JP4221541B2

JP4221541B2 - Fuel pump

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Publication number: JP4221541B2
Application number: JP2000233161A
Authority: JP
Inventors: 雅敏 ▲高▼木
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2000-07-28
Filing date: 2000-07-28
Publication date: 2009-02-12
Anticipated expiration: 2020-07-28
Also published as: JP2002048023A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、１つのアウタギヤの内周側に２つのインナギヤを偏心配置して構成したトロコイドギヤ式の燃料ポンプに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
近年、車両に搭載する燃料ポンプの燃料吐出性能を高めるために、トロコイドギヤ式の燃料ポンプを採用することが検討されている。このトロコイドギヤ式の燃料ポンプは、図９に示すように、円筒型のポンプケーシング１内に回転自在に収容した内歯付きのアウタギヤ２の内周側に外歯付きのインナギヤ３を偏心配置すると共に、両ギヤ２，３を噛み合わせて両ギヤ２，３の歯間にポンプ室４を形成し、駆動モータ（図示せず）によりインナギヤ３を回転駆動してアウタギヤ２を回転させることで、両ギヤ２，３の歯間のポンプ室４を回転方向に移動させながら、該ポンプ室４の容積を連続的に増加・減少させて燃料を吸入・吐出するようになっている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
このようなトロコイドギヤ式の燃料ポンプは、両ギヤ２，３の回転によりポンプ室４の容積が増加する領域でポンプ室４内に燃料を吸入した後、該ポンプ室４の容積が減少する領域でポンプ室４内の燃料を昇圧して吐出するようになっている。この際、ポンプ室４の容積が減少する吐出領域では、ポンプ室４内の燃料が加圧されて燃料圧力（燃圧）が上昇するため、その燃圧上昇によってアウタギヤ２に外径方向の荷重がかかる。このような燃圧上昇による外径方向の荷重は、ポンプ室４内の燃圧が低下する吸入領域（吸入ポート側）では発生しないため、アウタギヤ２に対する外径方向の荷重は、ポンプ室４の燃圧が上昇する吐出領域（吐出ポート側）のみに働き、これが偏荷重となって、アウタギヤ２の吐出ポート側の一部分がポンプケーシング１の内周面に強く押しつけられた状態となる。このため、ポンプケーシング１に対するアウタギヤ２の摺動抵抗（摩擦損失）が大きくなり、その分、駆動モータの負荷が大きくなって、消費電力が増加したり、燃料吐出性能の低下（ポンプ回転速度の低下）を招くという欠点がある。
【０００４】
また、トロコイドギヤ式の燃料ポンプは、ポンプ室４の容積変化を繰り返すため、アウタギヤ２の歯数に応じた周波数の吐出圧力脈動が発生し、その圧力脈動により燃料タンク、燃料配管、車両のフロアパネル等を振動させて、騒音・振動が大きくなる欠点もある。このため、トロコイドギヤ式の燃料ポンプを用いる場合は、低騒音化・低振動化のために、燃料ポンプの外部に圧力脈動低減装置を取り付けたり、車体に遮音材を張り付ける等の騒音対策を施す必要があり、コスト高になるという欠点もある。
【０００５】
本発明はこれらの事情を考慮してなされたものであり、従って、その目的は、ポンプケーシングに対するアウタギヤの摺動抵抗（摩擦損失）を低減して、駆動モータの消費電力低減、燃料吐出性能向上を実現できると共に、吐出圧力の脈動によるポンプ騒音・振動を低コストで低減できる燃料ポンプを提供することである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明の請求項１のトロコイドギヤ式の燃料ポンプは、１つのアウタギヤの内周側に２つのインナギヤを仕切壁を挟んで重ね合わせた状態で偏心配置すると共に、前記アウタギヤに対する両インナギヤの偏心方向を互いに１８０°反対側にずらした構成としたことを第１の特徴とし、更に、アウタギヤの歯数を奇数の歯数の最小値である“５”とし、インナギヤの歯数を偶数の歯数の最小値である“４”としたことを第２の特徴とし、更に、前記１つのアウタギヤの内歯形状及び外周形状は、それぞれ軸方向で一定の形状に形成されていることを第３の特徴とするものである。
【０００７】
この構成では、アウタギヤの内周側に配置された２つのインナギヤは、各々の偏心方向が互いに１８０°反対側にずれているため、２つのインナギヤは、燃圧上昇側（吐出ポート）が互いに１８０°反対側にずれる。これにより、１つのアウタギヤに対して２つのインナギヤから燃圧上昇による外径方向の荷重が互いに１８０°反対側に作用するため、アウタギヤに作用する外径方向の荷重がバランスして、アウタギヤにほとんど偏荷重が作用しなくなる。このため、燃圧によってアウタギヤがポンプケーシングの内周面に強く押しつけられた状態とならず、ポンプケーシングに対するアウタギヤの摺動抵抗（摩擦損失）が従来より小さくなり、その分、駆動モータの負荷が小さくなって、消費電力が少なくなる。しかも、アウタギヤ内の２つのインナギヤで燃料を吸入・吐出するため、上述した摺動抵抗低減効果と相俟って、燃料吐出性能を効果的に高めることができる。
【０００８】
一般に、トロコイドギヤ式の燃料ポンプは、インナギヤの歯数をアウタギヤの歯数より１つ少なくすれば良いが、アウタギヤの歯数が偶数（インナギヤの歯数が奇数）であると、２つのインナギヤの回転位相が一致してしまう。この状態では、２つのインナギヤの吐出圧力の脈動波の位相が一致して、一方のインナギヤの圧力脈動波が山（谷）の時に他方も山（谷）となるため、２つのインナギヤの圧力脈動が互いに増幅し合い、圧力脈動によるポンプ騒音・振動が大きくなってしまう。
【０００９】
この対策として、アウタギヤの歯数を奇数とし、インナギヤの歯数をアウタギヤの歯数より１つ少ない偶数とすることが考えられる。このようにすれば、２つのインナギヤの回転位相が半ピッチずれ、２つのインナギヤの吐出圧力の脈動波の位相が該脈動波の半周期分ずれる。その結果、一方のインナギヤの圧力脈動波が山の時に他方が谷となり、２つのインナギヤの圧力脈動が互いに干渉して打ち消し合うようになる。これにより、圧力脈動が低減されて、圧力脈動によるポンプ騒音・振動が低減されるが、それでも、まだ少しポンプ騒音が残る。
【００１０】
