JP4332772B2

JP4332772B2 - Fuel pump

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Publication number: JP4332772B2
Application number: JP2001026269A
Authority: JP
Inventors: 雅敏高木; 元也伊藤; 克彦草谷
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2000-03-27
Filing date: 2001-02-02
Publication date: 2009-09-16
Anticipated expiration: 2021-02-02
Also published as: JP2002202018A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、アウタギヤの内周側に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７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、ポンプ室４の容積変化を繰り返すため、インナギヤ３の歯数に応じた周波数の吐出圧力脈動が発生し、その吐出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がある。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吐出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がある。
【０００４】
ところで、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。
【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、本発明の目的は、吐出圧力の脈動による騒音・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。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る発明は、内歯付きのアウタギヤの内周側に外歯付きのインナギヤを偏心配置すると共に、両ギヤを噛み合わせて両ギヤの歯間に形成したポンプ室を、両ギヤの回転により回転方向に移動させながら、該ポンプ室の容積を連続的に増加・減少させて燃料を吸入・吐出するように構成すると共に、前記ポンプ室内の燃料が吐出される吐出ポートを２箇所に形成し、これら２箇所の吐出ポートの吐出圧力脈動の位相がほぼ半波長分ずれて干渉しながら合流するように構成した燃料ポンプにおいて、次のように構成したことを特徴とする。
【００１５】
本発明は、２箇所の吐出ポートのうちの上流側吐出ポートの開始位置を、容積が最大となるポンプ室の終端近傍に設定し、該上流側吐出ポートの終端位置を、両ギヤが半位相移動した時に形成されるポンプ室終端近傍に設定し、下流側吐出ポートの開始位置を、上流側吐出ポート終端部から形成された１つめのポンプ室終端近傍に設定することを特徴とする。
【００１６】
このようにすれば、２つの吐出ポートの吐出圧力脈動が互いに干渉して打ち消し合うようになり、吐出圧力脈動が大幅に低減されて、圧力脈動による騒音・振動が大幅に低減される。これにより、２つのポンプを設ける場合に比べて、部品点数を削減して構成を簡素化することができ、小型・軽量化及び低コスト化を実現することができる。
【００１７】
この場合、請求項２のように、２箇所の吐出ポートのうちの上流側吐出ポートから回転方向に延びる連通溝部を設け、上流側吐出ポートを通過し終えたポンプ室が該連通溝部によって上流側吐出ポートと連通するように構成しても良い。このようにすれば、上流側吐出ポートを通過し終えたポンプ室で加圧される燃料の一部が連通溝部を逆流して上流側吐出ポートに流れ込むようになる。これにより、上流側吐出ポートでは、隣接する２つのポンプ室から吐出される位相のずれた２つの圧力脈動が干渉するようになり、その干渉効果によって上流側吐出ポートの吐出圧力脈動が低減される。
【００１８】
更に、請求項３のように、連通溝部の回転方向の長さは、該連通溝部が下流側吐出ポートに燃料を吐出するポンプ室と連通するように設定すると良い。このようにすれば、上流側吐出ポートと下流側吐出ポートとが、連通溝部とポンプ室を介して連通するようになるため、下流側吐出ポートでは、下流側吐出ポートに燃料を吐出するポンプ室の吐出圧力脈動に対して、上流側吐出ポートから連通溝部と該ポンプ室を介して伝搬する位相がほぼ半波長分ずれた圧力脈動が干渉するようになり、その干渉効果によって下流側吐出ポートの吐出圧力脈動が低減される。このようにして、２つの吐出ポートの吐出圧力脈動を共に低減させた状態で、これら２の吐出ポートの吐出圧力脈動がポンプ部の外部の流路でほぼ半波長ずれて干渉しながら合流するようになり、燃料ポンプ全体の吐出圧力脈動を更に効果的に低減することができる。
【００２０】
【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６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３のＤ−Ｄ断面図、図３は燃料ポンプの下面図、図４は図２のＢ−Ｂ断面図、図５は図２のＣ−Ｃ断面図、図６は図１のＡ−Ａ断面図である。
【００２１】
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。
【００２２】
次に、図１乃至図６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。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。
【００２３】
図６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。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。
【００２４】
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２参照）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。
【００２５】
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、それらの歯間に多数のポンプ室２９，３０（図６参照）が形成されている。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。
【００２６】
図１及び図２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。この回転軸３４のＤカット部がアウタギヤ２４の仕切壁２８の中心部に形成したＤ形連結穴３５に挿通され、モータ部１３の回転軸３４とアウタギヤ２４とが回転伝達可能に連結されている。
【００２７】
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、図８及び図９に示すように、モータ部１３の回転軸３４のＤカット部にカップリング６０を挿入し、このカップリング６０をアウタギヤ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に挿入して回転駆動するようにしても良い。
【００２８】
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。
【００２９】
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２参照）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２〜図４参照）→内部サイドカバー２３の貫通穴４１（図２参照）→円筒ケーシング２１の貫通流路４２（図２参照）→ケーシングカバー２２内面の燃料導入溝４３（図２及び図５参照）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。
【００３０】
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４参照）→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。
【００３１】
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５参照）からモータ部１３側に吐出される。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
本実施形態では、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６参照）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。
【００３５】
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、駆動側のアウタギヤ２４の歯数が偶数（従動側のインナギヤ２５，２６の歯数が奇数）であると、従動側の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、従動側の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吐出圧力脈動波が山（谷）の時に他方も山（谷）となるため、２つのインナギヤ２５，２６の吐出圧力脈動が互いに増幅し合い、吐出圧力脈動による騒音・振動が大きくなってしまう。
【００３６】
