JP3067794B2

JP3067794B2 - オイルポンプ

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Publication number: JP3067794B2
Application number: JP2312598A
Authority: JP
Inventors: アー．アイゼンマンジークフリード
Original assignee: アー．アイゼンマンジークフリード
Priority date: 1989-11-17
Filing date: 1990-11-16
Publication date: 2000-07-24
Anticipated expiration: 2015-07-24
Also published as: ES2043212T3; KR910010113A; DE3938346C1; JPH03271577A; EP0433576A1; EP0433576B1; CA2025824A1; DE59001919D1; CA2025824C; KR0159503B1

Description

【発明の詳細な説明】（産業上の利用分野）本発明は、往復ピストン内燃機関及び自動伝動装置用
のオイルポンプとして用いられる歯車（リング）ポンプ
に関し、より詳しくは、自動車のエンジン及び自動伝動
装置用のオイルポンプに適した歯車ポンプに関する。

（従来の技術及び発明が解決しようとする課題）エンジンにおいては、このようなオイルポンプは、通
常、エンジンに潤滑油を供給するために使用される。一
方、自動伝動装置においては、通常、スイッチ類を作動
させるための作動油だけでなく、流体式変換器の冷却油
及び歯車用の潤滑油も供給する。ポンプ本体はエンジン
本体や自動伝導装置本体にフランジを介して直接取り付
けられる。上記の自動伝動装置においては、伝動入力軸
も又、回転変換器本体の一部として形成してもよい。

このようなオイルポンプを歯車ポンプで形成すること
は、該歯車ポンプのピニオンが装置全体の主軸に直接取
り付けられるので有利な点が多い。すなわち、構造が非
常に簡単になり、オイルポンプを別個に配置した場合に
必要となる駆動要素を別個に設ける必要がないからであ
る。

しかし、この基本的な利点にもかかわらず、上記の内
燃機関及び自動伝動装置においては、作動条件が大きく
変動するために作動中に主軸が大幅な横ずれを起こすと
いう欠点がある。従って、自動車のエンジンのクランク
軸の中央での放射状の遊びはほぼ0.1〜0.2mm程度の大き
さとなる。

この結果、主軸に取り付けられた歯車ポンプのピニオ
ンも又、主軸の中央ずれにほぼ従うことになる。内歯車
は必ずエンジン及び自動伝動装置へねじ止めされた別の
ケースに搭載されるため、さらに放射移動が加わり、望
ましい位置からの偏差は増加し全体として数十分の一mm
に達することもある。ピニオンと内歯車間の歯の遊び
を、歯を損なう程の圧迫や許容範囲を超えた大負荷を加
えることなく、これら噛み合いの遊びの誤差すべてを取
り除く程に大きくしても、これは結果的には決定的な欠
点となる。

すなわち、第一に、作動室間のシーリングが漏れ、圧
力に対し不十分となる。特に、エンジン又は自動伝動装
置の回転速度が低いときは、ポンプの容積効率が重要な
役割を果たし、これは、とりわけ歯車ポンプにおいて
は、歯面の遊びに左右される。ピニオン及び内歯車のす
べての歯は連続的に互いに噛み合った状態になるので、
ピニオンの移動を補正する高度な歯遊びが必要であるこ
とは又、駆動歯面間だけでなくシーリング歯先間の遊び
も極めて高度である必要があり、これは必然的に容積効
率のかなりの低下を導くことになる。

第二に、当然のことながら騒音の発生には比較的小さ
なエネルギを必要とするので、歯遊びが大きい歯車は、
不安定な運動状態にあるときは、互いを打ちつける傾向
を持つ。特に、自動車のクランク軸においては、このよ
うな不安定な運動は放射方向だけでなく周辺方向にも現
れて、並進及び回転振動を組合わせた振動が起こり、こ
れはほぼ完全にピニオンへと伝達される。内歯車はそれ
自体の動作力学に従うため、歯遊びが大きい場合は、今
日では許容し難いノッキング音が起こる。

