JP4908170B2 - 内接歯車式ポンプ - Google Patents

Description

この発明は、歯形がサイクロイド曲線で形成されたインナーロータを有する内接歯車式ポンプ、詳しくは、インナーロータとアウターロータを組み合わせて構成されるポンプロータの回転を滑らかにして噛み合い音などの騒音を低減し、駆動トルクの損失も減少させた内接歯車式ポンプに関する。

内接歯車式ポンプは、車のエンジンやオートマチックトランスミッション用のオイルポンプなどとして多用されている。この内接歯車式ポンプの中に、ロータの歯形をサイクロイド曲線で形成したものがある（下記特許文献１〜６参照）。

特許文献１は、インナーロータとアウターロータの歯形を、基礎円に接してその基礎円上を滑らずに転がる内転円と外転円の一点の軌跡で描かれるサイクロイド曲線で形成した内接歯車式ポンプを開示している。内転円、外転円は、直径の異なる４つの転円を使用し、インナーロータの歯先とアウターロータの歯底は外転サイクロイド曲線で、アウターロータの歯先とインナーロータの歯底は内転サイクロイド曲線でそれぞれ形成している。

また、特許文献２は、歯底が内転サイクロイド曲線で形成されるインナーロータの中心を自転させながらアウターロータの中心周りに公転させ、このときのインナーロータの歯形曲線群の包絡線でアウターロータの歯形を創生した内接歯車式ポンプを開示している。

さらに、特許文献３〜６は、インナーロータやアウターロータの歯先を形成するサイクロイド曲線を中央（頂点）で２等分し、その曲線を所定量離間させるか又は短くすることを開示している。

これらの特許文献に開示された内接歯車式ポンプは、例えば、インナーロータの歯先と歯底の各サイクロイド曲線を同一基礎円を用いて描いている。

図７にその状況を示す。このインナーロータ１の歯先１ａと歯底１ｂは、直径がＤｉの基礎円（これを基礎円Ｄｉと言う）に接してその基礎円上を滑らずに転がる直径がａｉ、ｂｉの２つの転円のそれぞれの外周の一点の軌跡によって形成されている。直径ａｉの転円は内転円（これを第２転円ａｉと言う）であり、歯底１ｂの内転サイクロイド曲線を描く。また、直径ｂｉの転円は外転円（これを第１転円ｂｉと言う）であり、歯先１ａの外転サイクロイド曲線を描く。歯先を形成する外転サイクロイド曲線と歯底を形成する内転サイクロイド曲線は、設計上はそれぞれが基礎円Ｄｉに対して９０度の交差角度もって接し、基礎円Ｄｉ上で互いに交わる。Ｃが外転サイクロイド曲線と内転サイクロイド曲線の交点である。

なお、インナーロータの基礎円の直径Ｄｉ、第２転円の直径ａｉ、第１転円の直径ｂｉ、インナーロータとアウターロータの偏心量ｅ及びインナーロータの歯数ｎは、以下の式が成立するように設定されている。
Ｄｉ＝ｎ（ｂｉ＋ａｉ）
ａｉ＋ｂｉ＝２ｅ

アウターロータについても同様に、一つの基礎円を用いて歯先と歯底のサイクロイド曲線を描くものがある。その場合の基礎円は、（ｎ＋１）＊２ｅの大きさに設定される。
特開２００３−５６４７３号公報 特開２００４−３５３６５６号公報 特開２００５−６８９９９号公報 特開２００５−６９０００号公報 特開２００５−６９００１号公報 特開２００５−６９００２号公報

インナーロータの歯先を形成する外転サイクロイド曲線と歯底を形成する内転サイクロイド曲線を同一基礎円を用いて描くと、図８に示すように、不可避の加工誤差などによって歯底と歯先（内転サイクロイド曲線と外転サイクロイド曲線）が本来の交点Ｃの位置で正確につながらない状況が発生する。