この原因は、２つのインナギヤの圧力脈動が干渉するまでの燃料吐出流路の長さの差（主としてアウタギヤの厚み分）に相当する圧力脈動の位相ずれが発生するためと考えられる。この位相ずれで発生するポンプ騒音は、エンジン音と比較して音圧レベルが低いが、エンジン音よりも高い周波数域で発生するため、エンジン音が比較的静かなアイドル運転時には、このポンプ騒音がエンジン音とは異質の騒音として運転者の耳に届いてしまう。
【００１１】
このポンプ騒音を低減するために、アウタギヤの厚みを薄くして圧力脈動の位相ずれを少なくすることが考えられるが、アウタギヤの厚みを薄くすると、ポンプ室の容積が減少して燃料吐出量が少なくなるため、要求吐出量を確保するには、ポンプ回転速度を上げる必要がある。しかし、ポンプ回転速度を上げると、吐出圧力脈動の周波数が高くなり、圧力脈動波長が短くなるため、仮に、アウタギヤの厚みを薄くして２つの燃料吐出流路の長さの差を短くしても、圧力脈動の位相ずれを少なくすることができず、圧力脈動の位相ずれによるポンプ騒音が発生する。
【００１２】
そこで、請求項１では、アウタギヤの歯数を奇数の歯数の最小値である“５”とし、インナギヤの歯数を偶数の歯数の最小値である“４”としている。前述したように、ポンプ騒音（吐出圧力脈動）の発生周波数域は、アウタギヤの歯数に関係し、アウタギヤの歯数が少なくなるほど、ポンプ騒音（吐出圧力脈動）の発生周波数域が低くなる。従って、両ギヤの歯数を最小値に設定すれば、ポンプ騒音（吐出圧力脈動）の発生周波数域を最も低くすることができ、圧力脈動波長を最も長くすることができる。これにより、圧力脈動の位相ずれを最も少なくすることができて、圧力脈動の位相ずれによるポンプ騒音を低減できる。しかも、ポンプ騒音の発生周波数域をアイドル運転時のエンジン音の発生周波数域まで低下させることができ、ポンプ騒音をアイドル運転時のエンジン音とほぼ同じ周波数域の音とすることができる。これにより、エンジン音が比較的静かなアイドル運転時でも、ポンプ騒音が運転者の聞き慣れたエンジン音でマスキングされて運転者がほとんど気付かないレベルとなり、ポンプ騒音の問題を解消することができる。この結果、従来の騒音対策（圧力脈動低減装置や遮音材等）が不要となり、低コストで低騒音・低振動を実現することができる。
【００１３】
また、両ギヤの歯数が少なくなるほど、両ギヤの歯間の隙間容積（ポンプ室の容積）が大きくなり、ポンプ１回転当たりの燃料吐出量が多くなる。従って、請求項１のように、両ギヤの歯数を最小値に設定すれば、両ギヤの歯間のポンプ室の容積を最大にすることができ、ポンプ１回転当たりの燃料吐出量を最大にすることができる。その結果、ポンプ回転速度を低下させても、要求吐出量を確保することが可能となり、ポンプ吐出能力に余裕ができると共に、ポンプ回転速度を低下させることで、ポンプ騒音（吐出圧力脈動）の発生周波数域を更に低くすることができ、圧力脈動波長を更に長くすることができるため、圧力脈動の位相ずれを更に少なくすることができ、ポンプ騒音の低減効果を更に高めることができる。
【００１４】
但し、両ギヤの歯数が少なくなるほど、両ギヤの偏心量が大きくなって、メカニカルロス（摩擦損失）が大きくなり、その分、駆動モータの負荷が大きくなって、効率が低下する。
【００１５】
そこで、請求項２のように、アウタギヤの歯数を奇数の歯数で２番目に小さい数“７”とし、インナギヤの歯数を偶数の歯数で２番目に小さい数“６”としても良い。このようにすれば、両ギヤの歯数を最小値とする場合よりも、両ギヤの偏心量を小さくできるため、メカニカルロス（摩擦損失）を低減できて効率を向上できる。しかも、圧力脈動の位相ずれ低減、ポンプ騒音の低周波数化も実現でき、実質的に問題のないレベルまでポンプ騒音を低減することができる。尚、請求項２の構成では、ポンプ１回転当たりの燃料吐出量が両ギヤの歯数を最小値とする場合よりも少なくなるが、ポンプ回転速度を従来と同程度とすれば、要求吐出量を十分に確保することができる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
［実施形態（１）］
以下、本発明の実施形態（１）を図１乃至図７に基づいて説明する。ここで、図１は燃料ポンプのポンプ部１２を破断して示す縦断面図、図２は図１のＡ−Ａ断面図、図３は図４のＤ−Ｄ断面図、図４は燃料ポンプの下面図、図５は図３のＢ−Ｂ断面図、図６は図３のＣ−Ｃ断面図、図７は図３のＥ−Ｅ断面図である。
【００１７】
まず、図１に基づいてトロコイドギヤ式の燃料ポンプ全体の構成を概略的に説明する。燃料ポンプの円筒状のハウジング１１内にトロコイドギヤ式のポンプ部１２とモータ部１３とが組み付けられている。ハウジング１１の一端（下端）には、ポンプ部１２の下面をカバーするポンプカバー１４がかしめ等により固定され、このポンプカバー１４に形成された燃料吸入口１５から燃料タンク（図示せず）内の燃料がポンプ部１２内に吸入される。ハウジング１１の他端（上端）には、モータ部１３をカバーするモータカバー１６がかしめ等により固定され、このモータカバー１６には、モータ部１３に通電するためのコネクタ１７と燃料吐出口１８とが設けられている。ポンプ部１２から吐出された燃料は、モータ部１３のアーマチャ３３とマグネット３８との間の隙間を通って燃料吐出口１８から吐出される。
【００１８】
次に、図１乃至図７に基づいてトロコイドギヤ式のポンプ部１２の構成を説明する。ポンプ部１２のケーシングは、円筒ケーシング２１の上下両側の開口部をケーシングカバー２２と内部サイドカバー２３で閉鎖して構成され、これら各部品がポンプカバー１４と共にハウジング１１内にねじ止め等により固定され、該ポンプカバー１４と円筒ケーシング２１との間に内部カバー２３が挟み込まれている。このポンプ部１２のケーシング内には、１つのアウタギヤ２４と２つのインナギヤ２５，２６とが収納されている。
【００１９】
尚、アウタギヤ２４、インナギヤ２５，２６、内部サイドカバー２３、円筒ケーシング２１は、例えば鉄系の焼結金属等、耐摩耗性のある材料で形成され、また、ケーシングカバー２２の内面（下面）と内部サイドカバー２３の内面（上面）等の摺動面には、各ギヤ２４〜２６に対する摺動抵抗を低減するためにフッ素樹脂コーティング等の表面処理を施しても良い。
【００２０】
図２に示すように、アウタギヤ２４の内周側とインナギヤ２５，２６の外周側には、それぞれ内歯２４ａと外歯２５ａ，２６ａが形成され、アウタギヤ２４の歯数が奇数で、インナギヤ２５，２６の歯数がアウタギヤ２４の歯数よりも１つ少ない偶数に形成されている。更に、本実施形態（１）では、アウタギヤ２４の歯数は、奇数の歯数の最小値である“５”に設定され、インナギヤ２５，２６の歯数は、偶数の歯数の最小値である“４”に設定されている。また、インナギヤ２５，２６の歯厚はアウタギヤ２４の歯厚と同一に形成されている。
【００２１】