今日使用されている歯車ポンプにおいては、原則とし
て、一方の歯車の歯形は他方の歯車の歯形の上を回転す
ることにより形成される。このため、当然のことながら
両者の軸間距離（軸空間）を予め決定しておく必要があ
る。歯遊びが大きいときは、これは他の予防措置が取ら
れないとき必要となるが、これらの発生条件はもはや存
在せず、すべての比較角度位置においては回転角伝動率
は一定であるという条件はもはや満たされない。これら
の誤差は又、次には加速・減速を発生させ、これはノッ
キングとして現れる。

これらの問題を解決するために、歯遊びを大きくする
だけでなく、ハウジング内の内歯車の軸受けの遊びを大
きくする試みがなされてきた。しかし、これは同様にし
て騒音を発生させるだけでなく、歯の摩耗を早めること
にもつながる。さらに、通常は計算や生産が比較的容易
な円弧形及びトロコイド形に形成された従来の歯形は、
噛み合わせ角が好ましくなく、又その湾曲半径は噛み合
わせ点では小さすぎ、歯底での噛み合わせは貧弱で全く
行われてない場合もある。加えて、ピニオンがポンプ本
体にカラーと共に取り付けられる場合は、これによりエ
ンジン又は自動伝動装置が大きくなり製造費が増大する
ことになる。

本発明は、上述の型式の歯車ポンプを大幅に改善して
騒音の低減、摩耗抵抗力の強化および容積効率の向上を
達成できる歯車ポンプを提供することを目的とする。

（課題を解決するための手段）上記目的を達成するために、本発明の歯車ポンプは、
歯自体は高精度に、また最小限の遊びで形成し、ピニオ
ンの中央点の著しい偏差は、ハウジング内の内歯車を放
射状に支持すること又はピニオンを軸上に放射状に取り
付けることで、遊びが該偏差を除去するように仕向ける
という基本概念から出発している。

本発明の歯車ポンプは、ハウジングと、エンジンのクランク軸又は伝動装置の入力軸に回転不
能に取り付けられたピニオンと、該ハウジング内で軸方向及び放射方向に誘導されて該
ピニオンと噛合し、該ピニオンより歯が１本だけ多い内
歯車とを有し、該ピニオンを軸に固定し内歯車をハウジングに
最小限の放射状遊びを設けて誘導するか、又は該内歯車
を該ハウジングに固定して取り付け軸上のピニオンは該
軸により該ピニオンへ伝達されるピニオンの放射運動を
阻止しない程に大きいが、ピニオンと内歯車間の偏心距
離よりはるかに小さい遊びを設けて放射方向に誘導さ
れ、該内歯車と該ピニオンは他方の中に又は上に最小限
の遊びを設けて歯を放射方向に形成され、両歯車の歯先
と歯溝は各歯車軸に対して同軸上に拡大する固定円（KH
F、KRF）上の小ピッチ円（kHE、kHH、kRE、kRH）の回転
により形成されるサイクロイド形状をなし、ピニオンの
歯先と内歯車の歯溝はそれぞれ第一小ピッチ円（kRE、k
HE）の回転により形成される外転サイクロイド形状をな
し、ピニオンの歯溝と内歯車の歯先はそれぞれ第二小ピ
ッチ円（kRH、kHH）の回転により形成される内転サイク
ロイド形状をなし、２つの小ピッチ円の円周の合計がそ
の固定円（KHF、KRF）の歯車の歯ピッチに好ましくは正
確に少なくともほぼ等しくなるようにしてなり、そのこ
とにより上記目的が達成される。

前記２つの小ピッチ円は同じ直径にする。

サイクロイドを形成するための固定円はそれぞれ歯車
のピッチ円又は回転円に等しくする。

各歯車の固定円半径は２つの歯車の軸空間と各歯車の
歯数の積に等しく、前記２つの小ピッチ円半径の合計が
軸空間に等しくなるようにする。

少なくとも両歯車のサイクロイド状に形成された歯先
は表面硬化処理を施す。

ピニオンと内歯車からなる１組の歯車は粉末金属焼結
法により製造する。

前記１組の歯車はSiCなど非金属粉砕物質により製造
する。

（作用）内歯車とハウジングの間又はピニオンと軸の間の「大
きな」遊びは通常の摩耗の後予想される理想位置からの
軸中心の最大偏差の２倍より２〜３百分の1mm程の大き
さであるのが好ましい。