内転、外転の各サイクロイド曲線は基礎円Ｄｉ付近では図９に示した傾きθの変化が少ないため、内転、外転の２つのサイクロイド曲線を同一基礎円上でつなぐ従来の方法では、加工誤差などによるつなぎ目のずれの補完（修正）が難しく、つなぎ目の位置に段差が生じ易い。また、内転、外転の２つのサイクロイド曲線が基礎円に対して９０度の角度をもって交差する交点Ｃの位置で互いにつながる必要があるので、歯面を仕上げる工具が少しでも食い込むと両サイクロイド曲線のつなぎ目の部分がアンダーカットの状態になることがある。アンダーカットの状態とは、例えば、内転サイクロイド曲線(歯底１ｂ)の終端が外転サイクロイド曲線（歯先１ａ）の終端よりも内側に入り込んだ図８のような状態を言う。
なお、図９の傾き角θは、歯形曲線上の１点Ａにおける歯形曲線の接線と、Ａ点を通るロータ中心Ｏを中心とした円のＡ点における接線Ｐとに挟まれる間の角度を指す。

そのアンダーカットによっても両曲線のつなぎ目に段差ができる。その段差のために、ポンプロータが滑らかに回転できない状況が起こってこれが騒音の原因となる。また、円滑な回転が妨げられることで駆動トルクの損失も大きくなる。

この発明は、上記の不具合点を無くして少なくともインナーロータの歯形がサイクロイド曲線で形成された内接歯車式ポンプの騒音と駆動トルク損失の低減を図ることを課題としている。

上記の課題を解決するため、この発明においては、インナーロータの歯先を形成する基礎円と歯底を形成する基礎円を分ける。具体的には、歯数がｎ枚のインナーロータと歯数が（ｎ＋１）枚のアウターロータを組み合わせる内接歯車式ポンプの前記インナーロータを、その歯先は、第２基礎円に外接してその第２基礎円上を滑らずに転がる第２転円によって創生される外転サイクロイド曲線によって形成され、その歯底は、第２基礎円よりも大きい径の第１基礎円に内接してその第１基礎円上を滑らずに転がる第１転円によって創生される内転サイクロイド曲線によって形成されたものにする。

歯先の外転サイクロイド曲線と歯底の内転サイクロイド曲線のつなぎ目における傾き角は等しくするとよい。

この内接歯車式ポンプは、アウターロータの形態として、下記（１）、（２）が考えられ、そのどちらを採用しても発明の目的は達成される。
（１）歯先は、第３基礎円に内接してその第３基礎円上を滑らずに転がる第３転円によって創生される内転サイクロイド曲線によって形成され、歯底は、第３基礎円よりも小径の第４基礎円に外接してその第４基礎円上を滑らずに転がる第４転円によって創生される外転サイクロイド曲線によって形成されたアウターロータ。
（２）インナーロータの中心をアウターロータの中心周りに、直径（２ｅ＋ｔ）の円を描いて公転させ、インナーロータ中心がその円上を１周公転する間にインナーロータを１／ｎ回自転させ、こうして作られるインナーロータ歯形曲線群の包絡線をアウターロータ歯形となしたアウターロータ。
ここに、ｅ：インナーロータ中心とアウターロータ中心の偏心量
ｔ：アウターロータとそれに押しつけたインナーロータとの間のロータ間隙間
の最大値
ｎ：インナーロータの歯数
なお、上記のｅ、ｔ、ｎに関する定義は以下にも適用する。

この発明では、基礎円を第１基礎円と第２基礎円の２つに分け、第２基礎円上を転がる第２転円の外周の一点の軌跡（外転サイクロイド曲線）でインナーロータの歯先を、第２基礎円Ｄｉ２よりも大径の第１基礎円上を転がる第１転円の外周の一点の軌跡（内転サイクロイド曲線）でインナーロータの歯底をそれぞれ描く。こうすることで、外転サイクロイド曲線は第２基礎円と交差する前（傾き角θが９０度となる前）に内転サイクロイド曲線につながらせることができ、一方、内転サイクロイド曲線は第１基礎円と交差する前（これも傾き角θが９０度となる前）に外転サイクロイド曲線につながらせることができる。
外転サイクロイド曲線は第２基礎円と交差した位置で、また、内転サイクロイド曲線は第１基礎円と交差した位置でそれぞれ傾き角が９０°になる。

これにより、外転、内転の各サイクロイド曲線がアンダーカットの状態になることを回避しやすくなり、また、つなぎ目のずれの補完（修正）も容易になる。つなぎ目のずれは、両サイクロイド曲線が設計値よりも近づき過ぎたときにはつなぎ目の傾き角を大きくし、逆に両サイクロイド曲線が設計値よりも離れ過ぎたときにはつなぎ目の傾き角を小さくすることによって簡単に修正することができる。このずれの修正によって外転サイクロイド曲線と内転サイクロイド曲線が段差なくつながるためポンプロータの回転が滑らかになり
、そのために騒音が低減され、駆動トルクの損失も小さく抑えられるようになる。