この対策として、本実施形態（１）では、駆動側のアウタギヤ２４の歯数を奇数とし、従動側のインナギヤ２５，２６の歯数を駆動側のアウタギヤ２４の歯数より１つ少ない偶数としている。これにより、従動側の２つのインナギヤ２５，２６の回転位相が半ピッチずれ、従動側の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吐出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の吐出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、吐出圧力脈動が大幅に低減されて、吐出圧力脈動による騒音・振動が大幅に低減される。これにより、従来の騒音対策（吐出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・低振動を実現できる。
【００３７】
尚、アウタギヤを製造する際に、予め、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するようにしても良いが、この場合、一方の分割アウタギヤを他方の分割アウタギヤに対して半ピッチずらした状態で仕切壁を挟み込んで一体化するようにしても良い。この場合には、上記実施形態とは反対に、アウタギヤの歯数を偶数とし、インナギヤの歯数をアウタギヤの歯数より１つ少ない奇数とすると良い。これにより、上記実施形態と同じく、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、圧力脈動が大幅に低減される。
【００３８】
［実施形態（２）］
前記実施形態（１）のポンプ部１２は、１つのアウタギヤ２４の内周側に２つのインナギヤ２５，２６を仕切壁２８を挟んで重ね合わせた状態で配置することで２つのポンプを構成し、２つのポンプのアウタギヤ２４を一体に形成したが、図１０乃至図１４に示す本発明の実施形態（２）のポンプ部６２は、２つのポンプのアウタギヤ６７（６８）を別体に形成し、各アウタギヤ６７（６８）の内周側に１つのインナギヤ６９（７０）を配置したポンプを２つ重ね合わせるように配置している。
【００３９】
以下、このポンプ部６２の構成を具体的に説明する。ここで、図１０は燃料ポンプのポンプ部６２を破断して示す縦断面図、図１１は図１０のＦ−Ｆ断面図、図１２は図１０のＧ−Ｇ断面図、図１３は図１０のＨ−Ｈ断面図、図１４は図１０のＩ−Ｉ断面図である。但し、前記実施形態（１）と実質的に同じ部分については、同一符号を付して説明を簡略化する。
【００４０】
本実施形態（２）では、図１０に示すように、ポンプ部６２のケーシングは、２つの円筒ケーシング６３，６４を中間プレート６５を挟んで重ね合わせ、そ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で閉鎖して構成し、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６６で締め付け固定されている。このポンプ部６２のケーシング内の中間プレート６５上側のスペースに、１つ目のポンプを構成する１対のアウタギヤ６７とインナギヤ６９が収納され、中間プレート６５下側のスペースに、２つ目のポンプを構成する１対のアウタギヤ６８とインナギヤ７０が収納されている。
【００４１】
図１３及び図１４に示すように、各円筒ケーシング６３，６４には、互いに１８０°反対側に偏心した位置に円形穴７１，７２が形成され、各円形穴７１，７２内に、それぞれアウタギヤ６７，６８が回転自在に嵌合されている。各アウタギヤ６７，６８の内周側に、それぞれインナギヤ６９，７０が偏心配置されている。本実施形態（２）では、２つのインナギヤ６９，７０が同軸上且つ同一位相で回転駆動されように配置され、各インナギヤ６９，７０に対する各アウタギヤ６７，６８の偏心方向が互いに１８０°反対側にずらされている。また、モータ部１３によって回転駆動される駆動側のインナギヤ６９，７０の歯数が奇数で、従動側のアウタギヤ６７，６８の歯数が駆動側のインナギヤ６９，７０の歯数よりも１つ多い偶数に形成されている。
【００４２】
図１０に示すように、各インナギヤ６９，７０は、ポンプカバー１４の中央部に圧入されたシャフト７３に回転自在に嵌合支持され、各インナギヤ６９，７０とモータ部１３の回転軸３４とが、カップリング７４を介して回転伝達可能に連結されている。モータ部１３の回転軸３４のＤカット部がカップリング７４の上部に形成したＤ形連結穴に挿通されることで回転軸３４とカップリング７４とが連結され、カップリング７４の下部に下向きに形成した複数本の連結ピン９１がインナギヤ６９，７０の連結穴に挿通されることでカップリング７４とインナギヤ６９，７０とが連結されている。モータ部１３によって各インナギヤ６９，７０が回転駆動されると、各インナギヤ６９，７０と噛み合うアウタギヤ６７，６８が互いに１８０°反対側に偏心した状態で回転する。尚、モータ部１３のアーマチャ３３のスラスト方向の荷重は、シャフト７３の上面で支持される。
【００４３】
前記実施形態（１）と同じように、ポンプカバー１４の燃料吸入口１５から吸入した燃料の半分は、内部サイドカバー２３の吸入ポート３９から下側のインナギヤ７０のポンプ室７６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１０及び図１１参照）→貫通流路７７（図１０、図１３及び図１４参照）→ケーシングカバー２２内面の燃料導入溝４３（図１０及び図１２参照）の経路で、上側のインナギヤ６９のポンプ室７５に吸入される。尚、貫通流路７７は、内部サイドカバー２３、円筒ケーシング６４、中間プレート６５及び円筒ケーシングカバー６３を上下方向に貫通するように形成されている。
【００４４】
また、下側のインナギヤ７０のポンプ室７６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→ポンプカバー１４の内面の吐出溝４７（図１１参照）→吐出流路７８（図１２〜図１４参照）の経路でモータ部１３側に吐出される。尚、吐出流路７８は、内部サイドカバー２３、円筒ケーシング６４、中間プレート６５、円筒ケーシング６３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。一方、上側のインナギヤ６９のポンプ室７５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１２参照）からモータ部１３側に吐出される。
【００４５】
以上説明した本実施形態（２）では、モータ部１３によって同一位相で回転駆動される駆動側のインナギヤ６９，７０の歯数を奇数とし、従動側のアウタギヤ６７，６８の歯数をインナギヤ６９，７０の歯数より１つ多い偶数としたので、従動側の２つのアウタギヤ６７，６８の回転位相が半ピッチずれ、前記実施形態（１）と同じように、２つのポンプの吐出圧力脈動が互いに干渉して打ち消し合うようになり、吐出圧力脈動が大幅に低減されて、吐出圧力脈動による騒音・振動が大幅に低減される。これにより、従来の騒音対策（吐出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・低振動を実現できる。
【００４６】
尚、一方のインナギヤを他方のインナギヤに対して半ピッチずらして回転させるようにしても良く、この場合は、上記実施形態（２）とは反対に、駆動側のインナギヤ６９，７０の歯数を偶数とし、従動側のアウタギヤ６７，６８の歯数をインナギヤ６９，７０の歯数より１つ多い奇数とすると良い。これにより、上記実施形態（２）と同じく、２つのポンプの吐出圧力の脈動波の位相が該脈動波の半波長分（半周期分）ずれ、吐出圧力脈動が大幅に低減される。
【００４７】
また、上記実施形態（２）では、上下のポンプのアウタギヤ６７，６８の偏心方向が互いに１８０°反対側にずれているため、両ポンプ間で燃圧上昇側が互いに１８０°反対側にずれる。このため、両ポンプで外径方向の荷重が互いに１８０°反対側に作用して、燃料ポンプ全体として外径方向に作用する荷重をバランスさせることができ、燃料ポンプの振動を低減することができる。
【００４８】
しかも、上記実施形態（２）では、２つの円筒ケーシング６３，６４間に挟んで固定した中間プレート６５を、上下のポンプ間に介在させるようにしたので、上下のポンプ（アウタギヤ６７，６８）に作用する外径方向の荷重（燃圧）によってアウタギヤ６７，６８がこじり方向に傾動することを中間プレート６５によって阻止することができ、アウタギヤ６７，６８の傾動による回転摺動抵抗の増加を防止することができる。
【００４９】
また、上記実施形態（２）では、アウタギヤ６７，６８とインナギヤ６９，７０の歯厚を変えても、その分を、内部サイドカバー２３の厚さ寸法変更で吸収して、ポンプ全長を一定に保つことができ、ポンプ全長を変えずに、歯厚を変えてポンプ吐出能力を変えることができる。このため、要求吐出能力の異なる種々のエンジンに対して共通サイズの燃料ポンプで対応することができ、燃料ポンプの取付部品（ブラケット等）を共通化することができる。
【００５０】
尚、上記実施形態（２）では、２つのインナギヤ６９，７０を同軸上に配置して、インナギヤ６９，７０に対する２つのアウタギヤ６７，６８の偏心方向を互いに１８０°反対側にずらした構成としたが、２つのアウタギヤを同軸上に配置して、アウタギヤに対する２つの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ても良い。この場合は、各アウタギヤの側面にそれぞれサイドカバーを一体化して、サイドカバーとモータ部の回転軸とを連結することで、モータ部により２つのアウタギヤをサイドカバーと共に同一位相で回転駆動する構成とし、駆動側のアウタギヤの歯数を奇数とし、従動側のインナギヤの歯数をアウタギヤの歯数より１つ少ない偶数とすれば良い。また、一方のアウタギヤを他方のアウタギヤに対して半ピッチずらして回転させるようにしても良く、この場合は、アウタギヤの歯数を偶数とし、インナギヤの歯数をアウタギヤの歯数より１つ少ない奇数とすれば良い。
【００５１】
［実施形態（３）］
