 11, and a rear housing 13 joined to the rear end portion of the rotor housing 11. A first rotor 20 and a second rotor 30 that mesh with each other are accommodated in a space in the housing.

ロータハウジング１１の一端側（図１の左側）には、ハウジング内に流体を吸入する吸入口１４が形成され、他端側（図１の右側）にはハウジング内の流体を外部へ吐出する吐出口１５が形成されている。吸入口１４は、略方形状に開口されて、第二ロータ３０寄りに配置されている。吸入口１４は、両ロータ２０、３０の噛み合う位置を臨んでいる。吐出口１５は、第二ロータ３０の側にて開口されている。吐出口１５の開口面積は、吸入口１４より小さく設定されている。   A suction port 14 for sucking fluid into the housing is formed on one end side (the left side in FIG. 1) of the rotor housing 11, and a discharge port for discharging the fluid in the housing to the outside on the other end side (the right side in FIG. 1). An outlet 15 is formed. The suction port 14 is opened in a substantially rectangular shape and is disposed closer to the second rotor 30. The suction port 14 faces a position where both the rotors 20 and 30 are engaged with each other. The discharge port 15 is opened on the second rotor 30 side. The opening area of the discharge port 15 is set smaller than that of the suction port 14.

第一シャフト２１は、第一ロータ２０を貫通し第一ロータ２０に固定されている。第二シャフト３１は、第二ロータ３０を貫通して第二ロータ３０に固定されている。第一ロータ２０の回転軸心Ａ１と第二ロータ３０の回転軸心Ａ２は、間隔Ｌで平行に配置される。第一シャフト２１の一端部（図１の左側）は、フロントハウジング１２に形成された軸孔１２Ａに挿通され、軸受１８を介してフロントハウジング１２に支持されている。第一シャフト２１の他端部（図１の右側）は、リヤハウジング１３に形成された軸孔１３Ａに挿通され、軸受１８を介してリヤハウジング１３に支持されている。   The first shaft 21 passes through the first rotor 20 and is fixed to the first rotor 20. The second shaft 31 passes through the second rotor 30 and is fixed to the second rotor 30. The rotation axis A1 of the first rotor 20 and the rotation axis A2 of the second rotor 30 are arranged in parallel at an interval L. One end (the left side in FIG. 1) of the first shaft 21 is inserted into a shaft hole 12 </ b> A formed in the front housing 12 and supported by the front housing 12 via a bearing 18. The other end (the right side in FIG. 1) of the first shaft 21 is inserted into a shaft hole 13 </ b> A formed in the rear housing 13 and supported by the rear housing 13 via a bearing 18.

第二シャフト３１の一端部（図１の左側）は、フロントハウジング１２に形成された軸孔１２Ｂに挿通され、軸受１８を介してフロントハウジング１２に支持されている。第二シャフト３１の他端部（図１の右側）は、リヤハウジング１３に形成された軸孔１３Ｂに挿通され、軸受１８を介してリヤハウジング１３に支持されている。即ち、第一ロータ２０は両端から突出する第一シャフト２１により両持式にハウジングに軸支される。第二ロータ３０は両端から突出する第二シャフト３１により両持式にハウジングに軸支される。   One end (the left side in FIG. 1) of the second shaft 31 is inserted into a shaft hole 12 </ b> B formed in the front housing 12 and supported by the front housing 12 via a bearing 18. The other end (the right side in FIG. 1) of the second shaft 31 is inserted into a shaft hole 13 </ b> B formed in the rear housing 13 and supported by the rear housing 13 via a bearing 18. In other words, the first rotor 20 is pivotally supported on the housing by a first shaft 21 projecting from both ends in a both-sided manner. The second rotor 30 is pivotally supported on the housing by a second shaft 31 protruding from both ends so as to be supported at both ends.

リヤハウジング１３を挟んでロータハウジング１１と反対側には、ギヤハウジング４０がリヤハウジング１３に接合されている。ギヤハウジング４０は、リヤハウジング１３とともにギヤ室４１を形成する。第一シャフト２１の他端部は、リヤハウジング１３を貫通しており、ギヤハウジング４０内において駆動ギヤ４２に固定されている。第二シャフト３１の他端部はリヤハウジング１３を貫通しており、ギヤハウジング４０内において従動ギヤ４３に固定されている。ギヤハウジング４０内には、駆動源としての電動モータ４５が配置され、電動モータ４５の出力軸４６は軸継手４７を介して第一シャフト２１の他端部に連結されている。駆動ギヤ４２と従動ギヤ４３の噛み合いにより、第一シャフト２１の回転は駆動ギヤ４２及び従動ギヤ４３を介して第二シャフト３１に伝達され、第一ロータ２０及び第二ロータ３０が同期回転される。   A gear housing 40 is joined to the rear housing 13 on the opposite side of the rotor housing 11 across the rear housing 13. The gear housing 40 forms a gear chamber 41 together with the rear housing 13. The other end of the first shaft 21 passes through the rear housing 13 and is fixed to the drive gear 42 in the gear housing 40. The other end of the second shaft 31 passes through the rear housing 13 and is fixed to the driven gear 43 in the gear housing 40. An electric motor 45 as a drive source is disposed in the gear housing 40, and an output shaft 46 of the electric motor 45 is connected to the other end portion of the first shaft 21 via a shaft coupling 47. Due to the engagement of the drive gear 42 and the driven gear 43, the rotation of the first shaft 21 is transmitted to the second shaft 31 via the drive gear 42 and the driven gear 43, and the first rotor 20 and the second rotor 30 are rotated synchronously. .

次に、図２に基づき第一ロータ２０および第二ロータ３０の形状について説明する。
第一ロータ２０は、３条のオスロータである。第一ロータ２０は、内径円２０Ｂ１で表せられる軸周面を有している。第一ロータ２０は、軸周面から径方向に放射状に広がる螺旋状の歯２０Ａを３つ備えている。内径円２０Ｂ１は、第一シャフト２１の回転軸心Ａ１を中心とする円である。各歯２０Ａは、図２に示すように第一ロータ２０の断面において、それぞれ等間隔に配置されている。 Next, the shapes of the first rotor 20 and the second rotor 30 will be described with reference to FIG.
The first rotor 20 is a three-row male rotor. The first rotor 20 has a shaft circumferential surface represented by an inner diameter circle 20B1. The first rotor 20 includes three helical teeth 20 </ b> A that spread radially from the axial peripheral surface in the radial direction. The inner diameter circle 20B1 is a circle centered on the rotation axis A1 of the first shaft 21. As shown in FIG. 2, the teeth 20 </ b> A are arranged at equal intervals in the cross section of the first rotor 20.