この選定された歯形により最初の選択でピニオンに最
適で正確に支持される、すなわち内歯車が取付けられる
ので、該内歯車もまた、過度に大きな力を引き起こすこ
となくピニオンと軸の放射移動を行うことができる。ピ
ニオンの軸回転に引きずられないように内歯車を支持す
ることは、ハウジングに周辺を取付けることによる通常
の方法で行われる。しかし、ハウジングの軸受口径は直
径が内歯車の外径より幾分大きいので、内歯車はハウジ
ングに取付けられた異なったいくつかの点を支持するこ
とにより異なったいくつかの放射位置を補正することが
できる。

このような構成により、内歯車のピニオン上の支持点
を最適数にすることができると共に、支持点では極めて
小さい比圧力（ヘルツ圧力）を有するだけなので発生す
る動応力に耐えることができる。ピニオンの歯と内歯車
の歯の互いに協同する各表面の湾曲の僅かな相違によ
り、支持点は極めて巧みに不安定な流体式潤滑膜を形成
することができ、これが歯並び間の分離・支持要素を形
成する。歯遊びは上記の膜形成に必要とされる以上にす
べきではない。

さらに本質的に有利な点としては、選定した歯形では
ピッチ円のレベルで最も低い噛み合い点での噛み合い角
は実質的には零であるということである。２つの歯車間
に働く動的な力は主として軸空間線の方向に作用する。
この力は又非常に巧く取り上げられる。というのは、最
も低い歯の噛み合い点では、歯形は歯先と歯溝としての
外転サイクロイドと内転サイクロイドの噛み合いによ
り、数学的にほぼ百パーセント面一の関係を持ち、これ
が最適の湿り気の潤滑膜を提供することになるからであ
る。

最も深いところで噛み合った部分に対向する部分で
は、２つの歯車の歯先は、最大の湾曲半径を持った外転
サイクロイド及び内転サイクロイドを形成して互いの歯
先で支え合う。これら湾曲の半径はほぼ等しい大きさで
ある。従って、これらの噛み合い点におけるヘルツ圧は
最小となる。ここでは歯先間の比較速度は最大であるの
で、噛み合い点での湾曲半径が大きいために、滑るもの
と滑らないものを分離する流体式潤滑膜が形成される。
この歯形は耐摩耗性が非常に強いだけでなく、全実用回
転速度領域において、一定に動力が与えられれば、上述
の型式の公知のポンプ歯の如何なるものよりもはるかに
低い騒音で作動することが比較測定により明かとなって
いる。

本発明においては、遊びは必要な潤滑膜の形成が可能
となる分だけに少なく抑えることができる。

内歯車の周囲とハウジングの円筒壁の間に大きな遊び
を設けた構成に関する上述の調査はまた、内歯車の周囲
とハウジングの内壁の間の遊びを最小にして軸とピニオ
ンの間に大きさ遊びを設けた構成にも適用される。

外転サイクロイドの歯形を持つ排水機械は数十年来周
知のものである。英国特許明細書第9359/15号にはピニ
オンの歯を外転サイクロイドとして又内歯車の歯を内転
サイクロイドとして形成した歯車機械について述べられ
ている。しかし、この機械の歯溝はこれらのサイクロイ
ドの相補曲線として形成されるので、実際には機械は作
動しない。Myron F.Hillによる論文“Kinematics of ge
rotors"（The Peter Reilly Company,Philadelphia,192
7）はすでにこの欠点を指摘しており、ピニオンの歯溝
を外転サイクロイドに置き換えることを提案している。