次に、図１５乃至図１９に基づいて本発明の実施形態（３）を説明する。ここで、図１５は燃料ポンプのポンプ部７９を破断して示す縦断面図、図１６は図１５のＪ−Ｊ断面図、図１７は図１５のＫ−Ｋ断面図、図１８は図１５のＬ−Ｌ断面図、図１９は図１８のＭ−Ｍ線に沿って示すケーシングカバー２２の断面図である。但し、前記実施形態（１）と実質的に同じ部分については、同一符号を付して説明を簡略化する。
【００５２】
本実施形態（３）では、図１５に示すように、ポンプ部７９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とポンプカバー１４で閉鎖して構成され、このポンプ部７９のケーシング内に、１対のアウタギヤ８０とインナギヤ８１が収納されている。アウタギヤ８０は、円筒ケーシング２１の円形穴２７内に回転自在に嵌合され、インナギヤ８１は、モータ部１３の回転軸３４に嵌合支持されている。モータ部１３の回転軸３４とインナギヤ８１とはカップリング８２を介して回転伝達可能に連結され、モータ部１３によってインナギヤ８１が回転駆動されると、このインナギヤ８１と噛み合うアウタギヤ８０が回転する。
【００５３】
図１６に示すように、ポンプカバー１４には、容積が拡大する複数のポンプ室８３に連通するように吸入ポート８４が形成され、燃料吸入口１５から吸入した燃料は、吸入ポート８４からポンプ室８３に吸入される。
【００５４】
一方、図１７乃至図１９に示すように、ケーシングカバー２２には、容積が減少するポンプ室８３に連通するように２つの吐出ポート８５，８６が形成され、ポンプ室８３から吐出される燃料は、各吐出ポート８５，８６からモータ部１３側に吐出される。各吐出ポート８５，８６は、以下に説明するように設けることで、吐出圧力脈動の位相がほぼ半波長分ずれて干渉しながら合流するように構成されている。
【００５５】
図１７（ａ）は、吸入領域と吐出領域の境界領域のポンプ室８３ａの容積が最大となるときのインナギヤ８１とアウタギヤ８０の回転位置を示しており、図１７（ｂ）は、図１７（ａ）の位置からインナギヤ８１とアウタギヤ８０が半ピッチ回転したときの状態を示している。図１７（ａ）に示すように、１つ目の吐出ポート８５（上流側吐出ポート）は、最大容積のポンプ室８３ａとその隣のポンプ室８３ｂとの仕切り位置からほぼ半ピッチ分の長さにわたって形成されている。これにより、図１７（ａ）に示すように、１つ目の吐出ポート８５の開始位置は、容積が最大となるポンプ室８３ａの終端近傍となり、図１７（ｂ）に示すように、１つ目の吐出ポート８５の終端位置は、両ギヤ８０，８１が半位相移動した時に形成されるポンプ室８３ａの終端近傍となる。
【００５６】
また、２つ目の吐出ポート８６（下流側吐出ポート）は、１つ目の吐出ポート８５からほぼ１．５ピッチ分だけ回転方向に離れた位置に形成されている。これにより、図１７（ｂ）に示すように、２つ目の吐出ポート８６の開始位置は、１つ目の吐出ポート８５の終端部から形成された１つめのポンプ室８３ｂの終端近傍となり、１つ目の吐出ポート８５が最大容積のポンプ室８３ａに開口し始めてから、半ピッチ分遅れて、２つ目の吐出ポート８６が最大容積のポンプ室８３ａの隣のポンプ室８３ｂに開口し始めるようになっている。
【００５７】
これにより、図１７（ａ）に示す最大容積のポンプ室８３ａ内の燃料の一部が１つ目の吐出ポート８５から吐出され始めてから、半ピッチ分遅れて、２つ目の吐出ポート８６から最大容積のポンプ室８３ａの隣のポンプ室８３ｂ内の残りの燃料が吐出されるようになる。その結果、２つの吐出ポート８５，８６の吐出圧力の上下動タイミングが半ピッチ分ずれ、２つの吐出ポート８５，８６の吐出圧力脈動の位相がほぼ半波長分ずれた状態となる。
【００５８】
尚、２つの吐出ポート８５，８６の間隔は、インナギヤ８１とアウタギヤ８０の歯数に応じて決めれば良く、歯数が変わっても、１つ目の吐出ポートの後に１つのポンプ室（歯間室）を形成できる位置に２つ目の吐出ポートを形成すれば良い。
【００５９】
また、図１９に示すように、吐出ポート８５，８６間には、ケーシングカバー２２の下面（摺動面）２２ａに対して所定の段差（例えば０．２ｍｍ程度）をもった凹部８７が形成されている。更に、吐出ポート８６の入口部には、ポンプ室８３側に向かって広がるテーパ部８８が形成されている。
【００６０】
以上説明した本実施形態（３）では、ポンプ室８３内の燃料が吐出される吐出ポート８５，８６を、吐出圧力脈動の位相がほぼ半波長分ずれて干渉しながら合流するように形成したので、２つの吐出ポート８５，８６の吐出圧力脈動が互いに干渉して打ち消し合うようになり、吐出圧力脈動が大幅に低減されて、吐出圧力脈動による騒音・振動が大幅に低減される。これにより、前記実施形態（１），（２）のように、２つのポンプを設けて吐出圧力脈動を低減する場合に比べて、部品点数を削減して構成を簡素化することができ、低騒音化・低振動化を実現しながら軽量化及び低コスト化を図ることができる。
【００６１】
［実施形態（４）］
次に、本発明の実施形態（４）を図２０乃至図２５を用いて説明する。ここで、図２０は燃料ポンプのポンプ部９０を破断して示す縦断面図、図２１は図２０のＮ−Ｎ断面図、図２２は図２０のＰ−Ｐ断面図、図２３は図２０のＱ−Ｑ断面図、図２４は図２０のＲ−Ｒ断面図、図２５は吐出ポート９８，９９及び連通溝部１００の形成位置を説明するための図である。尚、前記実施形態（１）と実質的に同じ部分については、同一符号を付して説明を簡略化する。
【００６２】
本実施形態（４）では、図２０に示すように、ポンプ部９０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、このポンプ部９０のケーシング内に、１対のアウタギヤ９２とインナギヤ９３が収納されている。インナギヤ９３は、ケーシングカバー２２に圧入されたラジアル軸受３６に回転自在に嵌合支持され、該ラジアル軸受３６の内側にモータ部１３の回転軸３４が挿通されている。本実施形態（４）では、図２１に示すように、アウタギヤ９２の歯数が６で、インナギヤ９３の歯数が５となっている。
【００６３】
図２１に示すように、回転軸３４のＤカット部がカップリング９４に挿入され、このカップリング９４がインナギヤ９３の中心部に形成されたカップリング形状の連結穴９５に挿入されることで、モータ部１３の回転軸３４とインナギヤ９３とがカップリング９４を介して回転伝達可能に連結されている。
【００６４】
また、図２２に示すように、内部サイドカバー２３には、吸入ポート９７が形成され、燃料吸入口１５から吸入した燃料は、吸入ポート９７からポンプ室９６に吸入される。
【００６５】
一方、図２３乃至図２５に示すように、ケーシングカバー２２には、容積が減少するポンプ室９６に連通するように２つの吐出ポート９８，９９が形成され、ポンプ室９６から吐出される燃料は、各吐出ポート９８，９９からモータ部１３側に吐出される。
【００６６】
図２５（ａ）は、吸入領域と吐出領域の境界領域のポンプ室９６ａの容積が最大となるときのインナギヤ９３とアウタギヤ９２の回転位置を示しており、図２５（ｂ）は、図２５（ａ）の位置からインナギヤ９３とアウタギヤ９２が半ピッチ回転したときの状態を示している。本実施形態（４）においても、前記実施形態（３）と同じように、上流側吐出ポート９８は、図２５（ａ）に示すように、最大容積のポンプ室９６ａとその隣のポンプ室９６ｂとの仕切り位置からほぼ半ピッチ分の長さにわたって形成され、下流側吐出ポート９９は、上流側吐出ポート９８からほぼ１．５ピッチ分だけ回転方向に離れた位置に形成されている。これにより、図２５（ａ）に示す最大容積のポンプ室９６ａ内の燃料の一部が上流側吐出ポート９８から吐出され始めてから、ほぼ半ピッチ分遅れて、下流側吐出ポート９９から最大容積のポンプ室９６ａの隣のポンプ室９６ｂ内の残りの燃料が吐出され、２つの吐出ポート９８，９９の吐出圧力脈動の位相がほぼ半波長分ずれて干渉しながら合流するように構成されている。
【００６７】
本実施形態（４）では、各吐出ポート９８，９９の上流側及び下流側端部を絞り込まずに吐出ポート９８，９９全体を略四角形状に形成して、各吐出ポート９８，９９のポンプ室９６に対する開口面積が大きくとれるようにしている。
【００６８】
また、ケーシングカバー２２には、ケーシングカバー２２下面に対して所定の段差（例えば０．１ｍｍ）をもった連通溝部１００が上流側吐出ポート９８の下流側端部から回転方向に延びるように形成されている。これにより、図２５（ｂ）に示すように、上流側吐出ポート９８を通過し終えたポンプ室９６ｂが連通溝部１００によって上流側吐出ポート９８と連通されるようになっている。このポンプ室９６ｂは、図２５（ａ）に示す位置から半ピッチ移動して図２５（ｂ）に示す位置に至ると、該ポンプ室９６ｂが下流側吐出ポート９９と連通し始めるようになり、更に、図２５（ｂ）に示す位置から半ピッチ移動すると、図２５（ａ）に示すポンプ室９６ｃの位置まで移動する。
【００６９】
この場合、連通溝部１００の回転方向の長さは、該連通溝部１００の先端部が下流側吐出ポート９９に燃料を吐出するポンプ室９６ｃと連通するように設定されている。これにより、図２５（ａ）に示す回転位置において、上流側吐出ポート９８と下流側吐出ポート９９とが、連通溝部１００とポンプ室９６ｃを介して連通されるようになっている。
【００７０】
以上のように構成したポンプ部９０では、図２５（ａ）に示すポンプ室９６ａ内の燃料が上流側吐出ポート９８から吐出され始めてから、半ピッチ分遅れて、図２５（ｂ）に示すポンプ室９６ｂ内の燃料が下流側吐出ポート９９から吐出され、２つの吐出ポート９８，９９の吐出圧力脈動の位相がほぼ半波長分ずれて干渉しながら合流する。
【００７１】
その際、図２５（ｂ）に示すように、上流側吐出ポート９８を通過し終えたポンプ室９６ｂで加圧される燃料の一部が連通溝部１００を逆流して上流側吐出ポート９８に流れ込む。これにより、上流側吐出ポート９８では、隣接する２つのポンプ室９８ａ，９８ｂから吐出される位相のずれた２つの圧力脈動が干渉するようになり、その干渉効果によって上流側吐出ポート９８の吐出圧力脈動が低減される。
【００７２】