第一ロータ２０の歯２０Ａは、回転軸心Ａ１側の歯元部２０Ａ１と、歯元部２０Ａ１の外周側に位置する歯先部２０Ａ２とを有する。歯元部２０Ａ１と歯先部２０Ａ２の境界は、中径円２０Ｂ２で表されるロータ２０のピッチ円上にある。また、歯先部２０Ａ２の径方向の先端には、外径円２０Ｂ３で表される歯先端部２０Ａ３を有する。図２に示すように、歯元部２０Ａ１は、径方向において内径円２０Ｂ１と中径円２０Ｂ２との間に位置する部位である。歯先部２０Ａ２は、径方向において中径円２０Ｂ２と外径円２０Ｂ３との間に位置する部位である。中径円２０Ｂ２の直径は、内径円２０Ｂ１の直径より大きく設定されている。そして、外径円２０Ｂ３の直径は、中径円２０Ｂ２の直径よりも大きく設定されている。ロータハウジング１１の内周面の一部分は、外径円２０Ｂ３に沿う位置に形成されている。歯先端部２０Ａ３は、外径円２０Ｂ３上においてロータハウジング１１の内周面に接触する。第一ロータ２０は、歯２０Ａが螺旋状に形成されているので、歯先端部２０Ａ３は、ロータハウジング１１の内面に対し、線接触する。   The teeth 20A of the first rotor 20 have a tooth base portion 20A1 on the rotation axis A1 side and a tooth tip portion 20A2 located on the outer peripheral side of the tooth base portion 20A1. The boundary between the tooth root portion 20A1 and the tooth tip portion 20A2 is on the pitch circle of the rotor 20 represented by the medium diameter circle 20B2. In addition, a tooth tip portion 20A3 represented by an outer diameter circle 20B3 is provided at the radial tip of the tooth tip portion 20A2. As shown in FIG. 2, the tooth root portion 20A1 is a portion located between the inner diameter circle 20B1 and the middle diameter circle 20B2 in the radial direction. The tooth tip portion 20A2 is a portion located between the medium-diameter circle 20B2 and the outer-diameter circle 20B3 in the radial direction. The diameter of the medium diameter circle 20B2 is set larger than the diameter of the inner diameter circle 20B1. The diameter of the outer diameter circle 20B3 is set larger than the diameter of the medium diameter circle 20B2. A part of the inner peripheral surface of the rotor housing 11 is formed at a position along the outer diameter circle 20B3. The tooth tip 20A3 contacts the inner peripheral surface of the rotor housing 11 on the outer diameter circle 20B3. Since the first rotor 20 has teeth 20 </ b> A formed in a spiral shape, the tooth tip 20 </ b> A <b> 3 is in line contact with the inner surface of the rotor housing 11.

第二ロータ３０は、４条のメスロータである。第二ロータ３０は、内径円３０Ｂ１で表される軸周面を有している。内径円３０Ｂ１は、第二シャフト３１の回転軸心Ａ２を中心とする円である。第二ロータ３０は、軸周面から径方向に放射状に広がる螺旋状の歯３０Ａを４つ備えている。歯３０Ａは、第一ロータ２０の歯２０Ａと噛み合うものである。各歯３０Ａは、図２に示すように第二ロータ３０の断面において、等間隔に配置されている。   The second rotor 30 is a four-row female rotor. The second rotor 30 has an axial circumferential surface represented by an inner diameter circle 30B1. The inner diameter circle 30B1 is a circle centered on the rotation axis A2 of the second shaft 31. The second rotor 30 includes four spiral teeth 30 </ b> A that spread radially from the axial peripheral surface in the radial direction. The teeth 30A mesh with the teeth 20A of the first rotor 20. As shown in FIG. 2, the teeth 30 </ b> A are arranged at equal intervals in the cross section of the second rotor 30.

第二ロータ３０の歯３０Ａは、回転軸心Ａ２側の歯元部３０Ａ１と、歯元部３０Ａ１の外周側に位置する歯先部３０Ａ２とを有する。歯元部３０Ａ１と歯先部３０Ａ２の境界は、中径円３０Ｂ２で表されるロータ３０のピッチ円上にある。また、歯先部３０Ａ２の径方向の先端には、外径円３０Ｂ３で表される歯先端部３０Ａ３を有する。図２に示すように、歯元部３０Ａ１は、径方向において内径円３０Ｂ１と中径円３０Ｂ２との間に位置する部位である。歯先部３０Ａ２は、径方向において中径円３０Ｂ２と外径円３０Ｂ３との間に位置する部位である。歯先端部３０Ａ３は、外径円３０Ｂ３に沿うように円弧状に形成されている。中径円３０Ｂ２の直径は、内径円３０Ｂ１の直径より大きく設定されている。そして、外径円３０Ｂ３の直径は、中径円３０Ｂ２の直径よりも大きく設定されている。本実施形態において、第一ロータ２０の外径円２０Ｂ３と第二ロータ３０の外径円３０Ｂ３は、同じ直径で形成されている。ロータハウジング１１の内周面の一部分は、外径円３０Ｂ３に沿う位置に形成されている。歯先端部３０Ａ３は、外径円３０Ｂ３上においてロータハウジング１１の内周面に一定の面で接触する。   The tooth 30A of the second rotor 30 has a tooth base portion 30A1 on the rotation axis A2 side and a tooth tip portion 30A2 located on the outer peripheral side of the tooth base portion 30A1. The boundary between the tooth base portion 30A1 and the tooth tip portion 30A2 is on the pitch circle of the rotor 30 represented by the medium diameter circle 30B2. Further, a tooth tip portion 30A3 represented by an outer diameter circle 30B3 is provided at the radial tip of the tooth tip portion 30A2. As shown in FIG. 2, the tooth root portion 30A1 is a portion located between the inner diameter circle 30B1 and the middle diameter circle 30B2 in the radial direction. The tooth tip portion 30A2 is a portion located between the medium-diameter circle 30B2 and the outer-diameter circle 30B3 in the radial direction. The tooth tip 30A3 is formed in an arc shape along the outer diameter circle 30B3. The diameter of the medium-diameter circle 30B2 is set larger than the diameter of the inner-diameter circle 30B1. The diameter of the outer diameter circle 30B3 is set larger than the diameter of the medium diameter circle 30B2. In the present embodiment, the outer diameter circle 20B3 of the first rotor 20 and the outer diameter circle 30B3 of the second rotor 30 are formed with the same diameter. A part of the inner peripheral surface of the rotor housing 11 is formed at a position along the outer diameter circle 30B3. The tooth tip 30A3 contacts the inner peripheral surface of the rotor housing 11 on a constant surface on the outer diameter circle 30B3.

