JP4136957B2 - 内接歯車式ポンプ - Google Patents

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Description

この発明は、歯先がなめらかな曲線で作られた形状、歯溝がハイポサイクロイド形状のインナーロータを採用し、使用時の騒音が低減された内接歯車式ポンプに関する。
騒音低減、機械効率及び寿命向上を図った内接歯車式ポンプとして、下記特許文献１に示されるものが知られている。
特表平１１−８１１９３５号公報
この特許文献１に記載された内接歯車式ポンプは、図１１に示すように、歯先をエピサイクロイド形状、歯溝をハイポサイクロイド形状となしたインナーロータ（歯形を点線で示す）と、歯先をハイポサイクロイド形状、歯溝をエピサイクロイド形状となしたアウターロータ（歯形を実線で示す）を組み合せている。アウターロータの歯溝のエピサイクロイド形状ｆｈ１はピッチ円Ｐに外接してその円Ｐ上をｚＯ点を起点にして滑らずに転がる第１生成円ｒｅ１の一点の軌跡で形成され、インナーロータの歯先のエピサイクロイド形状ｆｈ２はピッチ円Ｐに外接してその円Ｐ上をｚＯ’点を起点にして滑らずに転がる第２生成円ｒｅ２の一点の軌跡で形成されている。また、アウターロータの歯先のハイポサイクロイド形状ｆｒ１はピッチ円Ｐに内接してその円Ｐ上をｚＯ点を起点にして滑らずに転がる第３生成円ｒｈ１の一点の軌跡で形成され、インナーロータの歯溝のハイポサイクロイド形状ｆｒ２はピッチ円Ｐに内接してその円Ｐ上をｚＯ’点を起点にして滑らずに転がる第４生成円ｒｈ２の一点の軌跡で形成されている。さらに、各生成円ｒｅ１、ｒｅ２、ｒｈ１、ｒｈ２の半径はそれぞれ異なり、アウターロータの歯先とこれに対向するインナーロータの歯溝との間の隙間ＣＲは第３、第４生成円ｒｈ１、ｒｈ２の直径差に等しく、アウターロータの歯溝とこれに対向するインナーロータの歯先との間の隙間ＣＲ’は第１、第２生成円ｒｅ１、ｒｅ２の直径差に等しく、偏心量ｅでアウターロータとインナーロータの噛み合いが最も深くなる位置での両ロータ間の隙間と、噛み合いが最も浅くなる位置でのロータ間の隙間が略等しくなっている。
内接歯車式ポンプはロータの円滑な回転のためにアウターロータとインナーロータ間に隙間を設ける必要がある。上記特許文献１のポンプは、その隙間を、第１生成円ｒｅ１と第２生成円ｒｅ２の直径、及び第３生成円ｒｈ１と第４生成円ｒｈ２の直径にそれぞれ差をつけて生じさせているが、この特許文献１の内接歯車式ポンプは、噛合部においてインナーロータをアウターロータに押しつけた状態でのインナーロータとアウターロータの各歯の歯先間最小隙間（以下ロータ間隙間と云う）が、噛合部の隙間ゼロから急に大きくなり、それが作動時の騒音の原因になっていることを見いだした。
そこで、この発明は、ロータ間隙間の急変を無くして、騒音をより小さくされた内接歯車式ポンプを提供することを課題としている。
上記の課題を解決するため、この発明においては、歯先がエピサイクロイド形状をなし、歯溝がハイポサイクロイド形状をなすインナーロータを備えた内接歯車式ポンプにおいて、インナーロータの中心をアウターロータの中心周りに、直径（２ｅ＋ｔ）の円を描いて公転させ、インナーロータ中心がその円を１周公転する間にインナーロータを１／ｎ回自転させ、こうして作られるインナーロータ歯形曲線群の包絡線をアウターロータの歯形となした内接歯車式ポンプを提供する。
ここに、ｅ：インナーロータの中心とアウターロータの中心の偏心量
ｔ：アウターロータとそれに押し付けたインナーロータとの間のロータ間隙間
の最大値
ｎ：インナーロータの歯数