更に、図２５（ａ）に示すように、連通溝部１００が下流側吐出ポート９９に燃料を吐出するポンプ室９６ｃと連通するように形成されているため、上流側吐出ポート９８と下流側吐出ポート９９とが、連通溝部１００とポンプ室９６ｃを介して連通される。これにより、下流側吐出ポート９９では、下流側吐出ポート９９に燃料を吐出するポンプ室９６ｃの吐出圧力脈動と、上流側吐出ポート９８から連通溝部１００と該ポンプ室９６ｃを介して伝搬する圧力脈動とが干渉するようになる。前述したように、上流側吐出ポート９８から伝搬する圧力脈動は、下流側吐出ポート９９の吐出圧力脈動よりもほぼ半波長進んでいるため、これら２つの圧力脈動の干渉により下流側吐出ポート９９の吐出圧力脈動が効果的に低減される。
【００７３】
従って、本実施形態（４）では、連通溝部１００によって上流側吐出ポート９８の吐出圧力脈動と下流側吐出ポート９９の吐出圧力脈動を共に低減させた状態で、これら２の吐出ポート９８，９９の吐出圧力脈動がポンプ部９０の外部の流路でほぼ半波長ずれて干渉しながら合流するようになり、ポンプ全体の吐出圧力脈動の低減効果を更に向上させることができ、吐出圧力脈動による騒音・振動を効果的に低減することができる。
【００７４】
尚、本実施形態（４）では、連通溝部１００の回転方向の長さを、該連通溝部１００が下流側吐出ポート９９に燃料を吐出するポンプ室９６ｃと連通するように設定したが、連通溝部１００の長さを短くして該ポンプ室９６ｃに届かないようにしても良い。この場合でも、連通溝部１００による上流側吐出ポート９８の吐出圧力脈動の低減効果を得ることができる。
【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３のＤ−Ｄ断面図
【図３】燃料ポンプの下面図
【図４】図２のＢ−Ｂ断面図
【図５】図２のＣ−Ｃ断面図
【図６】図１のＡ−Ａ断面図
【図７】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
【図８】本発明の実施形態（１）の変形例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９】図８のＥ−Ｅ断面図
【図１０】本発明の実施形態（２）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１１】図１０のＦ−Ｆ断面図
【図１２】図１０のＧ−Ｇ断面図
【図１３】図１０のＨ−Ｈ断面図
【図１４】図１０のＩ−Ｉ断面図
【図１５】本発明の実施形態（３）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１６】図１５のＪ−Ｊ断面図
【図１７】吐出ポートの形成位置を説明するための図で、（ａ）と（ｂ）は半ピッチずれたギア回転位置の状態を示す図１５のＫ−Ｋ断面図
【図１８】図１５のＬ−Ｌ断面図
【図１９】図１８のＭ−Ｍ線に沿って示すケーシングカバーの断面図
【図２０】本発明の実施形態（４）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２１】図２０のＮ−Ｎ断面図
【図２２】図２０のＰ−Ｐ断面図
【図２３】図２０のＱ−Ｑ断面図
【図２４】図２０のＲ−Ｒ断面図
【図２５】吐出ポート及び連通溝部の形成位置を説明するための図で、（ａ）と（ｂ）は半ピッチずれたギア回転位置の状態を示す図
【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，６２…ポンプ部、６３，６４…円筒ケーシング、６５…中間プレート、６７，６８…アウタギヤ、６９，７０…インナギヤ、７３…シャフト、７５，７６…ポンプ室、７７…貫通流路、７８…吐出流路、７９…ポンプ部、８０…アウタギヤ、８１…インナギヤ、８３…ポンプ室、８４…吸入ポート、８５，８６…吐出ポート、９０…ポンプ部、９２…アウタギヤ、９３…インナギヤ、９７…吸入ポート、９８，９９…吐出ポート、１００…連通溝部。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a trochoid gear type fuel pump configured by eccentrically arranging an inner gear on the inner peripheral side of an 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. 7, 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]
Since such a 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 inner gear 3 is generated, and the discharge pressure pulsation causes a fuel tank, a fuel pipe, a vehicle There is a disadvantage that noise and vibration are increased by vibrating the floor panel. For this reason, when using a trochoid gear type fuel pump, noise reduction measures such as mounting a discharge pressure pulsation reducing device outside the fuel pump or attaching a sound insulation to the vehicle body to reduce noise and vibration There is a disadvantage that the cost increases.
[0004]
By the way, the 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 the region where the volume of the pump chamber 4 increases due to the rotation of both gears 2 and 3. The pressure in the pump chamber 4 is increased 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.
[0005]
  The present invention has been made in consideration of these circumstances,The present inventionThe purpose of this is to provide a fuel pump that can reduce noise and vibration due to pulsation of discharge pressure at low cost.The
[0014]
[Means for Solving the Problems]
  In the invention according to claim 1, an inner gear with outer teeth is arranged eccentrically on the inner peripheral side of the outer gear with inner teeth, and a pump chamber formed between the teeth of both gears by engaging both gears is provided. The pump chamber is configured to continuously increase / decrease the volume of the pump chamber while moving in the rotational direction by rotation to suck and discharge fuel, andTwo discharge ports for discharging fuel in the pump chamber are formed at two locations, and the phases of the discharge pressure pulsations of these two discharge ports are shifted by approximately a half wavelength and merged while interfering with each other.The fuel pump is configured as follows.
[0015]
  The present inventionThe start position of the upstream discharge port of the two discharge ports is set in the vicinity of the end of the pump chamber where the volume is maximum, and the end position of the upstream discharge port is moved by a half-phase movement of both gears. Set near the end of the pump chamber to be formed, and set the start position of the downstream discharge port near the end of the first pump chamber formed from the end of the upstream discharge portIt is characterized by that.