第一ロータ２０の歯元部２０Ａ１の輪郭は、第二ロータ３０の外径円３０Ｂ３に基づきトロコイド曲線で形成されている。つまり、第二ロータ３０の外径円３０Ｂ３上のある一点が第一ロータ２０のピッチ円である中径円２０Ｂ２のある点から描くトロコイド曲線として形成されている。本実施形態では、歯元部２０Ａ１の輪郭は、全てがトロコイド曲線となっている。一方、第一ロータ２０の歯先部２０Ａ２の輪郭は、第二ロータ３０の中径円３０Ｂ２に基づきサイクロイド曲線で形成されている。つまり、第二ロータ３０の中径円３０Ｂ２上のある一点が、第一ロータ２０のピッチ円である中径円２０Ｂ２のある点から描くサイクロイド曲線として形成されている。なお、歯先端部２０Ａ３（外径円２０Ｂ３上）において２つサイクロイド曲線が交わっている。また、歯先部２０Ａ２の輪郭は、全てがサイクロイド曲線となっている。   The outline of the tooth root portion 20 </ b> A <b> 1 of the first rotor 20 is formed by a trochoid curve based on the outer diameter circle 30 </ b> B <b> 3 of the second rotor 30. That is, a certain point on the outer diameter circle 30B3 of the second rotor 30 is formed as a trochoid curve drawn from a certain point of the medium diameter circle 20B2 that is the pitch circle of the first rotor 20. In the present embodiment, the outline of the tooth base portion 20A1 is entirely a trochoid curve. On the other hand, the outline of the tooth tip portion 20 </ b> A <b> 2 of the first rotor 20 is formed as a cycloid curve based on the medium-diameter circle 30 </ b> B <b> 2 of the second rotor 30. That is, a certain point on the medium diameter circle 30B2 of the second rotor 30 is formed as a cycloid curve drawn from a point of the medium diameter circle 20B2 that is the pitch circle of the first rotor 20. Two cycloid curves intersect at the tooth tip 20A3 (on the outer diameter circle 20B3). Further, the outline of the tooth tip portion 20A2 is entirely a cycloid curve.

第一ロータ２０は、図２に示すような歯幅角θで各歯２０Ａの歯幅の大きさが設定されている。歯幅角θは、第一ロータ２０の回転軸心Ａ１から歯２０Ａの中径円２０Ｂ２における幅を結んだときに形成される角度である。第一ロータ２０では、３つの各歯２０Ａが同じ歯幅角θで形成されている。歯幅角θは、図２よりも大きくすると、歯先端部２０Ａ３が外径円２０Ｂ３においてロータハウジング１１と面接触するように大きくなる。一方、図２よりも歯幅角θを小さくすると、歯先端部２０Ａ３が径方向内側に移動して、ロータハウジング１１と接触しなくなる。そのため、流体が隙間から漏れてポンプとして機能しなくなる。図２に示すように、歯先端部２０Ａ３が外径円２０Ｂ３においてロータハウジング１１の内面に線接触するときの歯幅角θが、歯幅角θの最小角度である。本実施形態においては、第一ロータ２０の歯幅角θは、この最小角度に設定されている。   In the first rotor 20, the tooth width of each tooth 20 </ b> A is set at a tooth width angle θ as shown in FIG. 2. The tooth width angle θ is an angle formed when the width of the center diameter circle 20B2 of the tooth 20A is connected from the rotation axis A1 of the first rotor 20. In the first rotor 20, the three teeth 20A are formed with the same tooth width angle θ. When the tooth width angle θ is larger than that in FIG. 2, the tooth tip portion 20A3 becomes large so as to come into surface contact with the rotor housing 11 in the outer diameter circle 20B3. On the other hand, when the tooth width angle θ is made smaller than that in FIG. 2, the tooth tip portion 20A3 moves radially inward and does not come into contact with the rotor housing 11. Therefore, fluid leaks from the gap and does not function as a pump. As shown in FIG. 2, the tooth width angle θ when the tooth tip portion 20A3 makes line contact with the inner surface of the rotor housing 11 in the outer diameter circle 20B3 is the minimum angle of the tooth width angle θ. In the present embodiment, the tooth width angle θ of the first rotor 20 is set to this minimum angle.

第二ロータ３０の歯元部３０Ａ１の輪郭は、第一ロータ２０の外径円２０Ｂ３に基づきトロコイド曲線で形成されている。つまり、第一ロータ２０の外径円２０Ｂ３上のある一点が第二ロータ３０のピッチ円である中径円３０Ｂ２のある点から描くトロコイド曲線として形成されている。本実施形態では、歯元部３０Ａ１の輪郭は、全てがトロコイド曲線となっている。一方、第二ロータ３０の歯先部３０Ａ２の輪郭は、第一ロータ２０の中径円２０Ｂ２に基づきサイクロイド曲線で形成されている。つまり、第一ロータ２０の中径円２０Ｂ２上のある一点が第二ロータ３０のピッチ円である中径円３０Ｂ２のある点から描くサイクロイド曲線として形成されている。本実施形態において、歯元部３０Ａ１のトロコイド曲線は、第二ロータ３０の内径円３０Ｂ１に接触する状態である。つまり、隣り合う歯３０Ａは、一トロコイド曲線により歯元部３０Ａ１が形成されている。また、歯先部３０Ａ２は、ロータハウジング１１の内面（外径円３０Ｂ３）に到達した部分までがサイクロイド曲線で形成されている。   The outline of the tooth root portion 30 </ b> A <b> 1 of the second rotor 30 is formed by a trochoid curve based on the outer diameter circle 20 </ b> B <b> 3 of the first rotor 20. That is, a certain point on the outer diameter circle 20B3 of the first rotor 20 is formed as a trochoid curve drawn from a point of the medium diameter circle 30B2 that is the pitch circle of the second rotor 30. In the present embodiment, the outline of the tooth base portion 30A1 is entirely a trochoid curve. On the other hand, the outline of the tooth tip portion 30A2 of the second rotor 30 is formed by a cycloid curve based on the medium-diameter circle 20B2 of the first rotor 20. That is, a certain point on the medium-diameter circle 20B2 of the first rotor 20 is formed as a cycloid curve drawn from a point on the medium-diameter circle 30B2 that is the pitch circle of the second rotor 30. In the present embodiment, the trochoidal curve of the tooth root portion 30 </ b> A <b> 1 is in a state of contacting the inner diameter circle 30 </ b> B <b> 1 of the second rotor 30. That is, tooth base part 30A1 is formed of the adjacent tooth 30A by one trochoid curve. Further, the tooth tip portion 30A2 is formed by a cycloid curve up to a portion reaching the inner surface (outer diameter circle 30B3) of the rotor housing 11.

ここで、第一ロータ２０の歯幅角θとスクリュポンプ１０における理論吐出容積率についてのシミュレーション結果を説明する。
図３は、シミュレーションに用いたスクリュポンプ１０の第一ロータ２０および第二ロータ３０の断面を示す図である。シミュレーションでは、第一ロータ２０の外径円２０Ｂ３の直径を１００ミリメートルとした。さらに、第一ロータ２０の回転軸心Ａ１と第二ロータ３０の回転軸心Ａ２との間隔Ｌを７０ミリメートルとした。第一ロータ２０は、３条（３歯）であり、第二ロータ３０は、４条（４歯）である。第一ロータ２０および第二ロータ３０は、歯元部２０Ａ１、３０Ａ１の輪郭がトロコイド曲線で形成されている。また歯先部２０Ａ２、３０Ａ２の輪郭は、サイクロイド曲線で形成されている。 Here, the simulation result about the tooth width angle θ of the first rotor 20 and the theoretical discharge volume ratio in the screw pump 10 will be described.
FIG. 3 is a view showing cross sections of the first rotor 20 and the second rotor 30 of the screw pump 10 used in the simulation. In the simulation, the diameter of the outer diameter circle 20B3 of the first rotor 20 was set to 100 millimeters. Furthermore, the distance L between the rotation axis A1 of the first rotor 20 and the rotation axis A2 of the second rotor 30 was set to 70 millimeters. The first rotor 20 has three (three teeth), and the second rotor 30 has four (four teeth). As for the 1st rotor 20 and the 2nd rotor 30, the outline of tooth root part 20A1, 30A1 is formed with the trochoid curve. The outlines of the tooth tip portions 20A2 and 30A2 are formed by a cycloid curve.