本発明の範疇に属する歯車機械においては、全体の直
径を可能な限り最小にすることを目的とする。よってピ
ニオンにより導かれる軸の直径は、ピニオンと比較する
と必ず相対的に大である。従って本発明によれば、ピニ
オンは少なくとも６個の歯を持つことが好ましい。一
方、歯数が増えると供給能力は減退するので（直径が変
わらないとき）、ピニオンの歯数も多すぎてはならな
い。好ましくは７〜10個、より好ましくは８〜10個であ
るが、９個がさらに好ましい。

本発明では、回転円又はピッチ円上で測定された歯幅
は回転円又はピッチ円上の歯形の歯溝と同じである必要
はない。従って、例えば、外転サイクロイドを形成する
ための小ピッチ円は内転サイクロイドを形成するための
小ピッチ円より幾分大きくしてもよい。その結果、ピニ
オンの歯は幾分広く高くなり、内歯車の歯は狭く低くな
る。ここでは次の２条件が満たされなければならない。

1. ２つの異なった小ピッチ円の半径の合計は両歯車の
中心間の偏心距離ｅに等しくなければならない。

2. 両歯車において外転サイクロイドを形成するための
小ピッチ円の半径と内転サイクロイドを生成するための
小ピッチ円の半径はそれぞれ同一でなければならない。

しかし２つの小ピッチ円の直径は同じである方が好ま
しい。

ここで大小のピッチ円についてみると、円形基本線つ
まり固定円の内側にサイクロイドを形成するときには、
固定円内を回転するとき固定円の半径より実質上小さい
直径を持つ小ピッチ円が内転サイクロイドを形成し、こ
れは固定円の直径より小ピッチ円の直径を差し引いたも
のに等しい直径を持つ大ピッチ円により形成されるサイ
クロイドと同一である。

これは同様にして外転サイクロイドにも適用される。
この場合は、小ピッチ円が固定円の外側を回転すると
き、小ピッチ円と固定円の直径の合計に等しい直径を持
つ大ピッチ円を固転するときと同じ外転サイクロイドが
形成される。このようにして、外転サイクロイド及び内
転サイクロイドを形成するための２つの小ピッチ円が同
じ直径であることが好ましく、この場合は対応する回転
円上で測定されるピニオンと内歯車の歯幅は同一であ
る。

周知のように、軸空間方向に作動する伝動装置の歯動
力部品は噛み合い角が小さいほど小さくなる。この最適
条件は、ピニオンにて外転サイクロイドを形成するため
の小ピッチ円の半径及び内歯車にて内転サイクロイドを
生成するための小ピッチ円の半径が一致するとき満たさ
れる。これは考慮されるのが、小ピッチ円か大ピッチ円
かに依るが、当然ながら両方の場合において、サイクロ
イドを形成するための固定円がそれぞれ歯車のピッチ円
又は回転円に等しいという条件が満たされるとき適用さ
れる。歯の噛み合い線はこのとき閉鎖円であり、これは
最も深い噛み合い点において、２つのピッチ円又は回転
円もしくは第三の円としての固定円に接触する。その結
果、２つの回転円又はピッチ円の接触点において、円形
の噛み合い線は軸空間線に対して垂直の接線を持つた
め、噛み合い角は零に等しくなる。

各歯車の固定円の半径が２つの歯車の軸間距離と各歯
車の歯数の積に等しく、又２つの小ピッチ円の半径の合
計が軸間距離に等しければ、寸法測定及び運動学上非常
に好都合である。つまり２つの大ピッチ円の判決の差が
軸間距離に等しいということと同じである。

（実施例）以下本発明の実施例を説明する。

第１図は本発明の歯車ポンプを示しており、ピニオン
１は駆動軸３に取付けられる。中心位置の調整は、該駆
動軸３の円弧状をなす周辺部分４、５により、又トルク
伝達は側面付きピボット６、６′により行われる。内歯
車２はその内部歯７によりピニオン１の外部歯８と噛合
する。ピニオン１が矢印９の方向に回転するとき、破線
で示した側室10がポンプの吸込口となり、同じく破線で
示した側室11が圧力口である。これら側室10、11はハウ
ジング12内における歯車空間の背後のくぼみとして配備
される。