[0016]
If it does in this way, the discharge pressure pulsation of two discharge ports will mutually interfere and cancel each other out, the discharge pressure pulsation will be reduced significantly, and the noise and vibration by pressure pulsation will be reduced significantly. Thereby, compared with the case where two pumps are provided, the number of parts can be reduced and the configuration can be simplified, and a reduction in size, weight, and cost can be realized.
[0017]
  In this case, the claim2As described above, a communication groove extending in the rotation direction from the upstream discharge port of the two discharge ports is provided, and the pump chamber that has passed through the upstream discharge port communicates with the upstream discharge port through the communication groove. You may comprise. In this way, part of the fuel pressurized in the pump chamber that has passed through the upstream discharge port flows back into the communication groove and flows into the upstream discharge port. Thereby, in the upstream discharge port, two pressure pulsations out of phase discharged from two adjacent pump chambers interfere with each other, and the discharge pressure pulsation in the upstream discharge port is reduced by the interference effect. .
[0018]
  Further claims3As described above, the length of the communication groove portion in the rotation direction may be set so that the communication groove portion communicates with the pump chamber that discharges fuel to the downstream discharge port. In this way, the upstream discharge port and the downstream discharge port communicate with each other via the communication groove and the pump chamber. Therefore, in the downstream discharge port, the pump chamber that discharges fuel to the downstream discharge port. The pressure pulsation in which the phase propagating from the upstream discharge port through the communication groove and the pump chamber is shifted by approximately half wavelength will interfere with the discharge pressure pulsation of the upstream discharge port. Discharge pressure pulsation is reduced. In this manner, in a state where both the discharge pressure pulsations of the two discharge ports are reduced, the discharge pressure pulsations of these two discharge ports merge while interfering with each other in the flow path outside the pump section with a shift of almost half wavelength. Thus, the discharge pressure pulsation of the entire fuel pump can be further effectively reduced.
[0020]
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 DD in FIG. 3, FIG. 3 is a bottom view of the fuel pump, and FIG. B sectional view, FIG. 5 is a CC sectional view of FIG. 2, and FIG. 6 is an AA sectional view of FIG.
[0021]
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.
[0022]
Next, the configuration of the trochoid gear type pump unit 12 will be described with reference to FIGS. 1 to 6. 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. 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.
[0023]
As shown in FIG. 6, inner teeth 24a and outer teeth 25a, 26a are formed on the inner peripheral side of the outer gear 24 and the outer peripheral sides of the inner gears 25, 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, the inner gears 25 and 26 have the same tooth thickness as the outer gear 24.
[0024]
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 2) 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.
[0025]
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. A large number of pump chambers 29, 30 (see FIG. 6) are formed between the teeth 24a, 25a, 26a of the gears 24, 25, 26 by meshing or contacting with each other. 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.
[0026]
As shown in FIGS. 1 and 2, the inner gears 25 and 26 are rotatably fitted to cylindrical bearings 31 and 32 that are eccentrically inserted 180 ° 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. The D-cut portion of the rotating shaft 34 is inserted into a D-shaped connecting hole 35 formed in the center portion of the partition wall 28 of the outer gear 24, and the rotating shaft 34 of the motor portion 13 and the outer gear 24 are connected so as to transmit rotation. .
[0027]
The connection structure between the rotating shaft 34 of the motor unit 13 and the outer gear 24 is not limited to the above-described configuration. As shown in FIGS. 8 and 9, a coupling 60 is attached to the D-cut portion of the rotating shaft 34 of the motor unit 13. The coupling 60 may be inserted into a coupling-shaped connecting hole 61 formed at the center of the partition wall 28 of the outer gear 24 and driven to rotate.
[0028]
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.
[0029]
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. 2) 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. 2 to 4) on the inner surface of the pump cover 14 → the through hole 41 (see FIG. 2) of the inner side cover 23 → the cylindrical casing. 21 through the passage 42 (see FIG. 2) → the fuel introduction groove 43 (see FIGS. 2 and 5) on the inner surface of the casing cover 22 and sucked into the pump chamber 29 of the upper inner gear 25.
[0030]
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 4) on the inner surface of the pump cover 14 → It is discharged to the motor unit 13 side through the path of the discharge flow path 48 (see 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.
[0031]
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 5) of the casing cover 22 to the motor unit 13 side.
[0032]
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.
[0033]
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).
[0034]
In the present embodiment, the two inner gears 25, 26 arranged on the inner peripheral side of the outer gear 24 are offset from each other by 180 ° in the eccentric direction, so the two inner gears 25, 26 are on the fuel pressure increasing side. (Discharge ports 44 and 45) are shifted 180 ° opposite to each other. As a result, the outer radial loads F1 and F2 (see FIG. 6) due to the increase in fuel pressure from the two inner gears 25 and 26 act on the one outer gear 24 on the opposite sides of 180 °, and thus act on 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.
[0035]
In general, in the trochoid gear type fuel pump, the number of teeth of the inner gears 25, 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 on the driving side is even (the driven inner gears 25, 26 on the driven side). If the number of teeth is an odd number), the rotational phases of the two driven inner gears 25 and 26 coincide. In this state, the phase of the pulsating wave of the discharge pressure of the two driven inner gears 25 and 26 coincides, and when the discharge pressure pulsating wave of one inner gear is a mountain (valley), the other is also a mountain (valley). The discharge pressure pulsations of the two inner gears 25 and 26 amplify each other, and noise and vibration due to the discharge pressure pulsations increase.
[0036]
As a countermeasure, in this embodiment (1), the number of teeth of the outer gear 24 on the driving side is an odd number, and the number of teeth of the inner gears 25 and 26 on the driven side is an even number one less than the number of teeth of the outer gear 24 on the driving side. . As a result, the rotational phases of the two driven-side inner gears 25, 26 are shifted by a half pitch, and the phase of the pulsating wave of the discharge pressure of the two driven-side inner gears 25, 26 is shifted by a half period of the pulsating wave. As a result, when the discharge pressure pulsation wave of one inner gear is a peak, the other becomes a valley, and the discharge pressure pulsations of the two inner gears 25 and 26 interfere with each other and cancel each other out. The noise and vibration due to the discharge pressure pulsation are greatly reduced. This eliminates the need for conventional noise countermeasures (discharge pressure pulsation reduction device, sound insulation material, etc.), and can realize low noise and low vibration at low cost.
[0037]
When manufacturing the outer gear, a partition wall of another part may be sandwiched between two divided outer gears divided in advance, and these three parts may be integrated by joining or the like. The split outer gear may be integrated by sandwiching the partition wall in a state shifted by a half pitch with respect to the other split outer gear. In this case, contrary to the above embodiment, the number of teeth of the outer gear may be an even number, and the number of teeth of the inner gear may be an odd number that is one less than the number of teeth of the outer gear. As a result, as in the above embodiment, the phase of the pulsating wave of the discharge pressure of the two inner gears is shifted by a half cycle of the pulsating wave, and the pressure pulsation is greatly reduced.
[0038]
[Embodiment (2)]
The pump unit 12 of the embodiment (1) constitutes two pumps by arranging two inner gears 25 and 26 on the inner peripheral side of one outer gear 24 with the partition wall 28 interposed therebetween, Although the outer gear 24 of the two pumps is integrally formed, the pump portion 62 of the embodiment (2) of the present invention shown in FIGS. 10 to 14 is formed by separately forming the outer gear 67 (68) of the two pumps. Two pumps each having one inner gear 69 (70) arranged on the inner peripheral side of each outer gear 67 (68) are arranged so as to overlap each other.
[0039]
Hereinafter, the configuration of the pump unit 62 will be described in detail. Here, FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing the fuel pump part 62 cut away, FIG. 11 is a sectional view taken along the line FF in FIG. 10, FIG. 12 is a sectional view taken along the line GG in FIG. FIG. 14 is a cross-sectional view taken along line II of FIG. However, substantially the same parts as those of the embodiment (1) are denoted by the same reference numerals, and the description is simplified.