アウタギヤ２４は、円筒ケーシング２１に形成された円形穴２７内に回転自在に嵌合されている。アウタギヤ２４の厚み寸法（軸方向寸法）は、円筒ケーシング２１の厚み寸法よりもサイドクリアランス分だけ小さくなっている。アウタギヤ２４の内周側には、該アウタギヤ２４内のスペースを２等分する仕切壁２８（図１及び図３参照）が形成されている。この仕切壁２８は、アウタギヤ２４に一体に形成したり、或は、別部品として形成した仕切壁２８をアウタギヤ２４の内周中央部に接合等により固定したり、或は、２分割された２つの分割アウタギヤ間に別部品の仕切壁を挟み込み、これら３部品を接合等により一体化してアウタギヤ２４を形成するようにしても良い。図２及び図３に示すように、アウタギヤ２４の内歯形状及び外周形状は、それぞれ軸方向で一定の形状に形成されている。
【００２２】
アウタギヤ２４の内周側には、２つのインナギヤ２５，２６が仕切壁２８を挟んで重ね合わされて偏心配置され、アウタギヤ２４に対する両インナギヤ２５，２６の偏心方向が互いに１８０°反対側にずらされている。そして、各ギヤ２４，２５，２６の歯２４ａ，２５ａ，２６ａの噛合い又は接触によって、それらの歯間にポンプ室２９，３０（図２参照）が５個ずつ形成されている。この場合、アウタギヤ２４に対してインナギヤ２５，２６が偏心しているため、回転時に各ギヤ２４，２５，２６の歯２４ａ，２５ａ，２６ａの噛合い量が連続的に増加・減少して、各ポンプ室２９，３０の容積が連続的に増加・減少する動作を１回転を周期として繰り返す。
【００２３】
図１及び図３に示すように、インナギヤ２５，２６は、ケーシングカバー２２とポンプカバー１４のほぼ中央部に互いに１８０°反対側に偏心して圧入された円筒軸受３１，３２に回転自在に嵌合支持され、該円筒軸受３１，３２の内側にモータ部１３のアーマチャ３３の回転軸３４が挿通されている。図７に示すように、この回転軸３４のＤカット部に歯車形状のカップリング６０のＤ形連結穴が挿入嵌合され、このカップリング６０がアウタギヤ２４の仕切壁２８の中心部に形成したカップリング形状の連結穴６１に挿入嵌合され、これによって、回転軸３４とアウタギヤ２４とが回転伝達可能に連結されている。
【００２４】
尚、モータ部１３の回転軸３４とアウタギヤ２４との連結構造は、上記の構成に限定されず、アウタギヤ２４の仕切壁２８の中心部に形成したＤ形連結穴を、回転軸３４のＤカット部に挿入嵌合することで、モータ部１３の回転軸３４とアウタギヤ２４とを回転伝達可能に連結するようにしても良い。
【００２５】
この場合、モータ部１３によってアウタギヤ２４が回転駆動されると、このアウタギヤ２４と噛み合うインナギヤ２５，２６が互いに１８０°反対側に偏心した円筒軸受３１，３２を中心にして回転する。尚、モータ部１３のアーマチャ３３のラジアル方向の荷重は、回転軸３４をケーシングカバー２２の中心部に圧入されたラジアル軸受３６に挿通することで支持され、該アーマチャ３３のスラスト方向の荷重は、ポンプカバー１４の中心部内側に圧入されたスラスト軸受３７によって支持される。
【００２６】
ポンプカバー１４の燃料吸入口１５から吸入した燃料は、２方向に分流して上下両側のインナギヤ２５，２６のポンプ室２９，３０に吸入される。つまり、燃料吸入口１５から吸入した燃料の半分は、内部サイドカバー２３に形成した吸入ポート３９（図３参照）から下側のインナギヤ２６のポンプ室３０に吸入される。また、燃料吸入口１５から吸入した残り半分の燃料は、ポンプカバー１４の内面の燃料導入溝４０（図３〜図５参照）→内部サイドカバー２３の貫通穴４１（図３参照）→円筒ケーシング２１の貫通流路４２（図３参照）→ケーシングカバー２２内面の燃料導入溝４３（図３及び図６参照）の経路で、上側のインナギヤ２５のポンプ室２９に吸入される。
【００２７】
また、下側のインナギヤ２６のポンプ室３０から吐出される燃料は、内部サイドカバー２３の吐出ポート４５（図１参照）→ポンプカバー１４の内面の吐出溝４７（図１及び図５参照）→吐出流路４８（図１参照）の経路でモータ部１３側に吐出される。尚、吐出流路４８は、内部サイドカバー２３、円筒ケーシング２１及びケーシングカバー２２を上下方向に貫通するように形成されている。
【００２８】
一方、上側のインナギヤ２５のポンプ室２９から吐出される燃料は、ケーシングカバー２２の吐出ポート４４（図１及び図６参照）からモータ部１３側に吐出される。
【００２９】
以上のように構成したトロコイドギヤ式の燃料ポンプでは、モータ部１３が回転して、アウタギヤ２４とインナギヤ２５，２６が回転すると、各ギヤ２４，２５，２６の歯２４ａ，２５ａ，２６ａの噛み合い量が連続的に増加・減少し、各歯２４ａ，２５ａ，２６ａ間に形成された各ポンプ室２９，３０の容積が連続的に増加・減少する動作を１回転を周期として繰り返す。これにより、容積が拡大するポンプ室２９，３０では、燃料を吸い込みながら燃料を移送し、容積が縮小するポンプ室２９，３０では、移送した燃料を吐出ポート４４，４５から吐出する。
【００３０】
この際、ポンプ室２９，３０の容積が減少する吐出領域では、ポンプ室２９，３０内の燃料が加圧されて燃料圧力（燃圧）が上昇するため、その燃圧上昇によってアウタギヤ２４に外径方向の荷重がかかる。このような燃圧上昇による外径方向の荷重は、ポンプ室２９，３０の燃圧が低下する吸入領域では発生しないため、アウタギヤ２４に対する外径方向の荷重は、ポンプ室２９，３０の燃圧が上昇する吐出領域（吐出ポート４４，４５側）のみに働く。
【００３１】
本実施形態（１）では、アウタギヤ２４の内周側に配置された２つのインナギヤ２５，２６は、各々の偏心方向が互いに１８０°反対側にずれているため、２つのインナギヤ２５，２６は、燃圧上昇側（吐出ポート４４，４５）が互いに１８０°反対側にずれる。これにより、１つのアウタギヤ２４に対して、２つのインナギヤ２５，２６から燃圧上昇による外径方向の荷重Ｆ１，Ｆ２（図２参照）が互いに１８０°反対側に作用するため、アウタギヤ２４に作用する外径方向の荷重Ｆ１，Ｆ２がバランスして、アウタギヤ２４にほとんど偏荷重が作用しなくなる。このため、燃圧によってアウタギヤ２４が円筒ケーシング２１の内周面に強く押しつけられた状態とならず、円筒ケーシング２１に対するアウタギヤ２４の摺動抵抗（摩擦損失）が従来より小さくなり、その分、モータ部１３の負荷が小さくなって、消費電力が少なくなる。しかも、アウタギヤ２４内の２つのインナギヤ２５，２６で燃料を吸入・吐出するため、上述した摺動抵抗低減効果と相俟って、燃料吐出性能を効果的に高めることができる。
【００３２】
一般に、トロコイドギヤ式の燃料ポンプは、インナギヤ２５，２６の歯数をアウタギヤ２４の歯数より１つ少なくすれば良いが、アウタギヤ２４の歯数が偶数（インナギヤ２５，２６の歯数が奇数）であると、２つのインナギヤ２５，２６の回転位相が一致する。この状態では、２つのインナギヤ２５，２６の吐出圧力の脈動波の位相が一致して、一方のインナギヤの圧力脈動波が山（谷）の時に他方も山（谷）となるため、２つのインナギヤ２５，２６の圧力脈動が互いに増幅し合い、圧力脈動による騒音・振動が大きくなってしまう。
【００３３】