ハウジング12は、例えばエンジン本体又は駆動軸３が
取付けられている自動伝動装置本体では、止めピン13及
びねじ14により中心位置へ調整される。本実施例によれ
ば、内歯車２は、外周面15へ、例えばハウジング12に関
しては内歯車円周の４千分の１という非常に大きな放射
状の遊びを設けて取付けられる。第１図ではこの遊びを
明瞭に示すために大きさを誇張して示している。

ポンプの圧力部、すなわち側室11の部分では、水圧に
より内歯車２に外向きの力（合力）Ｆが作用するので、
点17ではハウジング12の口径18において該内歯車２はそ
の外周面15で保持されるようになる。しかし、これは、
図に示すように、内歯車２の中心Ｈがハウジング12の口
径18の中心と軸空間方向において一致する場合のみ成り
立つ。本発明では歯遊びを狭く設けているために、内歯
車２も又、特に点19、20の軸空間方向においては、かな
りの程度までピニオン１の放射運動に従う。このため、
内歯車２に対して移動自由な空間が与えられ、ハウジン
グ12の口径18と共に内歯車２の実際の遊び16が過度にな
る結果となる。口径18を、点19、20の軸受間隙を点17、
21の軸受け間隙より大きくする、いわゆる「レモンあそ
び軸受」にすることにより内歯車２のハウジング12への
取付けを安定化することは可能である。

この「レモンあそび軸受」は、軸の動水力を安定化し
て危険な放射状振動を抑圧するために、ターボエンジン
及びターボ伝動装置においてかなりの程度利用されてい
る。しかし、このような軸受形状は当然のことながら製
造は複雑である。従って、「レモン口径」の軸受はさら
に騒音を低減するものではあるが、本発明においては、
ハウジング12の内歯車２を円形に取付ける形式が示され
る。

駆動軸３の中心、そしてれに応じてピニオン１が放射
状ジャーナルずれを起こし、好ましくない公差加重によ
り、ハウジング12をエンジン本体又は自動伝動装置本体
（図示せず）に対して中心位置に調整するときに移動を
引き起こす場合でも、この移動は点17、21を結ぶ線17−
21の方向、すなわち軸空間線19−20に対して垂直の方向
に、容易に補正することができる。

というのは、この方向においては、内歯車２の中心Ｈ
は該内歯車２を少しだけ回転することによってピニオン
１の中心Ｒに関し譲歩することができる。つまり、この
場合は軸空間線がいくらか回転することになる。しか
し、この方向においては、動的位置が極度に変化するこ
とになるので、例えばエンジン速度が7000r.p.mとする
と、軸空間線も同じ速度で交互に回転する必要があり、
極めて高い加速度と慣性力を生じる。

しかし、軸空間線19−20の方向においては、歯遊びが
小さいので、軸受の遊びを増やすことが絶対に必要であ
る。この方向において、全オフセット、すなわちハウジ
ング12のオフセット及び動的ジャーナルずれが点19、21
0での残りの放射状受間隙より大きいときは、歯車の歯
は、例えば前部クランク軸軸受の負荷を引き受けねばな
らず、これは数万ニュートンに達する。このため歯車リ
ングの歯は破壊若しくは少なくとも急速に摩耗する。従
って、内歯車２の実際の遊び21は最小間隙19、20に依存
し、又ハウジング２の円形の口径18と共に、遊び21は放
射間隙19、20の合計と同じ大きさでなければならない。

軸空間方向19−20におけるジャーナル移動の結果、点
（接触点）17の位置は依然として連続的にかなり広範囲
に渡って移動することになり、これは最小の潤滑膜の位
置も数倍の頻度でその場所を変えることを意味する。流
体式滑り軸受の原理によれば、このとき非常に複雑な一
連の運動を伴う不安定な負荷の事態が生じる。従来使用
されてきた歯形を利用すると内歯車２は振動（フラッタ
ー）を始める。これは必然的にノッキングへと進み、や
がて著しい騒音が、潤滑膜及び作動空間における摩耗又
は振動キャビテーションなど付随するすべての事態と共
に発生する。