また、この発明は、本発明の一つの様相として、歯先がエピサイクロイド形状をなし、歯溝がハイポサイクロイド形状をなすインナーロータを備えた内接歯車式ポンプにおいて、
１）仮インナーロータの中心を仮アウターロータの中心周りに、直径（２ｅ＋ｔ）の円を描いて公転させ、仮インナーロータ中心がその円を１周公転する間に仮インナーロータを１／ｎ回自転させ、こうして作られる仮インナーロータ歯形曲線群の包絡線で仮アウターロータの歯形を作り、
２）仮インナーロータの歯形と仮アウターロータの歯形とで、仮インナーロータの歯先
において始点を歯先の先端とするポンプ室の閉じ込みに必要な本インナーロータの歯面の終端位置を決定し、
３）さらに、仮アウターロータとの歯の噛み合い点を決定し、前記終端位置と歯の噛み合い点の間の歯面を元の歯先形状を形成するサイクロイド曲線よりも内側に配置して歯面位置を修正した形状を本インナーロータの歯先の歯形とし、
４）歯先の歯形決定後の本インナーロータの中心を本アウターロータの中心周りに、直径（２ｅ＋ｔ）の円を描いて公転させ、本インナーロータ中心がその円を１周公転する間に本インナーロータを１／ｎ回自転させ、こうして作られる本インナーロータ歯形曲線群の包絡線を本アウターロータの歯形となした内接歯車式ポンプを提供する。
ここで云う歯の噛み合い点とは、インナーロータがアウターロータを回転させる際に回転力を伝えるためにアウターロータに接触するインナーロータ歯面のインナーロータ歯先に最も近い点を云う。
この場合のｅ、ｔ、ｎの定義は、先に述べた内接歯車式ポンプと同じであり、この定義は以下にも適用する。
上述したように、インナーロータを直径（２ｅ＋ｔ）の円に沿って公転させながら１公転当たりに１／ｎ回自転させて作られるインナーロータ歯形曲線群の包絡線をアウターロータの歯形となすと、ロータ間隙間がゼロからアウターロータ歯先とインナーロータ歯先の先端間の最大隙間になるまでの間に序々に大きくなるので、回転に伴うインナーロータとアウターロータ間の相対移動量が小さく、ロータの回転が滑らかになり、回転中の振動が抑制されて騒音が従来品に比べて小さくなる。また、発生する振動が小さくなるため、ポンプの寿命も向上する。
仮インナーロータの歯形の包絡線で仮アウターロータの歯形を作り、その後、仮インナーロータの歯形と仮アウターロータの歯形からインナーロータの歯形の修正位置を決定し
、その位置の歯面を修正した本インナーロータを用いて上記と同じ方法で本アウターロータの歯形を作るものは、インナーロータとアウターロータの歯がポンプの使用中に非噛合部において衝突する事態も抑制され、騒音がより小さくなる。
以下、この発明の実施の形態を図１乃至図３に基づいて説明する。図１に示すように、この内接歯車式ポンプ１０は、歯数がｎのインナーロータ１と、歯数が（ｎ＋１）のアウターロータ２と、両ロータを収納するポンプケース（ハウジング）３とで構成されている。ポンプケース３には吸入口４と吐出口５が設けられている。
このポンプ１０は、インナーロータ１が回転駆動され、アウターロータ２は従動回転する。インナーロータ１の回転中心はＯｉ、アウターロータ２の回転中心はＯｏであり、ＯｏはＯｉに対してｅ偏心している。
インナーロータ１の歯形は、図１１で述べた形状、すなわち、歯先がピッチ円Ｐに外接してそのピッチ円上を転がる生成円ｒｅ２の一点の軌跡で形成されてエピサイクロイド形状をなし、歯溝はピッチ円Ｐに内接してそのピッチ円上を転がる生成円ｒｈ２の一点の軌跡で形成されてハイポサイクロイド形状をなしている。