図４は、図３の第一ロータ２０の歯幅角θを変化させたときの、スクリュポンプ１０における理論吐出容積率の変化を示している。ここで、理論吐出容積率とは、次の（式１）で定義されるものである。
理論吐出容積率＝理論吐出容積／シリンダ容積 ・・・（式１）
理論吐出容積は、第一ロータ２０が１回転するときの吐出容積である。シリンダ容積は、第一ロータ２０および第二ロータ３０が収容されているロータハウジング１１の容積である。 FIG. 4 shows a change in the theoretical discharge volume ratio in the screw pump 10 when the tooth width angle θ of the first rotor 20 in FIG. 3 is changed. Here, the theoretical discharge volume ratio is defined by the following (Equation 1).
Theoretical discharge volume ratio = Theoretical discharge volume / Cylinder volume (Formula 1)
The theoretical discharge volume is a discharge volume when the first rotor 20 makes one rotation. The cylinder volume is the volume of the rotor housing 11 in which the first rotor 20 and the second rotor 30 are accommodated.

図４に示すように、第一ロータ２０の歯幅角θは、５１度、６０度、７０度、８０度の４つの場合をシミュレーションした。その結果、第一ロータ２０の歯幅角θが大きくなるとともに、理論吐出容積率が減少した。シミュレーション結果では歯幅角θが５１度のときに、理論吐出容積率がおよそ０．５０と一番大きい。よって第一ロータ２０の歯幅角θは、小さい方が良いと言える。なお、今回のシミュレーション条件において、第一ロータ２０の歯幅角θは、５１度が最小角度である。つまり、歯幅角θを５１度未満にすると、第一ロータ２０がロータハウジング１１の内面との間に隙間を有して流体漏れが大きくなり、スクリュポンプ１０は効率が大きく低下する。   As shown in FIG. 4, four cases of the tooth width angle θ of the first rotor 20 of 51 degrees, 60 degrees, 70 degrees, and 80 degrees were simulated. As a result, the tooth width angle θ of the first rotor 20 was increased and the theoretical discharge volume ratio was decreased. In the simulation results, when the tooth width angle θ is 51 degrees, the theoretical discharge volume ratio is the largest at about 0.50. Therefore, it can be said that the smaller the tooth width angle θ of the first rotor 20 is, the better. In this simulation condition, 51 degrees is the minimum angle of the tooth width angle θ of the first rotor 20. That is, when the tooth width angle θ is less than 51 degrees, the first rotor 20 has a gap between the inner surface of the rotor housing 11 and fluid leakage increases, and the efficiency of the screw pump 10 is greatly reduced.

図４において、歯先端部２０Ａ３と歯先端部３０Ａ３は、外径円２０Ｂ３上においてロータハウジング１１の内周面に接触した状態で、第一ロータ２０の歯幅角θを変化させたときの、スクリュポンプ１０における吐出容積率の変化のシミュレーション結果を示した。しかし、実際のスクリュポンプ１０を製造する場合においては、摩擦抵抗及び製造交差の関係から第一ロータ２０の歯先端部２０Ａ３と第二ロータの歯先端部３０Ａ３とロータハウジング１１との間にはそれぞれクリアランスが必要であり、このクリアランスにより体積効率が変化するため、実際の吐出容積率は、次の（式２）で定義されるものになる。
吐出容積率＝理論吐出容積率×体積効率 ・・・（式２）
図５は、スクリュポンプ１０の体格において一般的なクリアランスを用いたときに、図３の第一ロータ２０の歯幅角θを変化させたときの、スクリュポンプ１０における吐出容積率の変化を示している。
第一ロータ２０の歯幅角θは、５１度、６０度、７０度、８０度の４つの場合をシミュレーションした。その結果、第一ロータ２０の歯幅角θが大きくなるとともに、吐出容積率は増加してから減少した。シミュレーション結果では歯幅角θが５１度のときに、吐出容積率がおよそ０．４６１となり、歯幅角θが６０度のときに、吐出容積率がおよそ０．４６０となった。歯幅角θが５１度から６０度の間にあるときの吐出容積率の詳細をシミュレーションすると、歯幅角が５５度のときに、吐出容積率が最大となったあと減少し、５９度までは歯幅角θが５１度の時とほぼ同等の吐出容積率となった。なお、今回のシミュレーション条件においても、第一ロータ２０の歯幅角θは、５１度が最小角度である。 In FIG. 4, the tooth tip 20A3 and the tooth tip 30A3 are in contact with the inner peripheral surface of the rotor housing 11 on the outer diameter circle 20B3, and the tooth width angle θ of the first rotor 20 is changed. The simulation result of the change of the discharge volume ratio in the screw pump 10 was shown. However, when the actual screw pump 10 is manufactured, there is a gap between the tooth tip portion 20A3 of the first rotor 20, the tooth tip portion 30A3 of the second rotor, and the rotor housing 11 due to the relationship between frictional resistance and manufacturing intersection. Since a clearance is required and the volumetric efficiency changes due to this clearance, the actual discharge volume ratio is defined by the following (Equation 2).
Discharge volume ratio = theoretical discharge volume ratio × volume efficiency (Formula 2)
FIG. 5 shows changes in the discharge volume ratio in the screw pump 10 when the tooth width angle θ of the first rotor 20 in FIG. 3 is changed when a general clearance is used in the physique of the screw pump 10. ing.
The four cases of the tooth width angle θ of the first rotor 20 of 51 degrees, 60 degrees, 70 degrees, and 80 degrees were simulated. As a result, the tooth width angle θ of the first rotor 20 increased, and the discharge volume ratio decreased after increasing. In the simulation results, the discharge volume ratio was approximately 0.461 when the tooth width angle θ was 51 degrees, and the discharge volume ratio was approximately 0.460 when the tooth width angle θ was 60 degrees. When the details of the discharge volume ratio when the tooth width angle θ is between 51 degrees and 60 degrees are simulated, when the tooth width angle is 55 degrees, the discharge volume ratio decreases after reaching the maximum and reaches 59 degrees. The discharge volume ratio was almost the same as when the tooth width angle θ was 51 degrees. Even in the simulation conditions of this time, the tooth width angle θ of the first rotor 20 is 51 degrees as the minimum angle.