この問題を解決するために、本発明では、可能な限り
耐負荷能力を高め又歯遊びの合計を少なくした歯形を使
用している。噛合点A1又は、歯先が対向する歯車の歯底
にほぼ百パーセント面一に噛み合った状態でさらにピニ
オン１の歯ピッチの半分だけ回転した噛合点A2は、この
例によれば、８個の歯先噛み合い点B1〜B8に対応し、こ
れらが最大限の耐負荷能力と給湿を保証する。歯車の回
転において、点A1又はA2において圧搾オイル膜が、そし
て歯先間の点B3〜B6において流体式潤滑膜が形成され、
これらが一体となって内歯車２をピニオン１の歯形の上
に正確に流体的に取り付けることができる。このときＢ
点の数は少なすぎてはならない。特別な作動条件のため
の最小歯数は経験に基づいて決定するのが最良である。
第１図に示した9:10の歯形は良好であることが実証され
ている。

驚くべきことに、本発明にとって最も適当な歯車の歯
形は１世紀以上の間公知のものであるが忘れられていた
基本的な幾何学構造を持つものであることが分かった
（gerotors,1927）。

本発明の基礎となる概念に対する幾何学的関係をさら
に明瞭に示すため、第２図に6:7の歯並びを持つ実際の
歯車を示す。この図のピニオン１と内歯車２はさらに個
別に第３図と第４図に示される。軸間距離又は偏心距離
ｅは仮定のものである。歯数差を１とすると、歯ピッチ
（ｔ＝mxπ）の約数としての係数ｍ（モジュール）は偏
心距離ｅの２倍に等しい。従って、第３図においてピニ
オン１の回転又はピッチ円半径a1は、a1＝mxZ1＝2e x Z
1として計算される。同様にして、第４図において内歯
車２のピッチ半径a2は、a2＝mxZ2＝2e x Z2として計算
される。２つのピッチ円又は回転円は互いの上を回転す
るとき滑らないようにしなければならない。

ピニオン１には、歯先外転サイクロイド曲線（形状）
を形成するための大ピッチ円として半径E1−a1＋e/2の
円KREを、内歯車２には歯先内転サイクロイド曲線を形
成するための大ピッチ円として半径H2＝a2−e/2の円KHH
を選定すれば、ピニオン１の固定円の外側に、そして内
歯車２の固定円の内側に延びる歯先を形成するためのそ
れぞれ完全なサイクロイド曲線をなすこれら２つの大ピ
ッチ円は同一であることは容易に証明される。第２図に
おいて、この共通の「大きな歯先ピッチ円」は破線で示
される。これは同時にすべての歯先噛合点Ｂの幾何学的
軌跡であり、又点Ｃにおいてピッチ円と同一で半径がa1
とa2（第３図、第４図参照）の２つの固定円に同時に接
触する。第３図および第４図で明らかなように、均質な
噛み合いのために中間の間隙（歯溝）を形成する目的
で、ピニオン１の場合は他の外転サイクロイド曲線すべ
てが、又内歯車２の場合は他の内転サイクロイド曲線す
べてが省略される。上述の条件は又省略されたサイクロ
イド曲線にも適用される。同様にして、歯溝は、それぞ
れの固定円半径よりピニオン１の場合はe/2だけ小さ
く、内歯車２の場合はe/2だけ大きい半径を持つ大ピッ
チ円の結果として、外転サイクロイド及び内転サイクロ
イドとして形成される。

２つの大ピッチ円KHE、KHHの内の大きい方の大ピッチ
円KHEが、この内歯車２の外側に閉鎖式に連続した外転
サイクロイドを形成する１つだけ残してその他を省略
し、各歯を内部的に形成する内転サイクロイドに置き換
えると、内歯車２の歯溝を形成する外転サイクロイド
は、固定円に垂直に延びる共通接線をもって、歯を限定
する内転サイクロイドへと合流する。当然、内転サイク
ロイドも又１つを除きすべて省略される。