この対策として、アウタギヤ２４の歯数を奇数とし、インナギヤ２５，２６の歯数をアウタギヤ２４の歯数より１つ少ない偶数とすることが考えられる。このようにすれば、２つのインナギヤ２５，２６の回転位相が半ピッチずれ、２つのインナギヤ２５，２６の吐出圧力の脈動波の位相が該脈動波の半周期分ずれる。その結果、一方のインナギヤの圧力脈動波が山の時に他方が谷となり、２つのインナギヤ２５，２６の圧力脈動が互いに干渉して打ち消し合うようになり、それによって、圧力脈動が大幅に低減されて、圧力脈動によるポンプ騒音・振動が大幅に減されるが、それでも、まだ少しポンプ騒音が残る。
【００３４】
この原因は、２つのインナギヤ２５，２６の圧力脈動が干渉するまでの燃料吐出流路の長さの差（主としてアウタギヤ２４の厚み分）に相当する圧力脈動の位相ずれが発生するためと考えられる。この位相ずれで発生するポンプ騒音は、エンジン音と比較して音圧レベルが低いが、エンジン音よりも高い周波数域で発生するため、エンジン音が比較的静かなアイドル運転時には、このポンプ騒音がエンジン音とは異質の騒音として運転者の耳に届いてしまう。
【００３５】
このポンプ騒音を低減するために、アウタギヤ２４の厚みを薄くして圧力脈動の位相ずれを少なくすることが考えられるが、アウタギヤ２４の厚みを薄くすると、ポンプ室２９，３０の容積が減少して燃料吐出量が少なくなるため、要求吐出量を確保するには、ポンプ回転速度を上げる必要がある。しかし、ポンプ回転速度を上げると、下記式から明らかなように、１次吐出圧力脈動の周波数が高くなり、１次吐出圧力脈動波長が短くなるため、仮に、アウタギヤ２４の厚みを薄くして２つの燃料吐出流路の長さの差を短くしても、圧力脈動の位相ずれを少なくすることができず、圧力脈動の位相ずれによるポンプ騒音が発生する。
１次吐出圧力脈動周波数＝ポンプ回転速度(r/min) ／６０×アウタギヤ歯数
１次吐出圧力脈動波長＝音速(m/s) ／１次吐出圧力脈動周波数
【００３６】
そこで、本実施形態（１）では、圧力脈動の位相ずれによるポンプ騒音を低減するために、アウタギヤ２４の歯数を奇数の歯数の最小値である“５”とし、インナギヤ２５，２６の歯数を偶数の歯数の最小値である“４”としている。上記式から明らかなように、ポンプ騒音（１次吐出圧力脈動）の発生周波数域は、アウタギヤ２４の歯数に関係し、アウタギヤ２４の歯数が少なくなるほど、ポンプ騒音（１次吐出圧力脈動）の発生周波数域が低くなる。従って、両ギヤ２４，２５，２６の歯数を最小値に設定すれば、ポンプ騒音（１次吐出圧力脈動）の発生周波数域を最も低くすることができ、１次吐出圧力脈動波長を最も長くすることができる。これにより、１次吐出圧力脈動の位相ずれを最も少なくすることができて、圧力脈動の位相ずれによるポンプ騒音を低減できる。
【００３７】
しかも、ポンプ騒音の発生周波数域をアイドル運転時のエンジン音の発生周波数域まで低下させることができ、ポンプ騒音をアイドル運転時のエンジン音とほぼ同じ周波数域の音とすることができる。これにより、エンジン音が比較的静かなアイドル運転時でも、ポンプ騒音が運転者の聞き慣れたエンジン音でマスキングされて運転者がほとんど気付かないレベルとなり、ポンプ騒音の問題を解消することができる。この結果、従来の騒音対策（圧力脈動低減装置や遮音材等）が不要となり、低コストで低騒音・低振動を実現することができる。
【００３８】
また、両ギヤ２４，２５（２６）の歯数が少なくなるほど、両ギヤ２４，２５（２６）の歯間の隙間容積（ポンプ室２９，３０の容積）が大きくなり、ポンプ１回転当たりの燃料吐出量が多くなる。従って、本実施形態（１）のように、両ギヤ２４，２５（２６）の歯数を最小値に設定すれば、ポンプ室２９，３０の容積を最大にすることができ、ポンプ１回転当たりの燃料吐出量を最大にすることができる。その結果、ポンプ回転速度を低下させても、要求吐出量を確保することが可能となり、ポンプ吐出能力に余裕ができると共に、ポンプ回転速度を低下させることで、ポンプ騒音（吐出圧力脈動）の発生周波数域を更に低くすることができ、圧力脈動波長を更に長くすることができるため、圧力脈動の位相ずれを更に少なくすることができ、ポンプ騒音の低減効果を更に高めることができる。
【００３９】
［実施形態（２）］
ところで、両ギヤ２４，２５（２６）の歯数が少なくなるほど、両ギヤ２４，２５（２６）の偏心量が大きくなって、メカニカルロス（摩擦損失）が大きくなり、その分、モータ部１３の負荷が大きくなって、効率が低下する。
【００４０】
そこで、本発明の実施形態（２）では、図８に示すように、アウタギヤ２４の歯数を奇数の歯数で２番目に小さい数“７”とし、インナギヤ２５，２６の歯数を偶数の歯数で２番目に小さい数“６”としている。このようにすれば、両ギヤ２４，２５（２６）の歯数を最小値とする前記実施形態（１）よりも、両ギヤ２４，２５（２６）の偏心量を小さくできるため、メカニカルロス（摩擦損失）を低減できて効率を向上できる。しかも、両ギヤ２４，２５（２６）の歯数を２番目に小さい数とするため、圧力脈動の位相ずれ低減、ポンプ騒音の低周波数化も実現でき、実質的に問題のないレベルまでポンプ騒音を低減することができる。尚、本実施形態（２）の構成では、ポンプ１回転当たりの燃料吐出量が両ギヤ２４，２５（２６）の歯数を最小値とする前記実施形態（１）よりも少なくなるが、ポンプ回転速度を従来と同程度とすれば、要求吐出量を十分に確保することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態（１）における燃料ポンプのポンプ部を破断して示す縦断面図
【図２】図１のＡ−Ａ断面図
【図３】図４のＤ−Ｄ断面図
【図４】燃料ポンプの下面図
【図５】図３のＢ−Ｂ断面図
【図６】図３のＣ−Ｃ断面図
【図７】図３のＥ−Ｅ断面図
【図８】本発明の実施形態（２）における図２相当図
【図９】従来のトロコイドギヤ式の燃料ポンプの構造を説明する図
【符号の説明】
１１…ハウジング、１２…ポンプ部、１３…モータ部、１４…ポンプカバー、１５…燃料吸入口、１８…燃料吐出口、２１…円筒ケーシング、２２…ケーシングカバー、２３…内部サイドカバー、２４…アウタギヤ、２４ａ…内歯、２５，２６…インナギヤ、２５ａ，２６ａ…外歯、２８…仕切壁、２９，３０…ポンプ室、３１，３２…円筒軸受、３４…回転軸、３９…吸入ポート、４０…燃料導入溝，４２…貫通流路、４３…燃料導入溝、４４，４５…吐出ポート、４７…吐出溝、４８…吐出流路、６０…カップリング、６１…連結穴。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a trochoid gear type fuel pump configured by eccentrically arranging two inner gears on the inner peripheral side of one outer gear.