次に、別のシミュレーション結果について図６に基づき説明する。図６のシミュレーション条件は、図４のシミュレーション条件と同じである。つまり、外径円２０Ｂ３の直径は１００ミリメートル、間隔Ｌは７０ミリメートルである。そして、第一ロータ２０の条数および第二ロータ３０の条数をそれぞれ変化させて理論吐出容積率を測定した。なお、第一ロータ２０の歯幅角θは、条数が変わっても常に最小角度となるよう設定した。   Next, another simulation result will be described with reference to FIG. The simulation conditions in FIG. 6 are the same as the simulation conditions in FIG. That is, the outer diameter circle 20B3 has a diameter of 100 millimeters and an interval L of 70 millimeters. Then, the theoretical discharge volume ratio was measured by changing the number of the first rotor 20 and the number of the second rotor 30. Note that the tooth width angle θ of the first rotor 20 was set to be always the minimum angle even if the number of strips changed.

図６に示すように、第一ロータ２０が３条の場合、第二ロータ３０は４条よりも５条のときに理論吐出容積率が低くなっている。そして、第一ロータ２０が４条の場合は、第二ロータ３０が５条の場合より６条のときに理論吐出容積率が低くなっている。ここから、第一ロータ２０と第二ロータ３０の条数の関係は、第一ロータ２０の条数と第二ロータ３０の条数の差が小さい方が理論吐出容積率を大きくできることがわかる。なお、第一ロータ２０が５条のときは、本シミュレーションの条件下では第二ロータ３０は７条で形成することができなかった。   As shown in FIG. 6, when the number of the first rotor 20 is three, the theoretical discharge volume ratio is low when the second rotor 30 is five than four. When the number of the first rotor 20 is four, the theoretical discharge volume ratio is lower when the number of the second rotor 30 is six than when the number of the second rotor 30 is five. From this, it can be seen that the relationship between the number of stripes of the first rotor 20 and the second rotor 30 can increase the theoretical discharge volume ratio when the difference between the number of stripes of the first rotor 20 and the number of stripes of the second rotor 30 is small. In addition, when the 1st rotor 20 was 5 articles | strands, the 2nd rotor 30 was not able to be formed by 7 articles | strands on the conditions of this simulation.

さらに、図６では、第一ロータ２０の条数が３条から４条、５条と増加するに伴い、理論吐出容積率は、上昇していることがわかる。このシミュレーション結果では、第一ロータ２０が５条で第二ロータ３０が６条のときに、理論吐出容積率がおよそ０．５３５と一番高くなった。   Further, in FIG. 6, it can be seen that the theoretical discharge volume ratio increases as the number of the first rotor 20 increases from 3 to 4 and 5. In this simulation result, when the first rotor 20 has 5 threads and the second rotor 30 has 6 threads, the theoretical discharge volume ratio is the highest at about 0.535.

次に、別のシミュレーション結果について図７に基づき説明する。本シミュレーションでは、第一ロータ２０の歯幅角θを常に最小角度とした。外径円２０Ｂ３の直径は、１００ミリメートルである。そして、第一ロータ２０および第二ロータ３０の条数を変化させるとともに、第一ロータ２０の回転軸心Ａ１と第二ロータ３０の回転軸心Ａ２との間隔Ｌを変化させた場合の理論吐出容積率の変化を測定した。なお、第二ロータ３０の条数は、第一ロータ２０の条数より大きく、差が小さくなるよう設定している。つまり、第一ロータ２０の条数より一つ大きい条数を採用している。   Next, another simulation result will be described with reference to FIG. In this simulation, the tooth width angle θ of the first rotor 20 is always set to the minimum angle. The diameter of the outer diameter circle 20B3 is 100 millimeters. Then, the theoretical discharge when the number of strips of the first rotor 20 and the second rotor 30 is changed and the interval L between the rotational axis A1 of the first rotor 20 and the rotational axis A2 of the second rotor 30 is changed. The change in the volume ratio was measured. The number of stripes of the second rotor 30 is set to be larger than the number of stripes of the first rotor 20 and the difference is reduced. That is, the number of strips that is one greater than the number of strips of the first rotor 20 is adopted.

図７に示すように、間隔Ｌを７０ミリメートルから減少させていくと、理論吐出容積率は、大きくなることがわかる。本シミュレーション結果では、第一ロータ２０が３条、第二ロータ３０が４条において、間隔Ｌ／外径円２０Ｂ３が０．６２のときに、理論吐出容積率は、およそ０．６３と一番大きくなっている。   As shown in FIG. 7, it can be seen that the theoretical discharge volume ratio increases as the distance L is decreased from 70 millimeters. In this simulation result, when the first rotor 20 is three and the second rotor 30 is four and the distance L / outer diameter circle 20B3 is 0.62, the theoretical discharge volume ratio is about 0.63, which is the highest. It is getting bigger.

第一ロータ２０が３条の場合、外径円２０Ｂ３に対する間隔Ｌの比は、０．６２より小さくすると、第一ロータ２０および第二ロータ３０が近づき過ぎる。そのため、スクリュポンプ１０として成立しなくなる。つまり、スクリュポンプ１０の成立限界は、第一ロータ２０が３条、第二ロータ３０が４条の場合、外径円２０Ｂ３（１００ミリメートル）に対する間隔Ｌ（６２ミリメートル）の比が０．６２のときである。外径円２０Ｂ３に対する間隔Ｌの比は、成立限界である０．６２以上であれば良い。同様に、第一ロータ２０が４条、第二ロータ３０が５条の場合、外径円２０Ｂ３（１００ミリメートル）に対する間隔Ｌ（６６ミリメートル）の比の成立限界としての最小値は、０．６６である。   When the number of the first rotor 20 is three, when the ratio of the distance L to the outer diameter circle 20B3 is smaller than 0.62, the first rotor 20 and the second rotor 30 are too close. Therefore, the screw pump 10 is not established. In other words, when the first rotor 20 has three threads and the second rotor 30 has four threads, the ratio of the distance L (62 millimeters) to the outer diameter circle 20B3 (100 millimeters) is 0.62. Is the time. The ratio of the distance L to the outer diameter circle 20B3 may be 0.62 or more, which is the establishment limit. Similarly, when the number of the first rotor 20 is four and the number of the second rotor 30 is five, the minimum value as the formation limit of the ratio of the distance L (66 mm) to the outer diameter circle 20B3 (100 mm) is 0.66. It is.

また、第一ロータ２０が５条、第二ロータ３０が６条の場合、外径円２０Ｂ３に対する間隔Ｌ（６９ミリメートル）の比は、０．６９が成立限界の最小値である。そのため、図７のシミュレーション結果から、外径円２０Ｂ３に対する間隔Ｌの比は、第一ロータ２０および第二ロータ３０の成立限界の値から、成立限界の値より０．０２大きい値の範囲とすると、理論吐出容積率が高く好ましい。   Further, when the first rotor 20 is five and the second rotor 30 is six, the ratio of the distance L (69 mm) to the outer diameter circle 20B3 is 0.69, which is the minimum value of the establishment limit. Therefore, from the simulation result of FIG. 7, the ratio of the distance L to the outer diameter circle 20B3 is set to a value that is 0.02 larger than the value of the establishment limit from the value of the establishment limit of the first rotor 20 and the second rotor 30. A high theoretical discharge volume ratio is preferable.