同様にして、ピニオン１の固定円の２つの大ピッチ円
KRE、KRHのうち小さい方の大ピッチ円KRHは、その中の
歯溝を限定する内転サイクロイドを形成する（第３図参
照）。これも同様にピニオン１の小さい方の固定円の放
射状に延びる接線をもって徐々にピニオン１の歯を限定
する外転サイクロイドへと合流する。この場合も他のす
べての内転サイクロイドは省略される。省略されたサイ
クロイドは第５図においてそれぞれ破線で示される。

第５図で明らかなように、歯溝及び歯を限定するサイ
クロイドは、大ピッチ円による場合と同様に、同図にて
示される対応する小ピッチ円kHE、kHH、kRE、kRHによ
り、幾分はさらに明瞭に展開される。この例において
は、すべての小ピッチ円kHE、kHH、kRE、kRHは等しく又
第２図及び第３図および第４図による例に対応する。

第６図に示す構成では、第１図と同じ参照番号が用い
られている。しかし、第１図の構成とは異なり、第６図
では内歯車２のハウジング12への取付において放射状の
遊びは少なくされる。内歯車２とピニオン１の歯形は前
述の例の場合と同様である。放射移動を防ぎながらハウ
ジング12に内歯車２を取り付けることにより、ピニオン
１の中心点Ｒを回る同軸円的回転も又派生する。これは
ピニオン１はその歯を内歯車２の歯の中に持ち、中心転
Ｒの回りを回転可能に取付けられているためである。

さらに、第１図の構成と異なり、駆動軸３とピニオン
１の口径の間に大きな遊びが設けられる。第６図ではこ
の隙間は30で示される。ピニオン１の２つのストッパ部
31は駆動軸３の対応する溝32に嵌められる。溝32はスト
ッパ部31より大きくされるが、これは駆動軸３が、駆動
軸３自体より大きいピニオン１の口径内で起こる放射移
動を行うことができるが、ピニオン１の口径の円形状を
なす内面部又はストッパ部31の相対向する平行面に不当
な放射状圧力を加えることのない程度とする。

第１図に基づく構成についての説明は第６図の構成の
動作モードにも同様に適用される。この場合も同様に、
駆動軸３とピニオン１の口径の間の間隔は、本質的に
は、駆動軸３の最大放射移動のために必要とされる値以
上であってはならない。これは当然のことながら、この
場合の駆動軸３はピニオン１を回転させるだけでなく、
ピニオン１の中心Ｒが内歯車２の中心Ｈの回りを回転す
るのを防ぐ働きをするためである。

本発明による歯形の正確な製造は、数値制御の機械に
より簡単な方法で実現される。このため、望ましいディ
ジタル設計の曲線形を非常に正確に且つ比較的安価で製
造することが可能である。各歯車は別々に製造すること
ができる。大量生産も本発明には適しており、歯車を予
め連続生産するための工具を数値制御した機械で生産す
るだけでよい。大量生産は例えばこのような工具を焼結
することにより実行される。本発明は、例えばサーメッ
トなど非金属の極めて重い物質でも使用することができ
るので、さらに本質的に有利である。

（発明の効果）上記した歯形形状のピニオンおよび内歯車の組み合わ
せからなる本発明歯車ポンプによれば、歯車を支持する
流体式潤滑膜が適宜形成されるので、駆動時に発生する
動応力に耐えることができる。加えて、この歯形形状に
よれば、耐摩耗性を格段に向上でき、また騒音を大幅に
低減できる利点がある。更には、歯数を流体の供給にと
って好ましい値に設定できるので、容積効率を向上でき
る。