一方、アウターロータ２の歯形は、図２、図３のようにして定められたものになっている。図２に示すように、インナーロータ１の中心Ｏｉをアウターロータ２の中心Ｏｏ周りに直径（２ｅ＋ｔ）の円Ｓを描いて公転させる。ｔはアウターロータ２とそのアウターロータ２に押し付けたインナーロータ１との間にできるロータ間隙間の最大値とする。
また、インナーロータ１の中心Ｏｉが上記の円Ｓを１周する間にインナーロータ１を１／ｎ回（３６０°／ｎ）自転させる。図２の一点鎖線は、インナーロータ１の中心Ｏｉがアウターロータ中心Ｏｏ周りに角度θ公転してＯｉ’点に移り、この間にインナーロータ１がθ／ｎ°自転した位置でのインナーロータの歯形曲線を示している。この歯形曲線は、図３に示すように自転を伴う公転の各位置に表われ、この歯形曲線群の包絡線６をアウターロータ２の歯形となしている。
図４に、図１１の方法で形成された従来のアウターロータの歯形と、図２、図３で説明したインナーロータの歯形曲線群の包絡線による本発明の歯形の相違を拡大して示す。図の点線は従来の歯形、実線はこの発明のポンプの歯形であり、歯先と歯溝の境界部付近に明らかな形状の相違が見られる。
図５Ａ、図５Ｂに、下記の諸元のインナーロータ１とアウターロータ２を組合わせたこの発明のポンプのロータ間隙間の変化状況を示す。
インナーロータ 歯数：１０枚
ピッチ円形：φ６２．００（単位ｍｍ、以下も同じ）
エピサイクロイド生成円形：φ３．１０
ハイポサイクロイド生成円形：φ３．１０
アウターロータ 歯数：１１枚
ロータ中心の偏心量：３．１０
ロータ間隙間の最大値：０．１２
また、図６Ａ、図６Ｂに、図１１の方法で形成された従来歯形の下記諸元のポンプのロータ間隙間の変化状況を示す。
インナーロータ 歯数：１０枚
ピッチ円形：φ６２．００（単位ｍｍ、以下も同じ）
エピサイクロイド生成円形：φ３．１０
ハイポサイクロイド生成円形：φ３．１０
アウターロータ 歯数：１１枚
ピッチ円形：φ６８．２０
エピサイクロイド生成円形：φ３．０４
ハイポサイクロイド生成円形：φ３．１６
ロータ中心の偏心量：３．１０
図５Ａ、図６Ａは、ロータ間隙間０の位置がインナーロータ１の歯先の先端とアウターロータ２の歯溝の底部とに一致する場合の例を、また、図５Ｂ、図６Ｂは、ロータ間隙間０の位置がインナーロータ１の歯溝の底部とアウターロータ２の歯先の先端とに一致する場合の例を各々示している。
従来歯形の場合、図６Ａにおけるロータ間隙間は、０→０．１１４→０．１１８→０．１１８→０．１２０→０．１２０（単位は全てｍｍ、以下も同じ）の順に変化している。また、図６Ｂにおける隙間は、０→０．１０５→０．１１６→０．１１７→０．１２０→０．１２０の順に変化しており、どちらにしてもロータ間隙間が０から急に大きくなっている。
これに対し、発明品は、図５Ａの場合にはロータ間隙間が０→０．０４５→０．０７５→０．０９９→０．１１５→０．１２０の順に、また、図５Ｂの場合には、０→０．０２９→０．０６０→０．０８８→０．１０８→０．１１８の順にそれぞれ変化し、共にロータ間隙間の変化が緩やかである。
図７Ａ〜図１０Ｂに、この発明のポンプと従来ポンプの比較を行うために調査したロータ回転中のポンプケースの振動波形を示す。図７Ａ、図８Ａ、図９Ａ、図１０Ａは本発明品、図７Ｂ、図８Ｂ、図９Ｂ、図１０Ｂは従来品の波形を表わしている。比較試験に利用したポンプは歯数１０のインナーロータ１と歯数１１のアウターロータ２を組合わせた図５、図６のポンプである。
図７Ａ、図７Ｂは、油温：４０℃、吐出圧：０．３ＭＰａ、回転数：３０００ｒｐｍでの測定結果、
図８Ａ、図８Ｂは、油温：４０℃、吐出圧：０．４ＭＰａ、回転数：３０００ｒｐｍでの測定結果、
図９Ａ、図９Ｂは、油温：１００℃、吐出圧：０．３ＭＰａ、回転数：３０００ｒｐｍでの測定結果、