[0040]
In the present embodiment (2), as shown in FIG. 10, the casing of the pump unit 62 includes two cylindrical casings 63 and 64 that are overlapped with the intermediate plate 65 interposed therebetween, and the openings on both the upper and lower sides thereof are connected to the casing cover 22. The inner side cover 23 is closed and each of these components is fastened and fixed in the housing 11 together with the pump cover 14 by screws 66. A pair of outer gear 67 and inner gear 69 constituting the first pump are accommodated in the space above the intermediate plate 65 in the casing of the pump portion 62, and the second pump is located in the space below the intermediate plate 65. A pair of outer gears 68 and an inner gear 70 that constitute the above are housed.
[0041]
As shown in FIGS. 13 and 14, the cylindrical casings 63 and 64 are formed with circular holes 71 and 72 at positions eccentric to the opposite sides of 180 °, and the outer gears 67 are respectively provided in the circular holes 71 and 72, respectively. 68 are rotatably fitted. Inner gears 69 and 70 are eccentrically arranged on the inner peripheral sides of the outer gears 67 and 68, respectively. In the present embodiment (2), the two inner gears 69 and 70 are arranged so as to be driven coaxially and in the same phase, and the eccentric directions of the outer gears 67 and 68 with respect to the inner gears 69 and 70 are 180 ° opposite to each other. It is shifted. Further, the number of teeth of the driving-side inner gears 69 and 70 driven to rotate by the motor unit 13 is odd, and the number of teeth of the driven-side outer gears 67 and 68 is one more than the number of teeth of the driving-side inner gears 69 and 70. It is formed in an even number.
[0042]
As shown in FIG. 10, the inner gears 69 and 70 are rotatably fitted and supported on a shaft 73 press-fitted into the central portion of the pump cover 14, and the inner gears 69 and 70 and the rotating shaft 34 of the motor unit 13 are connected to each other. , And are coupled so as to be able to transmit rotation via a coupling 74. The D-cut portion of the rotating shaft 34 of the motor unit 13 is inserted into a D-shaped connecting hole formed in the upper portion of the coupling 74, whereby the rotating shaft 34 and the coupling 74 are connected, and the lower portion of the coupling 74 is directed downward. The coupling 74 and the inner gears 69 and 70 are connected by inserting the formed connecting pins 91 into the connecting holes of the inner gears 69 and 70. When the inner gears 69 and 70 are rotationally driven by the motor unit 13, the outer gears 67 and 68 that mesh with the inner gears 69 and 70 rotate in a state where they are eccentric to each other at 180 °. The load in the thrust direction of the armature 33 of the motor unit 13 is supported on the upper surface of the shaft 73.
[0043]
As in the embodiment (1), half of the fuel sucked from the fuel suction port 15 of the pump cover 14 is sucked into the pump chamber 76 of the lower inner gear 70 from the suction port 39 of 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. 10 and 11) on the inner surface of the pump cover 14 → the through passage 77 (see FIGS. 10, 13 and 14) → The air is sucked into the pump chamber 75 of the upper inner gear 69 through the path of the fuel introduction groove 43 (see FIGS. 10 and 12) on the inner surface of the casing cover 22. The through passage 77 is formed so as to penetrate the inner side cover 23, the cylindrical casing 64, the intermediate plate 65, and the cylindrical casing cover 63 in the vertical direction.
[0044]
Further, the fuel discharged from the pump chamber 76 of the lower inner gear 70 is discharged from the discharge port 45 of the inner side cover 23 → the discharge groove 47 (see FIG. 11) on the inner surface of the pump cover 14 → the discharge flow path 78 (FIG. 12 to FIG. 12). It is discharged to the motor unit 13 side through the route of FIG. The discharge passage 78 is formed so as to penetrate the inner side cover 23, the cylindrical casing 64, the intermediate plate 65, the cylindrical casing 63, and the casing cover 22 in the vertical direction. On the other hand, the fuel discharged from the pump chamber 75 of the upper inner gear 69 is discharged from the discharge port 44 (see FIG. 12) of the casing cover 22 to the motor unit 13 side.
[0045]
In the present embodiment (2) described above, the number of teeth of the drive-side inner gears 69 and 70 that are rotationally driven by the motor unit 13 in the same phase is set to an odd number, and the number of teeth of the driven outer gears 67 and 68 is set to the inner gear 69, Since the number of teeth is one more than the number of teeth of 70, the rotational phases of the two outer gears 67 and 68 on the driven side are shifted by a half pitch, and the discharge pressure pulsations of the two pumps are mutually different, as in the first embodiment. The interference pressures cancel each other, the discharge pressure pulsation is greatly reduced, and the noise and vibration due to the discharge pressure pulsation are greatly reduced. This eliminates the need for conventional noise countermeasures (discharge pressure pulsation reduction device, sound insulation material, etc.), and can realize low noise and low vibration at low cost.
[0046]
Note that one inner gear may be rotated by a half pitch with respect to the other inner gear. In this case, the number of teeth of the inner gears 69 and 70 on the driving side is opposite to that in the above-described embodiment (2). It is preferable that the number of teeth of the driven outer gears 67 and 68 is an odd number that is one more than the number of teeth of the inner gears 69 and 70. Thereby, similarly to the above embodiment (2), the phases of the pulsating waves of the discharge pressures of the two pumps are shifted by a half wavelength (half cycle) of the pulsating waves, and the discharge pressure pulsation is greatly reduced.
[0047]
Further, in the above embodiment (2), the eccentric directions of the outer gears 67 and 68 of the upper and lower pumps are deviated from each other by 180 °, so that the fuel pressure rising sides are deviated from each other by 180 °. For this reason, the load in the outer diameter direction acts on the opposite sides by 180 ° between the two pumps, and the load acting in the outer diameter direction can be balanced as a whole fuel pump, and the vibration of the fuel pump can be reduced. .
[0048]
In addition, in the above embodiment (2), the intermediate plate 65 sandwiched and fixed between the two cylindrical casings 63 and 64 is interposed between the upper and lower pumps, so that the upper and lower pumps (outer gears 67 and 68) are connected to each other. The intermediate plate 65 can prevent the outer gears 67 and 68 from tilting due to the acting load (fuel pressure) in the outer diameter direction, and the rotation sliding resistance can be prevented from increasing due to the tilting of the outer gears 67 and 68. Can do.
[0049]
Further, in the above embodiment (2), even if the tooth thicknesses of the outer gears 67 and 68 and the inner gears 69 and 70 are changed, the corresponding amount is absorbed by the change in the thickness dimension of the inner side cover 23, so that the total pump length is constant. The pump discharge capacity can be changed by changing the tooth thickness without changing the overall length of the pump. For this reason, it is possible to cope with various engines having different required discharge capacities with a fuel pump of a common size, and it is possible to share fuel pump mounting parts (such as a bracket).
[0050]
In the above embodiment (2), the two inner gears 69, 70 are arranged coaxially, and the eccentric directions of the two outer gears 67, 68 with respect to the inner gears 69, 70 are shifted 180 ° opposite to each other. However, the two outer gears may be arranged on the same axis, and the eccentric directions of the two inner gears with respect to the outer gear may be shifted to the opposite sides by 180 °. In this case, the side cover is integrated with the side surface of each outer gear, and the side cover and the rotating shaft of the motor unit are connected to rotate the two outer gears together with the side cover in the same phase by the motor unit. The number of teeth of the outer gear on the driving side may be an odd number, and the number of teeth of the inner gear on the driven side may be an even number that is one less than the number of teeth of the outer gear. Further, one outer gear may be rotated with a half-pitch shift relative to the other outer gear. In this case, the number of teeth of the outer gear is an even number, and the number of teeth of the inner gear is an odd number that is one less than the number of teeth of the outer gear. What should I do?