[0002]
[Prior art]
In recent years, in order to improve the fuel discharge performance of a fuel pump mounted on a vehicle, it has been studied to adopt a trochoid gear type fuel pump. In this trochoid gear type fuel pump, as shown in FIG. 9, an inner gear 3 with external teeth is eccentrically arranged on the inner peripheral side of an outer gear 2 with internal teeth rotatably accommodated in a cylindrical pump casing 1. At the same time, the gears 2 and 3 are meshed to form a pump chamber 4 between the teeth of the two gears 2 and 3, and the inner gear 3 is rotationally driven by a drive motor (not shown) to rotate the outer gear 2. While moving the pump chamber 4 between the teeth of the two gears 2 and 3 in the rotational direction, the volume of the pump chamber 4 is continuously increased and decreased to suck and discharge fuel.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
Such a trochoid gear type fuel pump is a region where the volume of the pump chamber 4 decreases after the fuel is sucked into the pump chamber 4 in a region where the volume of the pump chamber 4 increases due to the rotation of both gears 2 and 3. Thus, the fuel in the pump chamber 4 is boosted and discharged. At this time, in the discharge region where the volume of the pump chamber 4 decreases, the fuel in the pump chamber 4 is pressurized and the fuel pressure (fuel pressure) rises, so that the outer gear 2 is subjected to a load in the outer diameter direction due to the increase in fuel pressure. . Since the load in the outer diameter direction due to the increase in the fuel pressure does not occur in the suction region (suction port side) where the fuel pressure in the pump chamber 4 decreases, the load in the outer diameter direction on the outer gear 2 is caused by the fuel pressure in the pump chamber 4. This works only in the ascending discharge region (discharge port side), and this becomes an unbalanced load, and a part of the outer gear 2 on the discharge port side is pressed strongly against the inner peripheral surface of the pump casing 1. For this reason, the sliding resistance (friction loss) of the outer gear 2 with respect to the pump casing 1 increases, and accordingly, the load of the drive motor increases, resulting in an increase in power consumption and a decrease in fuel discharge performance (pump rotation speed Has the disadvantage of incurring a decrease.
[0004]
Further, since the trochoid gear type fuel pump repeatedly changes the volume of the pump chamber 4, a discharge pressure pulsation having a frequency corresponding to the number of teeth of the outer gear 2 is generated, and the pressure pulsation causes a fuel tank, fuel piping, and a vehicle floor. There is also a drawback that noise and vibration are increased by vibrating a panel or the like. For this reason, when using a trochoid gear type fuel pump, noise reduction measures such as attaching a pressure pulsation reducing device outside the fuel pump or attaching a sound insulation to the vehicle body to reduce noise and vibration. It has to be applied, and there is a disadvantage that the cost becomes high.
[0005]
The present invention has been made in consideration of these circumstances. Therefore, the object of the present invention is to reduce the sliding resistance (friction loss) of the outer gear with respect to the pump casing, thereby reducing the power consumption of the drive motor and improving the fuel discharge performance. And a fuel pump capable of reducing pump noise and vibration due to pulsation of discharge pressure at low cost.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, the trochoid gear type fuel pump according to claim 1 of the present invention is arranged eccentrically in a state where two inner gears are overlapped with each other across a partition wall on the inner peripheral side of one outer gear. The first feature is that the eccentric directions of both inner gears with respect to the outer gear are shifted from each other by 180 °, and the outer gear has a minimum number of teeth of “5”, which is the minimum value of the odd number of teeth. The second feature is that the number of teeth is set to “4” which is the minimum value of the even number of teeth.Further, the third feature is that the inner tooth shape and the outer peripheral shape of the one outer gear are formed in a constant shape in the axial direction.
[0007]
In this configuration, since the two inner gears arranged on the inner peripheral side of the outer gear are shifted in the directions opposite to each other by 180 °, the two inner gears have a fuel pressure increasing side (discharge port) of 180 ° with respect to each other. Shift to the other side. As a result, the load in the outer diameter direction due to the increase in fuel pressure acts from the two inner gears on the opposite side by 180 ° with respect to one outer gear, so the load in the outer diameter direction acting on the outer gear balances and is almost biased to the outer gear. The load stops working. For this reason, the outer gear is not strongly pressed against the inner peripheral surface of the pump casing by the fuel pressure, and the sliding resistance (friction loss) of the outer gear with respect to the pump casing becomes smaller than before, and the load on the drive motor is reduced accordingly. As a result, power consumption is reduced. In addition, since the fuel is sucked and discharged by the two inner gears in the outer gear, the fuel discharge performance can be effectively improved in combination with the above-described sliding resistance reduction effect.
[0008]
In general, the trochoid gear type fuel pump has only to have the number of teeth of the inner gear one less than the number of teeth of the outer gear. However, when the number of teeth of the outer gear is an even number (the number of teeth of the inner gear is odd), The rotational phase is matched. In this state, the phase of the pulsating wave of the discharge pressure of the two inner gears matches, and when the pressure pulsating wave of one inner gear is a mountain (valley), the other is also a mountain (valley), so the pressure pulsation of the two inner gears Amplify each other, and pump noise and vibration due to pressure pulsation will increase.
[0009]
As a countermeasure, the number of teeth of the outer gear may be an odd number, and the number of teeth of the inner gear may be an even number that is one less than the number of teeth of the outer gear. In this way, the rotational phases of the two inner gears are shifted by a half pitch, and the phase of the pulsating wave of the discharge pressure of the two inner gears is shifted by the half period of the pulsating wave. As a result, when the pressure pulsation wave of one inner gear is a mountain, the other becomes a valley, and the pressure pulsations of the two inner gears interfere with each other and cancel each other. As a result, the pressure pulsation is reduced and the pump noise and vibration due to the pressure pulsation are reduced, but still a little pump noise remains.
[0010]
This is presumably because a pressure pulsation phase shift corresponding to the difference in the length of the fuel discharge flow path (mainly the thickness of the outer gear) until the pressure pulsations of the two inner gears interfere with each other. The pump noise generated by this phase shift has a lower sound pressure level than the engine sound, but is generated in a higher frequency range than the engine sound, so this pump noise is generated during idling when the engine sound is relatively quiet. It will reach the driver's ear as a noise different from the engine sound.
[0011]
In order to reduce the pump noise, it is conceivable to reduce the pressure pulsation phase shift by reducing the thickness of the outer gear. However, if the thickness of the outer gear is reduced, the volume of the pump chamber decreases and the fuel discharge amount decreases. Therefore, in order to secure the required discharge amount, it is necessary to increase the pump rotation speed. However, if the pump rotation speed is increased, the frequency of the discharge pressure pulsation increases and the pressure pulsation wavelength becomes shorter. Therefore, the thickness of the outer gear is reduced to shorten the difference between the lengths of the two fuel discharge passages. However, the pressure pulsation phase shift cannot be reduced, and pump noise is generated due to the pressure pulsation phase shift.
