JP5465366B1 - 液圧装置 - Google Patents

Abstract

一対のはすば歯車２０，２３と、これらが収納される本体３と、各歯車２０，２３の回転軸２１，２４を支持する軸受部材４０，４４と、本体の両端面に液密状に固設されるカバープレート７，８，１１とを少なくとも備える。同じ方向の２つのスラスト力Ｆ_ｍａ，Ｆ_ｐａを受ける歯車２０の回転軸２１端面と対向するカバープレート８の当該対向部分にシリンダ穴８ａを形成し、このシリンダ穴８ａにピストン９を嵌挿する。ピストン９の背面に高圧側の作動液体を作用させて、このピストン９を回転軸２１の端面に押し付け、二つのスラスト力Ｆ_ｍａ，Ｆ_ｐａの合力とほぼ釣り合う大きさの抗力を回転軸２１に作用させる。この抗力によって歯車２０に作用するスラスト力Ｆ_ｍａ，Ｆ_ｐａが相殺される。

Description

本発明は、歯面が相互に噛み合う一対の歯車を備えた液圧装置に関し、更に詳しくは、前記一対の歯車として、それぞれ歯先及び歯底に円弧部が含まれる歯形を有し、噛み合い部で歯幅方向の一方の端部から他方の端部にかけて連続した接触線が形成されるはすば歯車を用いた液圧装置に関する。

前記液圧装置には、一対の歯車を適宜駆動モータによって回転させ、この歯車の回転動作により作動液体を加圧して吐出する液圧ポンプや、予め加圧した作動液体を導入して前記歯車を回転させ、その回転軸の回転力を動力として使用する液圧モータなどがある。

この液圧装置は、一般に、相互に噛み合う一対の歯車がハウジング内に収納されるとともに、該各歯車の両端面からそれぞれ外方に延設された各回転軸が、同ハウジング内に収納され且つ前記各歯車の両側に配設された軸受部材によって回転自在に支持された構造を備えている。

従来、前記一対の歯車には各種形状のものが使用されており、その中には、はすば歯車を用いた液圧装置も存在する。このはすば歯車は、歯が斜めに傾斜した構造であるが故に、歯車の歯当たりが分散され、このため騒音が小さいという特性を有するものの、その一方で、これを液圧装置として用いた場合、歯の噛み合いによって軸方向の力（スラスト力）を生じ、また、作動液体の圧力を歯面に受けることによって同様にスラスト力を生じるという特性を有する。

このスラスト力は歯車の回転により周期的に変動するものであり、この周期的な変動によって、歯車及び軸受部材が振動して騒音が発生する、或いは、振動によって歯車の端面と軸受部材の端面との間に隙間を生じ、この隙間を通じて高圧側から低圧側に向けたリークを生じるといった問題が引き起こされる。

そこで、このような問題を解決するために、各回転軸に、前記スラスト力を超える反対方向の力（抗力）を作用させて、歯車の軸方向への変位を制止するように構成された液圧装置（具体的には、歯車ポンプ）が提案されている（米国特許第６８８７０５５号明細書（特許文献１）参照）。この特許文献１に記載された歯車ポンプの構成を図１７に示す。

図１７に示すように、この歯車ポンプ１００は、内部に液圧室１０１ａが形成された本体１０１と、歯部が相互に噛み合った状態で前記液圧室１０１ａに挿入された一対のはすば歯車１１５，１２０とを備えている。この一対の歯車１１５，１２０は、歯車１１５が駆動歯車、歯車１２０が従動歯車であり、同じく前記液圧室１０１ａ内に挿入されたブッシュ１１０ａ，１１０ｂ，１１０ｃ，１１０ｄによって、回転軸１１６，１２１がそれぞれ回転自在に支持されている。

また、本体１０１の前端面には、シールによって液密状にフロントカバー１０２が固設され、他方、本体１０１の後端面には、同じくシールによって液密状に中間プレート１０６が固設され、この中間プレート１０６の後端面には、同じくシールによって液密状にリアカバー１０４が固設されている。これら本体１０１、フロントカバー１０２、中間プレート１０６及びリアカバー１０４により、液圧室１０１ａが封止されたハウジングが構成される。尚、フロントカバー１０２の貫通穴１０２ａに挿通されてその外方に延設される回転軸１１６は、図示しないシールによって、当該回転軸１１６の外周面と前記貫通穴１０２ａの内周面との間がシールされている。