また、特に、歯先を表面加工処理すれば、耐摩耗性を
更に向上でき、粉末金属焼結法或はSiC等の非金属粉砕
物質により製造すれば、制作性の向上等が図れる。

【図面の簡単な説明】

第１図は内歯車とハウジングの間の遊びを大きく設けた
歯車ポンプの好適な一実施例を示す図面、第２図は歯数
を極端に少なくした歯車ポンプを示す図面、第３図は第
２図に示すピニオンの歯の幾何学的関係を示す図面、第
４図は第２図に示す内歯車の歯の幾何学的関係を示す図
面、第５図は第２図〜第４図に示す歯車の歯の幾何学的
構成を示し、小ピッチ円による外転サイクロイドと内転
サイクロイドの形成を描写する図面、第６図は第１図と
同様の描写で駆動軸とピニオンの間の隙間を大きくした
本発明の別の実施例を示す図面である。１……ピニオン、２……内歯車、３……駆動軸、12……
ハウジング、10、11……側室、16、21……遊び、18……
ハウジングの口径、Ｈ……内歯車の中心、Ｒ……ピニオ
ンの中心、a1……ピニオンのピッチ円半径、a2……内歯
車のピッチ円半径。

フロントページの続き (56)参考文献特開昭63−117184（ＪＰ，Ａ) 特開平１−125583（ＪＰ，Ａ) 実開昭61−149709（ＪＰ，Ｕ) 特公昭61−8303（ＪＰ，Ｂ２)

Claims

(57)【特許請求の範囲】

【請求項１】ハウジング（12）と、エンジンのクランク軸（３）又は伝動装置の入力軸
（３）に回転不能に取り付けられたピニオン（１）と、該ハウジング内で軸方向及び放射方向に誘導されて該ピ
ニオン（１）と噛合し、該ピニオンより歯が１本だけ多
い内歯車（２）と、を有し、該ピニオンを軸に固定し内歯車をハウジングに
最小限の放射状遊びを設けて誘導するか、又は該内歯車
を該ハウジングに固定して取り付け軸上のピニオンは該
軸により該ピニオンへ伝達されるピニオンの放射運動を
阻止しない程に大きいが、ピニオンと内歯車間の偏心距
離よりはるかに小さい遊びを設けて放射方向に誘導さ
れ、該内歯車と該ピニオンは他方の中に又は上に最小限
の遊びを設けて歯を放射方向に形成され、両歯車の歯先
と歯溝は各歯車軸に対して同軸上に拡大する固定円（KH
F、KRF）上の小ピッチ円（kHE、kHE、kRE、kRH）の回転
により形成されるサイクロイド形状をなし、ピニオンの
歯先と内歯車の歯溝はそれぞれ第一小ピッチ円（kRE、k
HE）の回転により形成される外転サイクロイド形状をな
し、ピニオンの歯溝と内歯車の歯先はそれぞれ第二小ピ
ッチ円（kRH、kHH）の回転により形成される内転サイク
ロイド形状をなし、２つの小ピッチ円の円周の合計がそ
の固定円（KHF、KRF）の歯車の歯ピッチに好ましくは正
確に少なくともほぼ等しくなったオイルポンプ。
【請求項２】前記２つの小ピッチ円は同じ直径を持つ請
求項１記載のオイルポンプ。
【請求項３】サイクロイドを形成するための固定円はそ
れぞれ歯車のピッチ円又は回転円に等しい請求項１記載
のオイルポンプ。
【請求項４】各歯車の固定円半径（a1、2a）は２つの歯
車の軸空間（ｅ）と各歯車の歯数に等しく、前記２つの
小ピッチ円半径の合計が軸空間（ｅ）に等しい請求項１
記載のオイルポンプ。
【請求項５】少なくとも両歯車のサイクロイド状に形成
された歯先は表面硬化処理されている請求項１記載のオ
イルポンプ。
【請求項６】ピニオンと内歯車からなる１組の歯車は粉
末金属焼結法により製造される請求項１記載のオイルポ
ンプ。
【請求項７】前記１組の歯車はSiCなど非金属粉砕物質
により製造される請求項６記載のオイルポンプ。