図４乃至図７のシミュレーション結果を踏まえ、図２の第一ロータ２０および第二ロータ３０の形状について更に説明する。
第一ロータ２０は、３条である。そして第二ロータ３０は、第一ロータ２０の条数より大きく、条数の差が小さい４条である。第一ロータ２０の外径円２０Ｂ３は直径が１００ミリメートルと設定されている。そして、第一ロータ２０の回転軸心Ａ１と第二ロータ３０の回転軸心Ａ２の間隔Ｌは、６２ミリメートルに設定するのが好ましい。また第一ロータ２０の歯幅角θは、５１度から５９度の間に設定するのが好ましい。歯幅角θは、最小角度５１度から５９度の間に設定するのが好ましいが、製造公差を考慮すると、１度程度は許容範囲である。つまり、歯幅角θは、５１度以上６０度以内であれば良く、吐出容積率を高くできる。なお、図６及び図７のシミュレーションについては、ロータハウジング１１は関与しないため、理論吐出容積率の増加は、そのまま吐出容積率の増加につながる。 Based on the simulation results of FIGS. 4 to 7, the shapes of the first rotor 20 and the second rotor 30 of FIG. 2 will be further described.
There are three first rotors 20. And the 2nd rotor 30 is 4 articles | sets with a larger difference than the 1st rotor 20, and the difference of the number of stripes is small. The outer diameter circle 20B3 of the first rotor 20 is set to have a diameter of 100 millimeters. The distance L between the rotation axis A1 of the first rotor 20 and the rotation axis A2 of the second rotor 30 is preferably set to 62 millimeters. Further, the tooth width angle θ of the first rotor 20 is preferably set between 51 degrees and 59 degrees. The tooth width angle θ is preferably set between a minimum angle of 51 degrees and 59 degrees, but considering a manufacturing tolerance, about 1 degree is an allowable range. That is, the tooth width angle θ may be 51 degrees or more and 60 degrees or less, and the discharge volume ratio can be increased. 6 and 7, since the rotor housing 11 is not involved, an increase in the theoretical discharge volume ratio directly leads to an increase in the discharge volume ratio.

本実施形態によれば以下の効果を得ることができる。
（１）スクリュポンプ１０の第一ロータ２０および第二ロータ３０において、歯元部２０Ａ１、３０Ａ１の輪郭をトロコイド曲線で形成し、歯先部２０Ａ２、３０Ａ２の輪郭をサイクロイド曲線で形成した。これにより、ブローホールを低減し高効率のスクリュポンプ１０を提供できる。
（２）第二ロータ３０は、第一ロータ２０の条数より大きい条数であり、第二ロータ３０のピッチ円は、第一ロータ２０のピッチ円より大きく設定されている。そして第一ロータ２０の歯幅角θは、歯先端部２０Ａ３が外径円２０Ｂ３に線接触する最小角度における吐出容積率とほぼ同等になる角度としたので、吐出容積率を高くすることができる。吐出容積率が高いので、スクリュポンプ１０の小型化を図ることができる。 According to this embodiment, the following effects can be obtained.
(1) In the first rotor 20 and the second rotor 30 of the screw pump 10, the contours of the tooth root portions 20A1 and 30A1 are formed by trochoidal curves, and the contours of the tooth tip portions 20A2 and 30A2 are formed by cycloid curves. Thereby, a highly efficient screw pump 10 can be provided by reducing blow holes.
(2) The number of the second rotor 30 is greater than that of the first rotor 20, and the pitch circle of the second rotor 30 is set larger than the pitch circle of the first rotor 20. The tooth width angle θ of the first rotor 20 is set to an angle substantially equal to the discharge volume ratio at the minimum angle at which the tooth tip portion 20A3 makes line contact with the outer diameter circle 20B3, so that the discharge volume ratio can be increased. . Since the discharge volume ratio is high, the screw pump 10 can be downsized.

（３）第二ロータ３０は、サイクロイド曲線およびトロコイド曲線で形成したので、第二ロータ３０の鋭角部分を低減することができる。鋭角部分を低減すると、加工が容易となる。また、第二ロータ３０の品質を向上することができる。
（４）第一ロータ２０は３条の歯２０Ａを周方向に等間隔で各軸周面から径方向へ放射状に設けているため、第一ロータ２０の回転時にバランスが良い。第二ロータ３０は、４条の歯３０Ａを周方向に等間隔で各軸周面から径方向へ放射状に設けているため、第二ロータ３０の回転時にバランスが良い。そして、スクリュポンプ１０として第一ロータ２０および第二ロータ３０が噛み合って回転するときにバランスが良い。 (3) Since the second rotor 30 is formed by a cycloid curve and a trochoid curve, the acute angle portion of the second rotor 30 can be reduced. If the acute angle portion is reduced, processing becomes easy. Further, the quality of the second rotor 30 can be improved.
(4) Since the first rotor 20 is provided with three teeth 20 </ b> A radially from each axial circumferential surface in the circumferential direction, the balance is good when the first rotor 20 rotates. Since the second rotor 30 is provided with the four teeth 30A radially in the circumferential direction from each axial circumferential surface, the balance is good when the second rotor 30 rotates. And when the 1st rotor 20 and the 2nd rotor 30 mesh and rotate as the screw pump 10, a balance is good.

（５）第一ロータ２０の外径円２０Ｂ３に対する第一ロータ２０の回転軸心Ａ１と第二ロータ３０の回転軸心Ａ２との間隔Ｌの比は、成立限界の最小値以上、最小値より０．０２大きい値以下の範囲内に設定することで、理論吐出効率を高めることができる。これにより、スクリュポンプ１０の小型化を図ることができる。 (5) The ratio of the distance L between the rotation axis A1 of the first rotor 20 and the rotation axis A2 of the second rotor 30 with respect to the outer diameter circle 20B3 of the first rotor 20 is greater than or equal to the minimum value of the establishment limit and is less than the minimum value. By setting the value within a range of 0.02 or larger, the theoretical discharge efficiency can be increased. Thereby, size reduction of the screw pump 10 can be achieved.