[0012]
Accordingly, in claim 1, the number of teeth of the outer gear is set to “5” which is the minimum value of the odd number of teeth, and the number of teeth of the inner gear is set to “4” which is the minimum value of the even number of teeth. As described above, the generation frequency range of pump noise (discharge pressure pulsation) is related to the number of teeth of the outer gear, and the generation frequency range of pump noise (discharge pressure pulsation) decreases as the number of teeth of the outer gear decreases. Therefore, if the number of teeth of both gears is set to the minimum value, the generation frequency range of pump noise (discharge pressure pulsation) can be made the lowest, and the pressure pulsation wavelength can be made the longest. Thereby, the phase shift of the pressure pulsation can be minimized, and the pump noise due to the phase shift of the pressure pulsation can be reduced. In addition, the pump noise generation frequency range can be reduced to the engine noise generation frequency range during idle operation, and the pump noise can be set to a sound having the same frequency range as the engine noise during idle operation. As a result, even during idling operation in which the engine sound is relatively quiet, the pump noise is masked by the engine sound familiar to the driver and becomes a level hardly noticed by the driver, and the problem of the pump noise can be solved. As a result, conventional noise countermeasures (pressure pulsation reducing devices, sound insulation materials, etc.) are unnecessary, and low noise and low vibration can be realized at low cost.
[0013]
Further, the smaller the number of teeth of both gears, the larger the gap volume (the volume of the pump chamber) between the teeth of both gears, and the greater the amount of fuel discharged per one rotation of the pump. Therefore, if the number of teeth of both gears is set to the minimum value as in claim 1, the volume of the pump chamber between the teeth of both gears can be maximized, and the fuel discharge amount per rotation of the pump can be maximized. Can be. As a result, even if the pump rotation speed is reduced, it is possible to secure the required discharge amount, which can afford the pump discharge capacity, and the pump rotation speed is reduced to generate pump noise (discharge pressure pulsation). Since the frequency range can be further lowered and the pressure pulsation wavelength can be further lengthened, the phase shift of the pressure pulsation can be further reduced, and the pump noise reduction effect can be further enhanced.
[0014]
However, as the number of teeth of both gears decreases, the amount of eccentricity of both gears increases and mechanical loss (friction loss) increases, and the load on the drive motor increases correspondingly and efficiency decreases.
[0015]
Therefore, as described in claim 2, the number of teeth of the outer gear may be the second smallest number “7” with an odd number of teeth, and the number of teeth of the inner gear may be the second smallest number “6” with an even number of teeth. . In this way, since the amount of eccentricity of both gears can be made smaller than when the number of teeth of both gears is set to the minimum value, mechanical loss (friction loss) can be reduced and efficiency can be improved. In addition, the pressure pulsation phase shift can be reduced and the pump noise can be reduced in frequency, so that the pump noise can be reduced to a level at which there is substantially no problem. In the configuration of claim 2, the fuel discharge amount per one rotation of the pump is smaller than that in the case where the number of teeth of both gears is set to the minimum value. Can be secured sufficiently.
[0016]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
[Embodiment (1)]
Hereinafter, an embodiment (1) of the present invention will be described with reference to FIGS. Here, FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing the fuel pump section 12 cut away, FIG. 2 is a sectional view taken along the line AA in FIG. 1, FIG. 3 is a sectional view taken along the line DD in FIG. 5 is a cross-sectional view taken along line BB in FIG. 3, FIG. 6 is a cross-sectional view taken along line CC in FIG. 3, and FIG. 7 is a cross-sectional view taken along line EE in FIG.
[0017]
First, the overall configuration of the trochoid gear type fuel pump will be described with reference to FIG. A trochoid gear type pump unit 12 and a motor unit 13 are assembled in a cylindrical housing 11 of the fuel pump. A pump cover 14 that covers the lower surface of the pump portion 12 is fixed to one end (lower end) of the housing 11 by caulking or the like, and a fuel tank (not shown) in a fuel tank (not shown) is formed from a fuel inlet 15 formed in the pump cover 14. Fuel is sucked into the pump unit 12. A motor cover 16 that covers the motor unit 13 is fixed to the other end (upper end) of the housing 11 by caulking or the like. The motor cover 16 includes a connector 17 and a fuel discharge port 18 for energizing the motor unit 13. Is provided. The fuel discharged from the pump unit 12 is discharged from the fuel discharge port 18 through a gap between the armature 33 of the motor unit 13 and the magnet 38.
[0018]
Next, the configuration of the trochoid gear type pump unit 12 will be described with reference to FIGS. The casing of the pump unit 12 is configured by closing the upper and lower openings of the cylindrical casing 21 with a casing cover 22 and an internal side cover 23, and these components are fixed in the housing 11 together with the pump cover 14 by screwing or the like. An internal cover 23 is sandwiched between the pump cover 14 and the cylindrical casing 21. One outer gear 24 and two inner gears 25 and 26 are accommodated in the casing of the pump unit 12.
[0019]
The outer gear 24, the inner gears 25 and 26, the inner side cover 23, and the cylindrical casing 21 are formed of a wear-resistant material such as iron-based sintered metal, and the inner surface (lower surface) of the casing cover 22 is also formed. The sliding surface such as the inner surface (upper surface) of the inner side cover 23 may be subjected to a surface treatment such as a fluororesin coating in order to reduce sliding resistance with respect to the gears 24 to 26.
[0020]
As shown in FIG. 2, inner teeth 24a and outer teeth 25a and 26a are formed on the inner peripheral side of the outer gear 24 and the outer peripheral sides of the inner gears 25 and 26, respectively, and the outer gear 24 has an odd number of teeth. The number of teeth 26 is an even number that is one less than the number of teeth of the outer gear 24. Further, in the present embodiment (1), the number of teeth of the outer gear 24 is set to “5” which is the minimum value of the odd number of teeth, and the number of teeth of the inner gears 25 and 26 is the minimum value of the even number of teeth. It is set to a certain “4”. Further, the inner gears 25 and 26 have the same tooth thickness as the outer gear 24.
[0021]
The outer gear 24 is rotatably fitted in a circular hole 27 formed in the cylindrical casing 21. The thickness dimension (axial dimension) of the outer gear 24 is smaller than the thickness dimension of the cylindrical casing 21 by the side clearance. A partition wall 28 (see FIGS. 1 and 3) that divides the space in the outer gear 24 into two equal parts is formed on the inner peripheral side of the outer gear 24. The partition wall 28 is formed integrally with the outer gear 24, or the partition wall 28 formed as a separate part is fixed to the inner peripheral central portion of the outer gear 24 by joining or the like, or divided into two A partition wall of another part may be sandwiched between two divided outer gears, and these three parts may be integrated by joining or the like to form the outer gear 24.As shown in FIGS. 2 and 3, the inner gear shape and the outer peripheral shape of the outer gear 24 are each formed in a constant shape in the axial direction.
[0022]
On the inner peripheral side of the outer gear 24, two inner gears 25, 26 are arranged in an eccentric manner with the partition wall 28 interposed therebetween, and the eccentric directions of the inner gears 25, 26 with respect to the outer gear 24 are shifted 180 ° opposite to each other. Yes. Then, by engaging or contacting the teeth 24a, 25a, 26a of the gears 24, 25, 26, five pump chambers 29, 30 (see FIG. 2) are formed between these teeth. In this case, since the inner gears 25 and 26 are eccentric with respect to the outer gear 24, the meshing amounts of the teeth 24a, 25a, and 26a of the gears 24, 25, and 26 are continuously increased / decreased during rotation. The operation of continuously increasing / decreasing the volumes of the chambers 29 and 30 is repeated with one rotation as a cycle.