そして、液圧室１０１ａは、一対の歯車１１５，１２０の噛み合い部を境に、高圧側と低圧側とに二分され、適宜駆動源によって駆動歯車１１５が回転駆動され、一対の歯車１１５，１２０が回転すると、図示しない取入れ口から低圧側に作動液体が導入され、導入された作動液体が一対の歯車１１５，１２０の作用により加圧されながら高圧側に導かれ、高圧になった作動液体が図示しない吐出し口から吐出される。

また、前記中間プレート１０６には、前記回転軸１１６，１２１のそれぞれに対応する部分に貫通孔１０６ａ，１０６ｂが穿孔されており、この貫通孔１０６ａ，１０６ｂにそれぞれピストン１０８，１０９が嵌挿されている。また、前記リアカバー１０４の中間プレート１０６と当接する面（前面）には、前記貫通孔１０６ａ，１０６ｂを含む領域に対応する凹状の液圧室１０４ａが形成されており、この液圧室１０４ａに適宜流路を介して前記高圧側の作動液体が供給されるようになっている。更に、中間プレート１０６の前面とブッシュ１１０ａ，１１０ｃの後面との間には、適宜流路を介して高圧側の作動液体が供給されるようになっている。

以上の構成を備えた歯車ポンプ１００によれば、歯車ポンプ１００の作動中、高圧側の作動液体がリアカバー１０４の液圧室１０４ａに供給され、この高圧の作動液体によって、ピストン１０８，１０９がそれぞれ前方に押圧されて、このピストン１０８，１０９により回転軸１１６，１２１を介して歯車１１５，１２０が前方に押圧されるとともに、中間プレート１０６の前面とブッシュ１１０ａ，１１０ｃの後面との間に供給される高圧の作動液体によってブッシュ１１０ａ，１１０ｃがそれぞれ前方に押圧され、これらの作用によって、ブッシュ１１０ａ，１１０ｃ、歯車１１５，１２０及びブッシュ１１０ｂ，１１０ｄが一体的に前方に押圧され、ブッシュ１１０ｂ，１１０ｄがフロントカバー１０２の後端面に押し付けられるようになっている。

尚、ブッシュ１１０ａ，１１０ｃ、歯車１１５，１２０及びブッシュ１１０ｂ，１１０ｄからなる構造体を一体的に前方に押圧する押圧力は、歯車１１５，１２０の回転によって生じるスラスト力を上回る力となるように設定されている。また、ピストン１０８，１０９の受圧面積（断面積）は、駆動歯車１１５及び従動歯車１２０に作用するスラスト力に応じて設定された大きさとなっており、ピストン１０８の断面積がピストン１０９の断面積よりも大きくなっている。

上述したように、はすば歯車を用いた液圧装置では、はすば歯車の回転によって生じるスラスト力によって、振動や騒音が生じたり、高圧側から低圧側に向けたリークを生じるが、この歯車ポンプ１００によれば、ブッシュ１１０ａ，１１０ｃ、歯車１１５，１２０及びブッシュ１１０ｂ，１１０ｄからなる構造体を、前記スラスト力を超える力で、一体的に前方に押圧してフロントカバー１０２の後端面に押し付けるようにしているので、歯車１１５，１２０及びブッシュ１１０ａ，１１０ｂ，１１０ｃ，１１０ｄが振動することは無く、上述の振動に起因した騒音やリークの問題が生じるのが防止される。

尚、はすば歯車を用いた歯車ポンプとしては、上記特許文献１に開示された歯車ポンプの他に、従来、特開平２−９５７８９号公報（特許文献２）に開示された歯車ポンプや、実公昭４７−１６４２４号公報（特許文献３）に開示された歯車ポンプも知られている。