本発明は上記実施形態に限定されるものではなく、以下に本発明の変更例について説明する。
○第一ロータ２０および第二ロータ３０の輪郭の形状は、サイクロイド曲線およびトロコイド曲線のみを用いて形成される場合に限らない。例えば、図８に示すように、第一ロータ６０の歯元部６０Ａ１の輪郭の一部にインボリュート曲線を用いても良い。図８は、歯幅角θの歯６０Ａを４つ備えた第一ロータ６０と、６つの歯７０Ａを備えた第二ロータ７０が噛み合うスクリュポンプの断面図である。歯６０Ａは、内径円６０Ｂ１から中径円６０Ｂ２までの歯元部６０Ａ１と、中径円６０Ｂ２から外径円６０Ｂ３までの歯先部６０Ａ２と、歯先部６０Ａ２の先端である歯先端部６０Ａ３を備えている。また歯７０Ａは、内径円７０Ｂ１から中径円７０Ｂ２までの歯元部７０Ａ１と、中径円７０Ｂ２から外径円７０Ｂ３までの歯先部７０Ａ２、歯先部７０Ａ２の先端である歯先端部７０Ａ３を備えている。 The present invention is not limited to the above embodiment, and modifications of the present invention will be described below.
The shape of the outline of the first rotor 20 and the second rotor 30 is not limited to the case of being formed using only a cycloid curve and a trochoid curve. For example, as shown in FIG. 8, an involute curve may be used for a part of the contour of the tooth root portion 60 </ b> A <b> 1 of the first rotor 60. FIG. 8 is a cross-sectional view of a screw pump in which a first rotor 60 having four teeth 60A having a tooth width angle θ and a second rotor 70 having six teeth 70A mesh with each other. The tooth 60A includes a tooth root portion 60A1 from the inner diameter circle 60B1 to the medium diameter circle 60B2, a tooth tip portion 60A2 from the medium diameter circle 60B2 to the outer diameter circle 60B3, and a tooth tip portion 60A3 that is the tip of the tooth tip portion 60A2. I have. The tooth 70A includes a tooth root portion 70A1 from the inner diameter circle 70B1 to the medium diameter circle 70B2, a tooth tip portion 70A2 from the medium diameter circle 70B2 to the outer diameter circle 70B3, and a tooth tip portion 70A3 which is the tip of the tooth tip portion 70A2. I have.

そして、第一ロータ６０の歯元部６０Ａ１は、インボリュート曲線およびトロコイド曲線から輪郭が形成されている。中径円６０Ｂ２から内径円６０Ｂ１に向けてインボリュート曲線が描かれ、内径円６０Ｂ１付近では、トロコイド曲線へと変移する。第二ロータ７０の歯先部７０Ａ２は、サイクロイド曲線とインボリュート曲線とにより輪郭が形成されている。第一ロータ６０の歯元部６０Ａ１におけるインボリュート曲線は、第二ロータ７０の歯先７０Ａ２におけるインボリュート曲線に対応している。第一ロータ６０と第二ロータ７０が同期回転すると、インボリュート曲線同士が接触する構成である。インボリュート曲線を採用しても吐出容積率を大きくでき、スクリュポンプの小型化を図ることができる。なお、第一ロータ６０の歯幅角θは、スクリュポンプの吐出容積率が最小角度とほぼ同等なる角度に設定されている。   The tooth root portion 60A1 of the first rotor 60 is contoured from an involute curve and a trochoid curve. An involute curve is drawn from the inner diameter circle 60B2 toward the inner diameter circle 60B1, and in the vicinity of the inner diameter circle 60B1, it shifts to a trochoid curve. The tooth tip portion 70A2 of the second rotor 70 is contoured by a cycloid curve and an involute curve. The involute curve in the tooth root portion 60 </ b> A <b> 1 of the first rotor 60 corresponds to the involute curve in the tooth tip 70 </ b> A <b> 2 of the second rotor 70. When the first rotor 60 and the second rotor 70 rotate synchronously, the involute curves are in contact with each other. Even if an involute curve is adopted, the discharge volume ratio can be increased, and the screw pump can be reduced in size. The tooth width angle θ of the first rotor 60 is set to an angle at which the discharge volume ratio of the screw pump is substantially equal to the minimum angle.

○歯元部２０Ａ１、３０Ａ１および歯先部２０Ａ２、３０Ａ２の輪郭は、全てがサイクロイド曲線およびトロコイド曲線でなくても良い。例えば、歯先端部２０Ａ３、３０Ａ３付近において、部分的に円弧状の曲線を変化させて歯２０Ａ、３０Ａを形成しても良い。
○中径円２０Ｂ２、３０Ｃは、必ずしもピッチ円上でなくても良い。中径円２０Ｂ２、３０Ｃは、各ピッチ円より大きくても、小さくても吐出容積率を大きくでき、スクリュポンプの小型化を図ることができる。 ○ The outlines of the tooth base portions 20A1 and 30A1 and the tooth tip portions 20A2 and 30A2 may not all be a cycloid curve and a trochoid curve. For example, the teeth 20A and 30A may be formed by changing a partially arcuate curve in the vicinity of the tooth tip portions 20A3 and 30A3.
The medium diameter circles 20B2 and 30C are not necessarily on the pitch circle. The medium diameter circles 20B2 and 30C can be larger or smaller than the pitch circles, so that the discharge volume ratio can be increased, and the screw pump can be downsized.

○第一ロータ２０の外径円２０Ｂ３と第二ロータ３０の外径円３０Ｂ３は、同じ大きさに限らない。実施形態における図２の構成では、外径円２０Ｂ３、３０Ｂ３を同じとしたが、スクリュポンプ１０を用いる用途および場所に合わせて外径円２０Ｂ３、３０Ｂ３を変更しても良い。 The outer diameter circle 20B3 of the first rotor 20 and the outer diameter circle 30B3 of the second rotor 30 are not limited to the same size. In the configuration of FIG. 2 in the embodiment, the outer diameter circles 20B3 and 30B3 are the same, but the outer diameter circles 20B3 and 30B3 may be changed according to the use and place where the screw pump 10 is used.

１０ スクリュポンプ
１１ ロータハウジング
１２ フロントハウジング
１２Ａ、１２Ｂ 軸孔
１３ リヤハウジング
１３Ａ、１３Ｂ 軸孔
１４ 吸入口
１５ 吐出口
１８ 軸受
２０、６０ 第一ロータ
３０、７０ 第二ロータ
２０Ａ、３０Ａ、６０Ａ、７０Ａ 歯
２０Ａ１、３０Ａ１、６０Ａ１、７０Ａ１ 歯元部
２０Ａ２、３０Ａ２、６０Ａ２、７０Ａ２ 歯先部
２０Ａ３、３０Ａ３、６０Ａ３、７０Ａ３ 歯先端部
２０Ｂ１、３０Ｂ１、６０Ｂ１、７０Ｂ１ 内径円
２０Ｂ２、３０Ｂ２、６０Ｂ２、７０Ｂ２ 中径円
２０Ｂ３、３０Ｂ３、６０Ｂ３、７０Ｂ３ 外径円
２１ 第一シャフト
３１ 第二シャフト
４０ ギヤハウジング
４１ ギヤ室
４２ 駆動ギヤ
４３ 従動ギヤ
４５ 電動モータ
４６ 出力軸
４７ 軸継手
Ａ１、Ａ２ 回転軸心
Ｌ 間隔 DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Screw pump 11 Rotor housing 12 Front housing 12A, 12B Shaft hole 13 Rear housing 13A, 13B Shaft hole 14 Inlet 15 Outlet 18 Bearing 20, 60 First rotor 30, 70 Second rotor 20A, 30A, 60A, 70A Teeth 20A1, 30A1, 60A1, 70A1 Tooth base 20A2, 30A2, 60A2, 70A2 Tooth tip 20A3, 30A3, 60A3, 70A3 Tooth tip 20B1, 30B1, 60B1, 70B1 Inner diameter circle 20B2, 30B2, 60B2, 70B2 Medium diameter circle 20B3 , 30B3, 60B3, 70B3 outer diameter circle 21 first shaft 31 second shaft 40 gear housing 41 gear chamber 42 drive gear 43 driven gear 45 electric motor 46 output shaft 47 shaft coupling A1, A2 rotational axis L interval