[0051]
[Embodiment (3)]
Next, an embodiment (3) of the present invention will be described with reference to FIGS. Here, FIG. 15 is a longitudinal sectional view showing a fuel pump section 79 cut away, FIG. 16 is a JJ sectional view of FIG. 15, FIG. 17 is a KK sectional view of FIG. 15, and FIG. FIG. 19 is a sectional view of the casing cover 22 taken along line MM in FIG. However, substantially the same parts as those of the embodiment (1) are denoted by the same reference numerals, and the description is simplified.
[0052]
In the present embodiment (3), as shown in FIG. 15, the casing of the pump unit 79 is configured by closing the openings on the upper and lower sides of the cylindrical casing 21 with the casing cover 22 and the pump cover 14. A pair of outer gear 80 and inner gear 81 are housed in the casing. The outer gear 80 is rotatably fitted in the circular hole 27 of the cylindrical casing 21, and the inner gear 81 is fitted and supported on the rotating shaft 34 of the motor unit 13. The rotating shaft 34 of the motor unit 13 and the inner gear 81 are connected via a coupling 82 so as to be able to transmit rotation. When the inner gear 81 is rotationally driven by the motor unit 13, the outer gear 80 meshing with the inner gear 81 rotates.
[0053]
As shown in FIG. 16, a suction port 84 is formed in the pump cover 14 so as to communicate with a plurality of pump chambers 83 whose volumes are increased, and the fuel sucked from the fuel suction port 15 is supplied from the suction port 84 to the pump chamber. 83 is inhaled.
[0054]
On the other hand, as shown in FIGS. 17 to 19, two discharge ports 85 and 86 are formed in the casing cover 22 so as to communicate with the pump chamber 83 whose volume is reduced, and the fuel discharged from the pump chamber 83 is The discharge ports 85 and 86 discharge to the motor unit 13 side. By providing the discharge ports 85 and 86 as described below, the phases of the discharge pressure pulsations are configured to merge while interfering with each other with a shift of approximately a half wavelength.
[0055]
FIG. 17A shows the rotational positions of the inner gear 81 and the outer gear 80 when the volume of the pump chamber 83a in the boundary region between the suction region and the discharge region becomes maximum, and FIG. The state when the inner gear 81 and the outer gear 80 are rotated by a half pitch from the position a) is shown. As shown in FIG. 17A, the first discharge port 85 (upstream discharge port) has a length corresponding to approximately a half pitch from the partition position between the pump chamber 83a having the maximum volume and the adjacent pump chamber 83b. Is formed over. As a result, as shown in FIG. 17A, the start position of the first discharge port 85 is near the end of the pump chamber 83a having the maximum volume, and as shown in FIG. The end position of the eye discharge port 85 is in the vicinity of the end of the pump chamber 83a formed when the two gears 80, 81 have moved half-phase.
[0056]
Further, the second discharge port 86 (downstream discharge port) is formed at a position away from the first discharge port 85 by approximately 1.5 pitches in the rotation direction. Thus, as shown in FIG. 17B, the start position of the second discharge port 86 is near the end of the first pump chamber 83b formed from the end of the first discharge port 85, After the first discharge port 85 starts to open to the pump chamber 83a with the maximum volume, the second discharge port 86 starts to open to the pump chamber 83b adjacent to the pump chamber 83a with the maximum volume after a half pitch delay. It is like that.
[0057]
Accordingly, a part of the fuel in the pump chamber 83a having the maximum volume shown in FIG. 17A starts to be discharged from the first discharge port 85, and then is delayed from the second discharge port 86 by a half pitch. The remaining fuel in the pump chamber 83b adjacent to the maximum volume pump chamber 83a is discharged. As a result, the vertical movement timing of the discharge pressure of the two discharge ports 85 and 86 is shifted by a half pitch, and the phase of the discharge pressure pulsation of the two discharge ports 85 and 86 is shifted by approximately a half wavelength.
[0058]
The interval between the two discharge ports 85 and 86 may be determined in accordance with the number of teeth of the inner gear 81 and the outer gear 80. Even if the number of teeth changes, one pump chamber (between teeth) The second discharge port may be formed at a position where the chamber) can be formed.
[0059]
Further, as shown in FIG. 19, a recess 87 having a predetermined step (for example, about 0.2 mm) with respect to the lower surface (sliding surface) 22a of the casing cover 22 is formed between the discharge ports 85 and 86. ing. Furthermore, a taper portion 88 that extends toward the pump chamber 83 is formed at the inlet of the discharge port 86.
[0060]
In the present embodiment (3) described above, the discharge ports 85 and 86 from which the fuel in the pump chamber 83 is discharged are formed so as to merge while interfering with the phase of the discharge pressure pulsation being shifted by approximately a half wavelength. The discharge pressure pulsations of the two discharge ports 85 and 86 interfere with each other and cancel each other out, the discharge pressure pulsations are greatly reduced, and noise and vibration due to the discharge pressure pulsations are greatly reduced. Thereby, compared with the case where the two pumps are provided to reduce the discharge pressure pulsation as in the embodiments (1) and (2), the number of parts can be reduced and the configuration can be simplified. It is possible to achieve weight reduction and cost reduction while realizing noise reduction and vibration reduction.
[0061]
[Embodiment (4)]
Next, Embodiment (4) of this invention is demonstrated using FIG. 20 thru | or FIG. Here, FIG. 20 is a longitudinal sectional view showing the fuel pump section 90 cut away, FIG. 21 is an NN sectional view of FIG. 20, FIG. 22 is a PP sectional view of FIG. 20, and FIG. 24 is a cross-sectional view taken along the line Q-Q, FIG. 24 is a cross-sectional view taken along the line RR in FIG. 20, and FIG. 25 is a view for explaining the positions where the discharge ports 98 and 99 and the communication groove 100 are formed. In addition, about the substantially same part as the said embodiment (1), the same code | symbol is attached | subjected and description is simplified.
[0062]
In the present embodiment (4), as shown in FIG. 20, the casing of the pump unit 90 is configured by closing the openings on the upper and lower sides of the cylindrical casing 21 with the casing cover 22 and the inner side cover 23. A pair of outer gear 92 and inner gear 93 are accommodated in the 90 casing. The inner gear 93 is rotatably fitted and supported on a radial bearing 36 press-fitted into the casing cover 22, and the rotating shaft 34 of the motor unit 13 is inserted inside the radial bearing 36. In this embodiment (4), as shown in FIG. 21, the number of teeth of the outer gear 92 is 6, and the number of teeth of the inner gear 93 is 5.
[0063]
As shown in FIG. 21, the D-cut portion of the rotating shaft 34 is inserted into the coupling 94, and the coupling 94 is inserted into a coupling-shaped connecting hole 95 formed at the center of the inner gear 93. The rotating shaft 34 of the motor unit 13 and the inner gear 93 are connected via a coupling 94 so as to be able to transmit rotation.
[0064]
Further, as shown in FIG. 22, a suction port 97 is formed in the inner side cover 23, and the fuel sucked from the fuel suction port 15 is sucked into the pump chamber 96 from the suction port 97.
[0065]
On the other hand, as shown in FIGS. 23 to 25, two discharge ports 98 and 99 are formed in the casing cover 22 so as to communicate with the pump chamber 96 whose volume decreases, and the fuel discharged from the pump chamber 96 is , And discharged from the discharge ports 98 and 99 to the motor unit 13 side.
[0066]
FIG. 25A shows the rotational positions of the inner gear 93 and the outer gear 92 when the volume of the pump chamber 96a in the boundary region between the suction region and the discharge region is maximized, and FIG. The state when the inner gear 93 and the outer gear 92 are rotated by a half pitch from the position a) is shown. Also in the present embodiment (4), as in the embodiment (3), as shown in FIG. 25 (a), the upstream discharge port 98 includes the pump chamber 96a having the maximum volume and the pump chamber 96b adjacent thereto. The downstream discharge port 99 is formed at a position away from the upstream discharge port 98 in the rotational direction by approximately 1.5 pitches. Thereby, a part of the fuel in the pump chamber 96a having the maximum volume shown in FIG. 25A starts to be discharged from the upstream discharge port 98, and is delayed from the downstream discharge port 99 by about a half pitch. The remaining fuel in the pump chamber 96b adjacent to the pump chamber 96a is discharged, and the phases of the discharge pressure pulsations of the two discharge ports 98 and 99 are shifted by approximately a half wavelength and merged while interfering with each other.