以下、添付図面の図１〜図４に基づいてこの発明の内接歯車式ポンプの実施の形態を説明する。図１に示す内接歯車式ポンプ１０は、歯数がｎ枚のインナーロータ１と歯数が（ｎ＋１）枚のアウターロータ２を組み合わせてポンプロータ３を構成し、このポンプロータ３を、吸入ポート４と吐出ポート５を有するハウジング６に収納して構成されている。Ｏｉはインナーロータの回転中心、Ｏｏはアウターロータの回転中心であり、ＯｉとＯｏはｅ偏心している。

インナーロータ１には回転軸７が連結される。この回転軸７からインナーロータ１に駆動力を伝えてインナーロータ１を回転させる。このとき、アウターロータ２は従動回転する。ポンプロータ３の回転に伴ってインナーロータ１とアウターロータ２間に形成されるチャンバ（ポンプ室）８の容積が増減し、オイルなどの流体の吸入、吐出がなされる。

インナーロータ１は、図２に示すように、２つの基礎円Ｄｉ１とＤｉ２を用いて歯形を創生している。Ｄｉ１は第１基礎円であり、この第１基礎円Ｄｉ１に内接して第１基礎円Ｄｉ１上を滑らずに転がる第１転円ａｉの外周の一点の軌跡によって内転サイクロイド曲線が創生され、その内転サイクロイド曲線によって歯底１ｂが形成されている。Ｄｉ２は第２基礎円であり、この第２基礎円Ｄｉ２に外接して第２基礎円Ｄｉ２上を滑らずに転がる第２転円ｂｉの外周の一点の軌跡によって外転サイクロイド曲線が創生され、その外転サイクロイド曲線によって歯先１ａが形成されている。

第１基礎円の直径をＤｉ１、第２基礎円の直径をＤｉ２、第１基礎円に内接する第１転円の直径をａｉ、第２基礎円に外接する第２転円の直径をｂｉと考える。このうち、第１基礎円の直径Ｄｉ１と第２基礎円の直径Ｄｉ２は、例えば、以下のようにして決定することができる。まず、インナーロータ短径（歯底部直径）ｄｉｈを決め、さらに、インナーロータ長径（歯先部直径）ｄｉｅをｄｉｅ＝ｄｉｈ＋４ｅの式に基づいて決める。次に、第１転円の直径ａｉを決め、第１基礎円の直径Ｄｉ１をＤｉ１＝ｄｉｈ＋２ａｉの式で求める。
そしてさらに、第１基礎円上を滑らずに転がる第１転円上の１点の軌跡によって描かれるサイクロイド曲線と交差するような第２転円の直径ｂｉを求め、さらに、Ｄｉ２＝ｄｉｅ−２ｂｉの式から第２基礎円の直径Ｄｉ２を求める。

第１転円ａｉによって創生される内転サイクロイド曲線と第２転円ｂｉによって創生される外転サイクロイド曲線は、第１基礎円Ｄｉ１と第２基礎円Ｄｉ２間において互いにつながらせる。

なお、つなぎ目は、外転サイクロイド曲線と内転サイクロイド曲線は、不可避の加工誤差などによって設計上の交点からずれて両曲線が直接にはつながらないことが起こり得る
。その場合には、外転サイクロイド曲線と内転サイクロイド曲線の両者に対する接線（図３の１１）でつなぎ目を形成するとよい。外転サイクロイド曲線と内転サイクロイド曲線のつなぎ目を両曲線に対する接線で形成すると、つなぎ目の傾き角が等しくなってつなぎ目が滑らかになる。また、外転サイクロイド曲線と内転サイクロイド曲線が設計値よりも近づき過ぎたときにはつなぎ目(接線)の傾き角を大きくし、逆に両サイクロイド曲線が設計値よりも離れ過ぎたときには接線の傾き角を小さくすることによって簡単にずれを修正することができ、つなぎ目の加工が容易になる。