前記特許文献２に開示された歯車ポンプでは、駆動歯車の出力側とは反対側の軸端面に被駆動流体の圧力を作用させ、この圧力によって駆動軸に作用するスラスト力と、歯車の噛み合いによって駆動軸に作用するスラスト力とを相殺させるようにしている。

また、前記特許文献３に開示された歯車ポンプでは、前記特許文献１に開示された歯車ポンプと同様に、駆動歯車及び従動歯車の軸端にそれぞれ圧液によるスラスト力を作用させて、このスラスト力と、駆動歯車及び従動歯車に作用するスラスト力とを相殺させるようにしている。

米国特許第６８８７０５５号明細書 特開平２−９５７８９号公報 実公昭４７−１６４２４号公報

ところが、上述した各従来の歯車ポンプには、以下に説明するような問題があった。即ち、まず、上記特許文献１に記載の歯車ポンプ１００では、振動に起因した騒音やリークの問題は防止されるものの、ブッシュ１１０ａ，１１０ｃ、歯車１１５，１２０及びブッシュ１１０ｂ，１１０ｄからなる構造体を、常時、前記スラスト力を超える力で一体的に前方に押圧して、フロントカバー１０２の後端面に押し付けるようにしているので、ブッシュ１１０ａ，１１０ｂ，１１０ｃ，１１０ｄの各端面が、常時相当の圧力で、歯車１１５，１２０の端面に摺接した状態にあり、このため、ブッシュ１１０ａ，１１０ｂ，１１０ｃ，１１０ｄの各端面に焼けが生じるという問題があった。そして、このような状態が長時間続くと、最終的には、ブッシュ１１０ａ，１１０ｂ，１１０ｃ，１１０ｄの各端面が損傷して、騒音の発生や同部からのリークを生じることになり、更に、歯車１１５，１２０やブッシュ１１０ａ，１１０ｂ，１１０ｃ，１１０ｄ、本体１０１といった部材が破損するという最悪の事態も起こり得る。

また、特許文献２に開示された歯車ポンプでは、駆動軸の軸端のみに液圧を作用させて、これに応じたスラスト力を駆動軸に加えるようにしているが、このスラスト力は、駆動歯車と従動歯車の噛み合いによって生じるスラスト力に抗するものであり、当該歯車ポンプでは、駆動歯車及び従動歯車に作用する液圧によって生じるスラスト力については何ら考慮されていない。したがって、この歯車ポンプでは、周期的に変動するスラスト力を緩和することができず、また、はすば歯車の端面と接する部材との間の接圧力を適度に維持することはできない。このため、騒音やリークが発生するという問題は解消されない。また、特許文献２には、抗力として駆動軸にスラスト力を作用させる点が開示されているのみであり、具体的にどのような大きさの抗力を作用させれば良いのか全く不明である。

一方、特許文献３には、はすば歯車に作用する２つのスラスト力、即ち、噛み合いによって生じるスラスト力と、液圧によって生じるスラスト力の具体的な大きさが開示されている。しかしながら、本発明者らが鋭意研究した結果得られた知見によると、歯先及び歯底に円弧部が含まれ、噛み合い部で歯幅方向の一方の端部から他方の端部にかけて連続した接触線が形成される歯形を有するはすば歯車の場合、特許文献３に開示されたスラスト力とは、異なる大きさのスラスト力が作用することが判明した。したがって、このような歯形のはすば歯車の場合に、特許文献３に開示されたスラスト力を各回転軸に作用させても、周期的に変動するスラスト力を緩和することも、また、はすば歯車の端面と接する部材との間の接圧力を適度に維持することもできず、騒音やリークが発生するという問題を解消することはできない。

また、上記特許文献１〜３に開示された歯車ポンプでは、機械効率について全く考慮されておらず、かかる機械効率を考慮しない場合には、はすば歯車に作用するスラスト力を厳密に相殺することができず、上記諸問題の解決が不完全なものとなる。

更に、本発明者らは、鋭意研究の結果、上述したはすば歯車、即ち、歯先及び歯底に円弧部が含まれ、噛み合い部で歯幅方向の一方の端部から他方の端部にかけて連続した接触線が形成される歯形を有するはすば歯車の場合には、従動歯車側にスラスト力が作用しない場合があり得るとの知見を得た。