[0067]
In the present embodiment (4), the discharge ports 98 and 99 are entirely formed in a substantially rectangular shape without narrowing the upstream and downstream ends of the discharge ports 98 and 99, and the pump chambers of the discharge ports 98 and 99 are formed. The opening area with respect to 96 is made large.
[0068]
The casing cover 22 is formed with a communication groove portion 100 having a predetermined step (for example, 0.1 mm) with respect to the lower surface of the casing cover 22 so as to extend from the downstream end portion of the upstream discharge port 98 in the rotational direction. ing. As a result, as shown in FIG. 25B, the pump chamber 96 b that has passed through the upstream discharge port 98 is communicated with the upstream discharge port 98 by the communication groove portion 100. When the pump chamber 96b moves half a pitch from the position shown in FIG. 25 (a) to the position shown in FIG. 25 (b), the pump chamber 96b starts to communicate with the downstream discharge port 99. Further, when the half pitch is moved from the position shown in FIG. 25 (b), it moves to the position of the pump chamber 96c shown in FIG. 25 (a).
[0069]
In this case, the length of the communication groove portion 100 in the rotation direction is set so that the front end portion of the communication groove portion 100 communicates with the pump chamber 96 c that discharges fuel to the downstream discharge port 99. Accordingly, at the rotational position shown in FIG. 25A, the upstream discharge port 98 and the downstream discharge port 99 are communicated with each other via the communication groove portion 100 and the pump chamber 96c.
[0070]
In the pump section 90 configured as described above, the fuel shown in FIG. 25B is delayed by a half pitch after the fuel in the pump chamber 96a shown in FIG. 25A starts to be discharged from the upstream discharge port 98. The fuel in the chamber 96b is discharged from the downstream discharge port 99, and the phases of the discharge pressure pulsations of the two discharge ports 98 and 99 are shifted by approximately a half wavelength and merge while interfering with each other.
[0071]
At this time, as shown in FIG. 25B, a part of the fuel pressurized in the pump chamber 96 b that has passed through the upstream discharge port 98 flows backward into the communication groove 100 and flows into the upstream discharge port 98. . Thereby, in the upstream discharge port 98, two pressure pulsations out of phase discharged from the two adjacent pump chambers 98a and 98b interfere with each other, and the discharge pressure of the upstream discharge port 98 is caused by the interference effect. Pulsation is reduced.
[0072]
Furthermore, as shown in FIG. 25A, the communication groove portion 100 is formed so as to communicate with the pump chamber 96c that discharges fuel to the downstream discharge port 99, so that the upstream discharge port 98 and the downstream discharge port 99 communicates with the communication groove portion 100 via the pump chamber 96c. Thus, in the downstream discharge port 99, the discharge pressure pulsation of the pump chamber 96c that discharges fuel to the downstream discharge port 99 and the pressure pulsation that propagates from the upstream discharge port 98 through the communication groove 100 and the pump chamber 96c. And become to interfere. As described above, since the pressure pulsation propagating from the upstream discharge port 98 is approximately half a wavelength ahead of the discharge pressure pulsation of the downstream discharge port 99, the interference of these two pressure pulsations causes the downstream discharge port 99 to move. The discharge pressure pulsation is effectively reduced.
[0073]
Therefore, in the present embodiment (4), in the state where both the discharge pressure pulsation of the upstream discharge port 98 and the discharge pressure pulsation of the downstream discharge port 99 are reduced by the communication groove portion 100, The discharge pressure pulsation joins while interfering with a shift of almost half wavelength in the flow path outside the pump unit 90, and the effect of reducing the discharge pressure pulsation of the entire pump can be further improved. Vibration can be effectively reduced.
[0074]
In this embodiment (4), the length of the communication groove portion 100 in the rotational direction is set so that the communication groove portion 100 communicates with the pump chamber 96c that discharges fuel to the downstream discharge port 99. The length of 100 may be shortened so that it does not reach the pump chamber 96c. Even in this case, the effect of reducing the discharge pressure pulsation of the upstream discharge port 98 by the communication groove portion 100 can be obtained.
[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.
2 is a cross-sectional view taken along the line DD of FIG. 3;
FIG. 3 is a bottom view of the fuel pump.
4 is a cross-sectional view taken along the line BB in FIG.
5 is a cross-sectional view taken along the line CC in FIG.
6 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
FIG. 7 is a view for explaining the structure of a conventional trochoid gear type fuel pump.
FIG. 8 is a longitudinal sectional view showing the fuel pump in a modified example of the embodiment (1) of the present invention, with the pump section broken away.
9 is a cross-sectional view taken along line EE in FIG.
FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing the fuel pump according to the embodiment (2) of the present invention in a cutaway manner.
11 is a sectional view taken along line FF in FIG.
12 is a cross-sectional view taken along line GG in FIG.
13 is a cross-sectional view taken along line HH in FIG.
14 is a cross-sectional view taken along the line II of FIG.
FIG. 15 is a longitudinal sectional view showing a fuel pump according to an embodiment (3) of the present invention in a cutaway manner.
16 is a sectional view taken along line JJ in FIG.
FIGS. 17A and 17B are views for explaining the formation position of the discharge port, and FIGS. 15A and 15B are cross-sectional views taken along the line KK in FIG.
18 is a cross-sectional view taken along line LL in FIG.
19 is a sectional view of the casing cover taken along line MM in FIG.
FIG. 20 is a longitudinal sectional view showing the fuel pump according to the embodiment (4) of the present invention in a cutaway manner.
21 is a sectional view taken along line NN in FIG.
22 is a cross-sectional view taken along the line PP in FIG.
23 is a cross-sectional view taken along QQ in FIG.
24 is a cross-sectional view taken along line RR in FIG.
FIGS. 25A and 25B are diagrams for explaining the formation positions of the discharge port and the communication groove, and FIGS. 25A and 25B are views showing the state of the gear rotation position shifted by a half pitch. FIGS.
[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, 62 ... Pump section, 63, 64 ... Cylindrical casing, 65 ... Intermediate plate , 67, 68 ... outer gear, 69, 70 ... inner gear, 73 ... shaft, 75, 76 ... pump chamber, 77 ... through passage, 78 ... discharge passage, 79 ... pump section, 80 ... outer gear, DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Inner gear, 83 ... Pump chamber, 84 ... Suction port, 85, 86 ... Discharge port, 90 ... Pump part, 92 ... Outer gear, 93 ... Inner gear, 97 ... Suction port, 98, 99 ... Discharge port, 100 ... Communication groove part .

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. , together with the volume of the pump chamber continuously increases or decreases configured to suction and discharge the fuel, the discharge port the fuel of the pump chamber is discharged is formed in two places, the discharge of these two places In the fuel pump configured to merge while interfering with the phase of the discharge pressure pulsation of the port shifted by almost a half wavelength ,
The start position of the upstream discharge port of the two discharge ports is set in the vicinity of the end of the pump chamber where the volume is maximum, and the end position of the upstream discharge port is determined when both gears move half-phase. Set near the end of the pump chamber to be formed,
A fuel pump , wherein a start position of a downstream discharge port is set in the vicinity of a first pump chamber end formed from an upstream discharge port end portion .

A communication groove that extends in the rotational direction from the upstream discharge port of the two discharge ports is provided, and the pump chamber that has passed through the upstream discharge port communicates with the upstream discharge port by the communication groove. The fuel pump according to claim 1 , wherein the fuel pump is configured.

3. The fuel pump according to claim 2 , wherein a length of the communication groove portion in the rotation direction is set so that the communication groove portion communicates with a pump chamber that discharges fuel to a downstream discharge port.