図４は、アウターロータ２の一例の詳細を示している。このアウターロータ２は、２つの基礎円Ｄｏ１とＤｏ２を用いて歯形を創生している。Ｄｏ１は第３基礎円であり（その円の直径もＤｏ１とする）、この第３基礎円Ｄｏ１に内接して第３基礎円Ｄｏ１上を滑らずに転がる第３転円ａｏによって内転サイクロイド曲線が創生され、その内転サイクロイド曲線によって歯先２ａが形成されている。Ｄｏ２は第４基礎円であり（その円の直径もＤｏ２とする）、この第４基礎円Ｄｏ２に外接して第４基礎円Ｄｏ２上を滑らずに転がる第４転円ｂｏによって外転サイクロイド曲線が創生され、その外転サイクロイド曲線によって歯底２ｂが形成されている。

このアウターロータの設計は、アウターロータ短径（歯先部直径）ｄｏｈをまず決め、アウターロータ長径（歯底部直径）ｄｏｅをｄｏｅ＝ｄｏｈ＋４ｅの式に基づいて決めるる。次に、第３転円の直径ａｏを決め、第３基礎円の直径Ｄｏ１を、Ｄｏ１＝ｄｏｈ＋２ａｏの式で求める。さらに、第３基礎円Ｄｏ１上を滑らずに転がる第３転円ａｏ上の１点の軌跡によって描かれるサイクロイド曲線と交差するような第４転円の直径ｂｏと、Ｄｏ２＝ｄｏｅ−２ｂｏの式による第４基礎円の直径Ｄｏ２を求める。このようにして直径を定めた第３基礎円Ｄｏ１に第３転円ａｏを内接させ、この第３転円ａｏを滑らさずに転がして歯先２ａの内転サイクロイド曲線を描く。また、第４基礎円Ｄｏ２に第４転円ｂｏを外接させ、この第４転円ｂｏを滑らさずに転がして歯底２ｂの外転サイクロイド曲線を描く。そして、その外転サイクロイド曲線と歯先２ａの内転サイクロイド曲線を第３基礎円Ｄｏ１と第４基礎円Ｄｏ２間でつながらせる。この場合も、インナーロータ１と同様、歯先と歯底、すなわち、内転サイクロイド曲線と外転サイクロイド曲線を滑らかにつなぐことができる。

第３転円の直径ａｏは、ロータの滑らかな回転のためにａｉ＞ａｏ、第４転円の直径ｂｏは、ｂｏ＞ｂｉとなるように設定するとよい。

図５、図６は、アウターロータの歯形を創生する方法の他の例を示している。第１基礎円と第２基礎円を用いてサイクロイド曲線の歯形を形成したこの発明のインナーロータ１を用いて、図５に示すようにそのインナーロータ１の中心Ｏｉをアウターロータの中心Ｏｏ周りに直径（２ｅ＋ｔ）の円Ｓを描いて公転させ、インナーロータ中心Ｏｉがその円Ｓ上を１周公転する間にインナーロータを１／ｎ回自転させ、こうして作られるインナーロータ歯形曲線群の包絡線１２（図６参照）をアウターロータ２の歯形となす。

このようにして創生した歯形は歯先と歯底が滑らかにつながる。従って、その歯形を有するアウターロータ２を歯形創生に用いたインナーロータと組み合わせたポンプも回転が滑らかになり、騒音の低減と駆動トルクの損失低減の効果が得られる。

図１０（ａ）、（ｂ）は、この発明の内接歯車式ポンプに用いるポンプロータのより詳細な実施例を表している。例示のポンプロータは、偏心量３．１０ｍｍ、歯数１０枚のインナーロータ１と、歯数１１枚のアウターロータ２とからなる。このインナーロータ１とアウターロータ２の寸法諸元は以下の通りである。
−インナーロータ−
短径ｄｉｈ：５７．６５ｍｍ
長径ｄｉｅ：７０．０５０ｍｍ
内径ｄｉ：φ４０ｍｍ
第１転円ａｉ（図２参照）：３．２０ｍｍ
第１基礎円Ｄｉ１（図２参照）：６４．０５０ｍｍ
第２転円ｂｉ（図２参照）：３．２０ｍｍ
第２基礎円Ｄｉ２（図２参照）：６３．６５０ｍｍ
つなぎ目の傾き角θ（図９参照）：８０°
−アウターロータ−
短径ｄｏｈ：６３．９７０ｍｍ
長径ｄｏｅ：７６．３７０ｍｍ
外径ｄｏ：φ８５ｍｍ
第３転円ａｏ（図４参照）：３．１３１ｍｍ
第３基礎円Ｄｏ１（図４参照）：７０．２３２ｍｍ
第４転円ｂｏ（図４参照）：３．２５１ｍｍ
第４基礎円Ｄｏ２（図４参照）：６９．８６８ｍｍ
つなぎ目の傾き角θ（図９参照）：８０°