[0023]
As shown in FIGS. 1 and 3, the inner gears 25 and 26 are rotatably fitted to cylindrical bearings 31 and 32 that are eccentrically press-fitted 180 degrees opposite to each other at substantially the center of the casing cover 22 and the pump cover 14. The rotary shaft 34 of the armature 33 of the motor unit 13 is inserted inside the cylindrical bearings 31 and 32. As shown in FIG. 7, a D-shaped connection hole of a gear-shaped coupling 60 is inserted and fitted into a D-cut portion of the rotating shaft 34, and the coupling 60 is formed at the center of the partition wall 28 of the outer gear 24. The rotary shaft 34 and the outer gear 24 are connected to each other so as to be able to transmit the rotation.
[0024]
The connecting structure between the rotating shaft 34 of the motor unit 13 and the outer gear 24 is not limited to the above-described structure, and a D-shaped connecting hole formed in the center portion of the partition wall 28 of the outer gear 24 is used as a D cut of the rotating shaft 34. The rotation shaft 34 of the motor unit 13 and the outer gear 24 may be coupled so as to be able to transmit rotation by being inserted and fitted into the unit.
[0025]
In this case, when the outer gear 24 is rotationally driven by the motor unit 13, the inner gears 25 and 26 that mesh with the outer gear 24 rotate around the cylindrical bearings 31 and 32 that are eccentric to each other by 180 °. The radial load of the armature 33 of the motor unit 13 is supported by inserting the rotary shaft 34 through a radial bearing 36 press-fitted into the central portion of the casing cover 22, and the thrust load of the armature 33 is It is supported by a thrust bearing 37 that is press-fitted inside the center of the pump cover 14.
[0026]
The fuel sucked from the fuel suction port 15 of the pump cover 14 is divided into two directions and sucked into the pump chambers 29 and 30 of the inner gears 25 and 26 on both the upper and lower sides. That is, half of the fuel sucked from the fuel suction port 15 is sucked into the pump chamber 30 of the lower inner gear 26 from the suction port 39 (see FIG. 3) formed in the inner side cover 23. The remaining half of the fuel sucked from the fuel inlet 15 is the fuel introduction groove 40 (see FIGS. 3 to 5) on the inner surface of the pump cover 14 → the through hole 41 (see FIG. 3) in the inner side cover 23 → the cylindrical casing. 21 through the passage 42 (see FIG. 3) → the fuel introduction groove 43 (see FIGS. 3 and 6) on the inner surface of the casing cover 22 and sucked into the pump chamber 29 of the upper inner gear 25.
[0027]
Further, the fuel discharged from the pump chamber 30 of the lower inner gear 26 is discharged from the discharge port 45 (see FIG. 1) of the inner side cover 23 → the discharge groove 47 (see FIGS. 1 and 5) on the inner surface of the pump cover 14 → It discharges to the motor part 13 side by the path | route of the discharge flow path 48 (refer FIG. 1). The discharge passage 48 is formed so as to penetrate the inner side cover 23, the cylindrical casing 21 and the casing cover 22 in the vertical direction.
[0028]
On the other hand, the fuel discharged from the pump chamber 29 of the upper inner gear 25 is discharged from the discharge port 44 (see FIGS. 1 and 6) of the casing cover 22 to the motor unit 13 side.
[0029]
In the trochoid gear type fuel pump configured as described above, when the motor unit 13 rotates and the outer gear 24 and the inner gears 25 and 26 rotate, the meshing amounts of the teeth 24a, 25a, and 26a of the gears 24, 25, and 26, respectively. Is continuously increased / decreased, and the operation of continuously increasing / decreasing the volume of each pump chamber 29, 30 formed between the teeth 24a, 25a, 26a is repeated with one rotation as a cycle. Thereby, in the pump chambers 29 and 30 whose volume is increased, the fuel is transferred while sucking the fuel, and in the pump chambers 29 and 30 whose volume is reduced, the transferred fuel is discharged from the discharge ports 44 and 45.
[0030]
At this time, in the discharge region in which the volumes of the pump chambers 29 and 30 are reduced, the fuel in the pump chambers 29 and 30 is pressurized and the fuel pressure (fuel pressure) rises. The load is applied. Since the load in the outer diameter direction due to the increase in the fuel pressure does not occur in the suction region where the fuel pressure in the pump chambers 29 and 30 decreases, the load in the outer diameter direction on the outer gear 24 increases the fuel pressure in the pump chambers 29 and 30. Works only in the discharge area (discharge ports 44 and 45 side).
[0031]
In the present embodiment (1), the two inner gears 25 and 26 arranged on the inner peripheral side of the outer gear 24 have their eccentric directions shifted 180 ° opposite to each other. The fuel pressure increasing side (discharge ports 44 and 45) is shifted 180 ° to the opposite side. As a result, the outer radial loads F1 and F2 (see FIG. 2) due to the increase in fuel pressure act on the outer gear 24 from the two inner gears 25 and 26 on the opposite sides of the outer gear 24. The loads F1 and F2 in the outer diameter direction are balanced, and the eccentric load hardly acts on the outer gear 24. For this reason, the outer gear 24 is not strongly pressed against the inner peripheral surface of the cylindrical casing 21 by the fuel pressure, and the sliding resistance (friction loss) of the outer gear 24 with respect to the cylindrical casing 21 becomes smaller than that of the conventional one, and accordingly, the motor portion The load of 13 becomes small and power consumption decreases. In addition, since the fuel is sucked and discharged by the two inner gears 25 and 26 in the outer gear 24, the fuel discharge performance can be effectively enhanced in combination with the above-described sliding resistance reduction effect.
[0032]
In general, in the trochoid gear type fuel pump, the number of teeth of the inner gears 25 and 26 may be one less than the number of teeth of the outer gear 24, but the number of teeth of the outer gear 24 is even (the number of teeth of the inner gears 25 and 26 is odd). If so, the rotational phases of the two inner gears 25 and 26 coincide. In this state, the phase of the pulsating wave of the discharge pressure of the two inner gears 25 and 26 coincides, and when the pressure pulsating wave of one inner gear is a mountain (valley), the other is also a mountain (valley). The pressure pulsations 25 and 26 amplify each other, and noise and vibration due to the pressure pulsations increase.
[0033]
As a countermeasure, the number of teeth of the outer gear 24 may be an odd number, and the number of teeth of the inner gears 25 and 26 may be an even number that is one less than the number of teeth of the outer gear 24. In this way, the rotational phases of the two inner gears 25, 26 are shifted by a half pitch, and the phase of the pulsating wave of the discharge pressure of the two inner gears 25, 26 is shifted by a half period of the pulsating wave. As a result, when the pressure pulsation wave of one inner gear is a peak, the other becomes a valley, and the pressure pulsations of the two inner gears 25 and 26 interfere with each other and cancel each other out, so that the pressure pulsation is greatly reduced. Pump noise and vibration due to pressure pulsation are greatly reduced, but still some pump noise remains.
[0034]
This is considered to be due to the occurrence of a pressure pulsation phase shift corresponding to the difference in length of the fuel discharge flow path (mainly the thickness of the outer gear 24) until the pressure pulsations of the two inner gears 25 and 26 interfere. . The pump noise generated by this phase shift has a lower sound pressure level than the engine sound, but is generated in a higher frequency range than the engine sound, so this pump noise is generated during idling when the engine sound is relatively quiet. It will reach the driver's ear as a noise different from the engine sound.