図１０Ａ、図１０Ｂは、油温：１００℃、吐出圧：０．４ＭＰａ、回転数：３０００ｒｐｍでの測定結果であり、いずれの条件でも本発明歯形を有するこの発明のポンプの方が振動は小さい。振動が小さいほど騒音は小さく、また、振動が小さければポンプの寿命も延びる。
次に、上記の構成によれば、ロータ間隙間の急変がなくなってその隙間の急変に起因した騒音が抑制されるが、ロータ間隙間がゼロからインナーロータの歯先の先端とアウターロータの歯先の先端で作る歯先先端間隙間が最大隙間になるまでの間に徐々に大きくなるため、非噛合部、中でもロータ間隙間が小さい箇所でインナーロータとアウターロータの歯が回転中に衝突し、それが新たな騒音発生源となることが懸念される。
そこで、非噛合部での歯の衝突（以下では当たりと言う）に起因した騒音の抑制策も併せて提供する。その抑制策は、インナーロータの歯形がサイクロイド形状でない場合にも有効である。
以下に、非噛合部での歯の当たりの抑制策について、具体例を挙げて説明する。
図１２に、インナーロータ１の歯形を示す。この歯形は、歯先７が楕円曲線の上約半分（長軸を水平にしたときの上約半分）で、歯溝８がφＡのピッチ円（基礎円）Ｐに内接して滑らずに転がるφＢの生成円（内転円）ｒｈによって創成されるハイポサイクロイド曲線で各々構成されている。なお、歯先７の楕円曲線の上約半分で構成される部分は中心対称形状をなし、一端がピッチ円Ｐ上のＣ点で歯溝８の曲線の終端に、他端がピッチ円Ｐ上のＤ点で歯溝８の曲線の始端に各々連なっている。
インナーロータ１の歯形として、図１２の如き歯形を採用する場合には、図２、図３で述べたように、インナーロータの中心をアウターロータの中心回りに、直径（２ｅ＋ｔ）の円を描いて公転させ、インナーロータ中心がその円を１周公転する間にインナーロータを１／ｎ回自転させ、このようにして作られるインナーロータの歯形曲線群の包絡線をアウターロータの歯形となすと、ロータ間隙間がゼロからインナーロータの歯先の先端とアウターロータの歯先の先端で作る歯先先端間隙間が最大隙間になるまでの途中の非噛合部におけるロータ間隙間を本来の歯先先端間最大隙間よりもわずかながら広げることができる。
そのために、ロータ間隙間の急変による騒音が抑制され、かつ途中の非噛合部においては、ロータ間隙間が大きくなったことによってインナーロータとアウターロータの歯の当たりが抑制できる。しかし、アウターロータは、ポンプケースとの間に摺動隙間があるので回転中に中心の振れが生じ易い。その振れが非噛合部におけるロータ間隙間よりも大きいと、ロータ同士の歯の当たりを抑制しきれない。
この歯の当たりを更に回避するために、図１３に示すように、ポンプ室の閉じ込みに必要な歯面７ａの終端位置Ｆから歯の噛み合い点Ｇまでの歯面７ｃを、図に実線で示す位置、即ち、一点鎖線で示す元の楕円曲線よりも内側に位置させ、この位置修正後の形状をインナーロータの歯形とする。図中Ｅは歯先先端、Ｇ、Ｄは、アウターロータとの噛み合いに必要な歯面７ｂの始端と終端である。なお、位置修正後の歯面７ｃは、元の楕円曲線よりも半径の大きなＲ面にしているが、図示のＲ面に限定されない。
インナーロータの歯形の修正と、その歯形の修正を行ったインナーロータと組み合わせて使用するアウターロータの歯形は、以下のようにして設定する。
先ず始めに、仮インナーロータの歯形曲線群の包絡線で仮アウターロータの歯形を作る。
仮の歯形を定めた仮インナーロータを仮アウターロータの中心周りに、直径（２ｅ＋ｔ）の円を描いて公転させ、仮インナーロータ中心がその円を１周公転する間に仮インナーロータを１／ｎ回自転させ、こうして作られる仮インナーロータ歯形曲線群の包絡線を仮アウターロータの歯形となす。