Claims (7)

ハウジングと、
前記ハウジング内に流体を吸入する吸入口と、
前記ハウジングから流体を吐出する吐出口と、
歯先端部が前記ハウジングに接触する螺旋状の歯を有し、前記ハウジング内に回転自在に収容される第一ロータと、
前記第一ロータの歯と噛み合い、歯先端部が前記ハウジングに接触する螺旋状の歯を有し、前記第一ロータと同期回転自在に前記ハウジング内に収容される第二ロータとを備え、
前記第一ロータおよび前記第二ロータは、歯先部の輪郭がサイクロイド曲線で形成されるとともに、歯元部の輪郭がトロコイド曲線で形成されており、
前記第二ロータのピッチ円は、前記第一ロータのピッチ円よりも大きく、
前記第二ロータの条数は、前記第一ロータの条数よりも多く、
前記第一ロータの歯幅角は、歯先端部が前記第一ロータの外径円に線接触する最小角度以上で、吐出容積率が最小角度とほぼ同等となる角度以下の角度であることを特徴とするスクリュポンプ。 A housing;
An inlet for sucking fluid into the housing;
A discharge port for discharging fluid from the housing;
A first rotor having a helical tooth with a tooth tip contacting the housing, and rotatably accommodated in the housing;
A second rotor that meshes with the teeth of the first rotor, has a helical tooth whose tooth tip contacts the housing, and is housed in the housing so as to be synchronously rotatable with the first rotor;
In the first rotor and the second rotor, the contour of the tooth tip portion is formed with a cycloid curve, and the contour of the tooth root portion is formed with a trochoid curve,
The pitch circle of the second rotor is larger than the pitch circle of the first rotor,
The number of strips of the second rotor is greater than the number of strips of the first rotor,
The tooth width angle of the first rotor is not less than the minimum angle at which the tooth tip is in line contact with the outer diameter circle of the first rotor and not more than the angle at which the discharge volume ratio is substantially equal to the minimum angle. A featured screw pump. 前記第一ロータおよび前記第二ロータは、互いの歯が噛み合うピッチ円上で歯先部のサイクロイド曲線から歯元部のトロコイド曲線へと変わることを特徴とする請求項１に記載のスクリュポンプ。   2. The screw pump according to claim 1, wherein the first rotor and the second rotor change from a cycloid curve at a tooth tip portion to a trochoid curve at a tooth tip portion on a pitch circle in which the teeth of each other mesh with each other. 前記第一ロータの歯幅角を、ポンプの吐出容積率が最大となる角度より４度以内としたことを特徴とする請求項１または請求項２に記載のスクリュポンプ。   The screw pump according to claim 1 or 2, wherein a tooth width angle of the first rotor is set to 4 degrees or less from an angle at which a discharge volume ratio of the pump is maximized. 前記第一ロータの歯幅角は、最小角度以上で最小角度より９度大きい歯幅角以下の角度であることを特徴とする請求項１または請求項２に記載のスクリュポンプ。   The screw pump according to claim 1 or 2, wherein a tooth width angle of the first rotor is an angle not less than a minimum angle and not more than a tooth width angle that is 9 degrees larger than the minimum angle. 前記第一ロータの外径円の直径に対する前記第一ロータの回転軸心と前記第二ロータの回転軸心との間隔の比は、成立限界の最小値以上、最小値より０．０２大きい値以下の範囲内であることを特徴とする請求項１または請求項４に記載のスクリュポンプ。   The ratio of the interval between the rotation axis of the first rotor and the rotation axis of the second rotor to the diameter of the outer diameter circle of the first rotor is not less than the minimum value of the establishment limit and 0.02 larger than the minimum value. The screw pump according to claim 1 or 4, wherein the screw pump is within the following range. 前記第一ロータは、３条の歯を有し、
前記第二ロータは、４条の歯を有していることを特徴とする請求項１乃至請求項５のいずれか一項に記載のスクリュポンプ。 The first rotor has three teeth;
The screw pump according to any one of claims 1 to 5, wherein the second rotor has four teeth. ハウジングと、
前記ハウジング内に流体を吸入する吸入口と、
前記ハウジングから流体を吐出する吐出口と、
歯先端部が前記ハウジングに接触する螺旋状の歯を有し、前記ハウジング内に回転自在に収容される第一ロータと、
前記第一ロータの歯と噛み合い、歯先端部が前記ハウジングに接触する螺旋状の歯を有し、前記第一ロータと同期回転自在に前記ハウジング内に収容される第二ロータとを備え、
前記第一ロータは、歯先部の輪郭がサイクロイド曲線で形成されるとともに、歯元部の輪郭がインボリュート曲線で形成されており、
前記第二ロータは、歯先部の輪郭がインボリュート曲線で形成されているとともに、歯元部の輪郭がトロコイド曲線で形成されており、
前記第二ロータのピッチ円は、前記第一ロータのピッチ円よりも大きく、
前記第二ロータの条数は、前記第一ロータの条数よりも多く、
前記第一ロータの歯幅角は、歯先端部が前記第一ロータの外径円に線接触する最小角度以上で、吐出容積率が最小角度のときとほぼ同等となる歯幅角以下の角度であることを特徴とするスクリュポンプ。 A housing;
An inlet for sucking fluid into the housing;
A discharge port for discharging fluid from the housing;
A first rotor having a helical tooth with a tooth tip contacting the housing, and rotatably accommodated in the housing;
A second rotor that meshes with the teeth of the first rotor, has a helical tooth whose tooth tip contacts the housing, and is housed in the housing so as to be synchronously rotatable with the first rotor;
In the first rotor, the contour of the tooth tip portion is formed with a cycloid curve, and the contour of the tooth root portion is formed with an involute curve,
In the second rotor, the contour of the tooth tip portion is formed with an involute curve, and the contour of the tooth root portion is formed with a trochoid curve,
The pitch circle of the second rotor is larger than the pitch circle of the first rotor,
The number of strips of the second rotor is greater than the number of strips of the first rotor,
The tooth width angle of the first rotor is equal to or greater than the minimum angle at which the tooth tip is in line contact with the outer diameter circle of the first rotor, and is equal to or less than the tooth width angle that is substantially the same as when the discharge volume ratio is the minimum angle. A screw pump characterized by being.
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