[0035]
In order to reduce the pump noise, it is conceivable to reduce the thickness of the outer gear 24 to reduce the phase shift of the pressure pulsation. However, if the thickness of the outer gear 24 is reduced, the volumes of the pump chambers 29 and 30 are reduced. Since the fuel discharge amount decreases, it is necessary to increase the pump rotation speed in order to secure the required discharge amount. However, when the pump rotation speed is increased, the frequency of the primary discharge pressure pulsation increases and the primary discharge pressure pulsation wavelength decreases, as is apparent from the following equation. Even if the difference between the lengths of the two fuel discharge passages is shortened, the pressure pulsation phase shift cannot be reduced, and pump noise is generated due to the pressure pulsation phase shift.
Primary discharge pressure pulsation frequency = pump rotation speed (r / min) / 60 x number of outer gear teeth
Primary discharge pressure pulsation wavelength = sound velocity (m / s) / primary discharge pressure pulsation frequency
[0036]
Therefore, in the present embodiment (1), in order to reduce the pump noise due to the phase shift of the pressure pulsation, the number of teeth of the outer gear 24 is set to “5” which is the minimum value of the odd number of teeth and the teeth of the inner gears 25 and 26 are set. The number is set to “4” which is the minimum value of the even number of teeth. As is apparent from the above equation, the frequency range of the pump noise (primary discharge pressure pulsation) is related to the number of teeth of the outer gear 24, and the pump noise (primary discharge pressure pulsation) decreases as the number of teeth of the outer gear 24 decreases. The generation frequency range of becomes low. Therefore, if the number of teeth of both the gears 24, 25, and 26 is set to the minimum value, the generation frequency range of pump noise (primary discharge pressure pulsation) can be made the lowest, and the primary discharge pressure pulsation wavelength is made the longest. can do. Thereby, the phase shift of the primary discharge pressure pulsation can be minimized, and the pump noise due to the phase shift of the pressure pulsation can be reduced.
[0037]
In addition, the pump noise generation frequency range can be reduced to the engine noise generation frequency range during idle operation, and the pump noise can be set to a sound having the same frequency range as the engine noise during idle operation. As a result, even during idling operation in which the engine sound is relatively quiet, the pump noise is masked by the engine sound familiar to the driver and becomes a level hardly noticed by the driver, and the problem of the pump noise can be solved. As a result, conventional noise countermeasures (pressure pulsation reducing devices, sound insulation materials, etc.) are unnecessary, and low noise and low vibration can be realized at low cost.
[0038]
Further, as the number of teeth of both gears 24 and 25 (26) decreases, the clearance volume between the teeth of both gears 24 and 25 (26) (volume of pump chambers 29 and 30) increases, and the fuel per one rotation of the pump. The discharge amount increases. Therefore, if the number of teeth of both the gears 24 and 25 (26) is set to the minimum value as in the present embodiment (1), the volumes of the pump chambers 29 and 30 can be maximized, and the pump per rotation. The fuel discharge amount can be maximized. As a result, even if the pump rotation speed is reduced, it is possible to secure the required discharge amount, which can afford the pump discharge capacity, and the pump rotation speed is reduced to generate pump noise (discharge pressure pulsation). Since the frequency range can be further lowered and the pressure pulsation wavelength can be further lengthened, the phase shift of the pressure pulsation can be further reduced, and the pump noise reduction effect can be further enhanced.
[0039]
[Embodiment (2)]
By the way, as the number of teeth of both gears 24 and 25 (26) decreases, the amount of eccentricity of both gears 24 and 25 (26) increases and the mechanical loss (friction loss) increases. The load increases and the efficiency decreases.
[0040]
Therefore, in the embodiment (2) of the present invention, as shown in FIG. 8, the number of teeth of the outer gear 24 is set to the second smallest number “7” with an odd number of teeth, and the number of teeth of the inner gears 25 and 26 is an even number. The second smallest number “6” in terms of the number of teeth. In this way, since the amount of eccentricity of both gears 24 and 25 (26) can be made smaller than in the above-described embodiment (1) where the number of teeth of both gears 24 and 25 (26) is the minimum value, mechanical loss ( (Friction loss) can be reduced and the efficiency can be improved. In addition, since the number of teeth of both gears 24 and 25 (26) is the second smallest number, the pressure pulsation phase shift can be reduced and the pump noise can be reduced, and the pump noise can be reduced to a level with no problem. Can be reduced. In the configuration of the present embodiment (2), the fuel discharge amount per one rotation of the pump is smaller than that in the above-described embodiment (1) in which the number of teeth of both the gears 24 and 25 (26) is the minimum value. If the rotation speed is set to the same level as the conventional one, the required discharge amount can be sufficiently secured.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a fuel pump according to an embodiment (1) of the present invention in a cutaway manner.
FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
3 is a cross-sectional view taken along the line DD of FIG.
FIG. 4 is a bottom view of the fuel pump.
5 is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG.
6 is a cross-sectional view taken along the line CC in FIG. 3;
7 is a cross-sectional view taken along line EE in FIG.
FIG. 8 is a view corresponding to FIG. 2 in the embodiment (2) of the present invention.
FIG. 9 is a view for explaining the structure of a conventional trochoid gear type fuel pump.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Housing, 12 ... Pump part, 13 ... Motor part, 14 ... Pump cover, 15 ... Fuel inlet, 18 ... Fuel outlet, 21 ... Cylindrical casing, 22 ... Casing cover, 23 ... Inner side cover, 24 ... Outer gear 24a ... inner teeth, 25,26 ... inner gears, 25a, 26a ... outer teeth, 28 ... partition walls, 29,30 ... pump chamber, 31,32 ... cylindrical bearings, 34 ... rotary shaft, 39 ... suction port, 40 ... Fuel introduction groove, 42 ... through passage, 43 ... fuel introduction groove, 44, 45 ... discharge port, 47 ... discharge groove, 48 ... discharge passage, 60 ... coupling, 61 ... connection hole.

Claims

An inner gear with external teeth is arranged eccentrically on the inner peripheral side of the outer gear with internal teeth, and the pump chamber formed between the teeth of both gears by meshing both gears is moved in the rotational direction by the rotation of both gears. In a fuel pump that continuously increases and decreases the volume of the pump chamber to suck and discharge fuel,
Two inner gears are arranged eccentrically on the inner peripheral side of one outer gear with the partition wall interposed therebetween, and the eccentric directions of both inner gears with respect to the outer gear are shifted 180 ° opposite to each other, and The number of teeth of the outer gear is set to 5, the number of teeth of the inner gear is set to 4, and the inner tooth shape and the outer peripheral shape of the one outer gear are each formed in a constant shape in the axial direction. pump.

An inner gear with external teeth is arranged eccentrically on the inner peripheral side of the outer gear with internal teeth, and the pump chamber formed between the teeth of both gears by meshing both gears is moved in the rotational direction by the rotation of both gears. In a fuel pump that continuously increases and decreases the volume of the pump chamber to suck and discharge fuel,
Two inner gears are arranged eccentrically on the inner peripheral side of one outer gear with the partition wall interposed therebetween, and the eccentric directions of both inner gears with respect to the outer gear are shifted 180 ° opposite to each other, and The number of teeth of the outer gear is set to 7, the number of teeth of the inner gear is set to 6, and the inner tooth shape and the outer peripheral shape of the one outer gear are each formed in a constant shape in the axial direction. pump.