次に、仮インナーロータの歯形と仮アウターロータの歯形とでポンプ室の閉じ込みに必要な本インナーロータの歯面７ａの終端位置（図１２〜図１４のＦ）を決定する。
次いで、上記の終端位置から歯の噛み合い点（図１２〜図１４のＧ）までの歯面７ｃを元の歯先形状を形成するサイクロイド曲線よりも内側に配置して歯面位置を修正し、修正後の形状を本インナーロータの歯先の歯形とする。
その後、歯先の歯形決定後の本インナーロータの中心を本アウターロータの中心周りに、直径（２ｅ＋ｔ）の円を描いて公転させ、本インナーロータ中心がその円を１周公転する間に本インナーロータを１／ｎ回自転させ、こうして作られる本インナーロータ歯形曲線群の包絡線を本アウターロータの歯形となす。
この歯面７ｃの位置の修正は、ロータの回転方向前方または回転方向後方の少なくともどちらか一方について行う。図１４は、回転方向前方、回転方向後方の双方について行った場合を示す。
なお、ポンプ室の閉じ込みに必要な歯面７ａの終端位置Ｆは、ポンプ室をどこで吸入ポートと吐出ポートから切り離すかによってその位置が変動する。ポンプ室は最大容積となった位置で吸入ポートと吐出ポートから切り離す場合と、容積が最大の位置から縮小し始めたところで吸入ポートと吐出ポートから切り離す場合とがあり、後者の場合には歯面７ａの領域が前者の場合よりも狭くなる。
図１５Ａ、図１５Ｂに、インナーロータの歯形修正を行っていないポンプのロータ間隙間の変化状況を、図１６Ａ、図１６Ｂにインナーロータの歯形修正を行ったポンプのロータ間隙間の変化状況をそれぞれ示す。
この変化状況の測定に用いたインナーロータ、アウターロータの諸元を以下に示す。
インナーロータ 歯数：１０枚
歯先径：φ６８．２０
ピッチ円径：φ６２．００
歯先楕円 ：４．１７６５５（短径／２）×４．９１６３３
（長径／２）
歯溝のハイポサイクロイド生成円形：φ３．１０
修正歯面のＲ半径：Ｒ５．３
アウターロータ 歯数：１１枚
ロータ中心の偏心量：３．１０
ロータ間隙間の最大値：０．１２
図１５Ａ、図１６Ａは、ロータ間隙間ゼロの位置がインナーロータの歯先の先端とアウターロータの歯溝の底部とに一致する場合の例を、また、図１５Ｂ、図１６Ｂは、ロータ間隙間ゼロの位置がインナーロータの歯溝の底部とアウターロータの歯先の先端とに一致する場合の例を各々示している。
歯形を修正する前の図１５Ａにおけるロータ間隙間は、０→０．０１３→０．１０６→０．１４８→０．１３６→０．１２２→０．１２０の順に変化している。また、図１５Ｂにおけるロータ間隙間は、０→０．０５２→０．１３７→０．１４４→０．１２８→０．１２０の順に変化している。
これに対し、歯形修正品は、図１６Ａにおけるロータ間隙間が、０→０．０１３→０．１１４→０．２３８→０．２１０→０．１２０→０．１２０の順に変化し、また、図１６Ｂにおけるロータ間隙間は、０→０．０５０→０．１９４→０．２３９→０．１６３→０．１２１の順に変化している。これから分かるように、噛合部での隙間と歯先先端間最大隙間部でのロータ間隙間には図１５Ａ、図１５Ｂの隙間と比べてさほど大きな差はないが、それ以外の位置でのロータ間隙間は図１５Ａ、図１５Ｂの場合よりも相当大きくなっており、隙間ゼロの位置からの非噛合部でのロータ間隙間の急増（それによる騒音の発生）を防止して非噛合部での歯の当たり（それによる騒音の発生）も抑制することができる。
内接歯車式ポンプは、プランジャポンプなどに比べると元々騒音が小さい。この発明の内接歯車式ポンプは、その騒音がさらに低減されるので、静粛性を要求される用途、例えば自動車などに搭載されるオイルポンプなどとして好適に利用することができる。