この実施例のポンプロータを採用したポンプは回転が滑らかになり、従来品に比べて騒音の低減と駆動トルクの損失低減の効果が得られることを実験によって確認した。

この発明の内接歯車式ポンプの実施形態をカバーを外した状態にして示す図 インナーロータの歯形の創生状態を示す図 内転、外転の各サイクロイド曲線を接線でつないだ状態を示す図 アウターロータの歯形の創生状態の一例を示す図 インナーロータを自転させながら公転させたときの歯形変位を示す図 インナーロータ歯形曲線群の包絡線で形成したアウターロータの歯形を示す図 インナーロータの歯先と歯底を一つの基礎円を用いて描く例を示す図 歯先と歯底のつなぎ目がアンダーカットの状態になってそのつなぎ目に段差が発生した状態を示す図 傾き角θの定義の説明図 実施例のポンプに採用したインナーロータとアウターロータを示す図

符号の説明

１ インナーロータ
１ａ 歯先
１ｂ 歯底
２ アウターロータ
２ａ 歯先
２ｂ 歯底
３ ポンプロータ
４ 吸入ポート
５ 吐出ポート
６ ハウジング
７ 回転軸
８ チャンバ
１０ 内接歯車式ポンプ
１１ 接線
１２ 包絡線
Ｄｉ１ 第１基礎円
Ｄｉ２ 第２基礎円
Ｄｏ１ 第３基礎円
Ｄｏ２ 第４基礎円
ａｉ 第１転円
ｂｉ 第２転円
ａｏ 第３転円
ｂｏ 第４転円

Claims (4)

1. 歯数がｎ枚のインナーロータ（１）と歯数が（ｎ＋１）枚のアウターロータ（２）を組み合わせた内接歯車式ポンプにおいて、
   前記インナーロータ（１）が、
   その歯先（１ａ）は、第２基礎円（Ｄｉ２）に外接してその第２基礎円上を滑らずに転がる第２転円（ｂｉ）によって創生される外転サイクロイド曲線によって形成され、その歯底（１ｂ）は、第２基礎円（Ｄｉ２）よりも大きい径の第１基礎円（Ｄｉ１）に内接してその第１基礎円上を滑らずに転がる第１転円（ａｉ）によって創生される内転サイクロイド曲線によって形成されていることを特徴とする内接歯車式ポンプ。
2. 前記外転サイクロイド曲線と内転サイクロイド曲線のつなぎ目の傾き角を等しくしたことを特徴とする請求項１に記載の内接歯車式ポンプ。
3. 前記アウターロータ（２）が、
   その歯先（２ａ）は、第３基礎円（Ｄｏ１）に内接してその第３基礎円上を滑らずに転がる第３転円（ａｏ）によって創生される内転サイクロイド曲線によって形成され、その歯底（２ｂ）は、第３基礎円（Ｄｏ１）よりも小径の第４基礎円（Ｄｏ２）に外接してその第４基礎円上を滑らずに転がる第４転円（ｂｏ）によって創生される外転サイクロイド曲線によって形成されたものであることを特徴とする請求項１又は２に記載の内接歯車式ポンプ。
4. 前記アウターロータ（２）が、
   インナーロータ（１）の中心（Ｏｉ）をアウターロータの中心（Ｏｏ）周りに、直径（２ｅ＋ｔ）の円を描いて公転させ、インナーロータ中心（Ｏｉ）がその直径（２ｅ＋ｔ）の円上を１周公転する間にインナーロータ（１）を１／ｎ回自転させ、こうして作られるインナーロータ歯形曲線群の包絡線（１２）をアウターロータの歯形となしたものであることを特徴とする請求項１又は２に記載の内接歯車式ポンプ。
   ここに、ｅ：インナーロータ中心とアウターロータ中心の偏心量
   ｔ：アウターロータとそれに押しつけたインナーロータとの間のロータ間隙間
   の最大値
   ｎ：インナーロータの歯数

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