この発明のポンプの実施形態をカバーを外した状態にして示す図 インナーロータを自転させながら公転させたときの歯形変位を示す図 インナーロータ歯形曲線群の包絡線で形成されるアウターロータの歯形を示す図 この発明におけるアウターロータの歯形と従来歯形の違いを示す拡大図 本発明歯形品のロータ間隙間の変化状態の一例を示す図 本発明歯形品のロータ間隙間の変化状態の他の例を示す図 従来技術歯形品のロータ間隙間の変化状態の一例を示す図 従来技術歯形品のロータ間隙間の変化状態の他の例を示す図 本発明歯形品のある条件におけるロータ回転中のポンプケースの振動波形を示す図 比較のために従来技術歯形品の図７Ａと同一条件での振動波形を示す図 本発明歯形品の別の条件におけるロータ回転中のポンプケースの振動波形を示す図 比較のために従来技術歯形品の図８Ａと同一条件での振動波形を示す図 本発明歯形品の更に別の条件におけるロータ回転中のポンプケースの振動波形を示す図 比較のために従来技術歯形品の図９Ａと同一条件での振動波形を示す図 本発明歯形品の更に別の条件におけるロータ回転中のポンプケースの振動波形を示す図 比較のために従来技術歯形品の図１０Ａと同一条件での振動波形を示す図 従来品の歯形形成法を示す図 楕円曲線の上約半分の形状の歯先を有する歯面修正前のインナーロータ歯形を示す図 楕円曲線の上約半分の形状の歯先を有する歯面修正後のインナーロータ歯形を示す図 ロータ回転方向前後の両方で歯面修正を行ったインナーロータ歯形を示す図 歯面修正前のロータ間隙間の変化状態の一例を示す図 歯面修正前のロータ間隙間の変化状態の他の例を示す図 歯面修正後のロータ間隙間の変化状態の一例を示す図 歯面修正後のロータ間隙間の変化状態の他の例を示す図
符号の説明
１ インナーロータ
２ アウターロータ
３ ポンプケース
４ 吸入口
５ 吐出口
６ 包絡線
７ インナーロータ歯先
７ａ ポンプ室の閉じ込みに必要な領域の歯面
７ｂ 噛み合いに必要な領域の歯面
７ｃ 位置修正後の歯面
８ インナーロータ歯溝
Ｏｉ インナーロータ中心
Ｏｏ アウターロータ中心
ｅ インナーロータ中心とアウターロータ中心の偏心量
Ｓ インナーロータ中心の公転円

Claims (1)

  1. 歯先がエピサイクロイド形状をなし、歯溝がハイポサイクロイド形状をなすインナーロータを備えた内接歯車ポンプにおいて、
    １）仮インナーロータの中心を仮アウターロータの中心周りに、直径（２ｅ＋ｔ）の円を描いて公転させ、仮インナーロータ中心がその円を１周公転する間に仮インナーロータを１／ｎ回自転させ、こうして作られる仮インナーロータ歯形曲線群の包絡線で仮アウターロータの歯形を作り、
    ２）仮インナーロータの歯形と仮アウターロータの歯形とで、仮インナーロータの歯先
    において始点を歯先の先端とするポンプ室の閉じ込みに必要な本インナーロータの歯面の終端位置を決定し、
    ３）さらに、仮アウターロータとの歯の噛み合い点を決定し、前記終端位置と歯の噛み合い点の間の歯面を元の歯先形状を形成するサイクロイド曲線よりも内側に配置して歯面位置を修正した形状を本インナーロータの歯先の歯形とし、
    ４）歯先の歯形決定後の本インナーロータの中心を本アウターロータの中心周りに、直径（２ｅ＋ｔ）の円を描いて公転させ、本インナーロータ中心がその円を１周公転する間に本インナーロータを１／ｎ回自転させ、こうして作られる本インナーロータ歯形曲線群の包絡線を本アウターロータの歯形となした内接歯車式ポンプ。
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