本発明は以上の実情に鑑みなされたもので、歯先及び歯底に円弧部が含まれ、噛み合い部で歯幅方向の一方の端部から他方の端部にかけて連続した接触線が形成される歯形を有するはすば歯車を用いた液圧装置において、周期的に変動するスラスト力を緩和し、しかも、このはすば歯車の端面と接する部材との間の接圧力を適度に維持することができるとともに、その密接性を好適に維持することができ、騒音やリークの発生を効果的に抑制することができる液圧装置の提供を、その目的とする。

上記課題を解決するための本発明は、
両端面からそれぞれ外方に延出するように設けられた回転軸をそれぞれ有し、且つ歯部が相互に噛み合う一対のはすば歯車であって、それぞれ歯先及び歯底に円弧部が含まれる歯形を有し、噛み合い部で歯幅方向の一方の端部から他方の端部にかけて連続した接触線が形成される一対のはすば歯車と、
両端部が開口し、且つ内部に前記一対の歯車が噛み合った状態で収納される液圧室を有し、該液圧室は前記各歯車の歯先外面が摺接する円弧状の内周面を有する本体と、
前記本体の液圧室内において、前記各歯車の両側にそれぞれ配設され、前記各歯車の回転軸を回転自在に支持する一対の軸受部材と、
前記本体の両端面にそれぞれに液密状に固設されて前記液圧室を封止する一対のカバープレートとを備え、
前記液圧室は、前記一対の歯車の噛み合い部を境に一方が低圧側に、他方が高圧側に設定されるとともに、前記本体は、前記低圧側の液圧室の内面に開口する流路、並びに前記高圧側の液圧室の内面に開口する流路を備えた液圧装置に関する。

また、本発明に係る液圧装置は、前記一対のカバープレートと前記一対の軸受部材との各対向面間にそれぞれ介装されて、該対向面間の空間を区画する弾性を具備したシール部材を備え、
前記一対の軸受部材は前記各歯車の端面にそれぞれ当接するように配設されるとともに、前記一対のカバープレートと前記一対の軸受部材との対向面間の、前記シール部材によって区画された空間内に、前記高圧側の作動液体を供給するように構成され、前記一対の歯車及び前記一対の軸受部材が、前記シール部材の弾性変形によって前記回転軸の軸線方向に移動可能に構成される。

或いは、本発明に係る液圧装置は、前記一対の歯車と前記一対の軸受部材との間にそれぞれ介装され、前記各歯車の端面にそれぞれ当接するように配設された一対の側板を備えるとともに、この一対の側板と前記一対の軸受部材との間にそれぞれ介装されて、該一対の側板と一対の軸受部材との各対向面間の空間を区画する弾性を具備したシール部材を備え、更に、前記一対の側板と前記一対の軸受部材との各対向面間の、前記シール部材によって区画された空間内に、前記高圧側の作動液体を供給するように構成され、前記一対の歯車及び前記一対の側板が、前記シール部材の弾性変形によって前記回転軸の軸線方向に移動可能に構成される。

そして、本発明では、前記各液圧装置は、前記一対の歯車の内、前記噛み合いによって受けるスラスト力と、前記高圧側の作動液体によって受けるスラスト力とが同じ方向となる歯車の回転軸であって、該スラスト力が作用する方向側の回転軸端面と対向する前記カバープレートの該対向部分にシリンダ穴を形成し、該シリンダ穴に前記高圧側の作動液体を供給する流路を形成するとともに、該シリンダ穴に、これと対向する前記回転軸端面に当接可能にピストンを嵌挿し、このピストンの背面に高圧側の作動液体を作用させて、該ピストンを前記回転軸端面に押し付け、前記二つのスラスト力の合力とほぼ釣り合う大きさの抗力を前記回転軸端面に作用させるように構成される一方、他方の歯車の回転軸端面と対向する前記カバープレートの該対向部分にはシリンダ穴が形成されていない構成となっている。

上述したように、はすば歯車を用いた液圧装置では、歯の噛み合いによってスラスト力（以下、「噛み合いスラスト力」という）が生じるとともに、作動液体の圧力を歯面が受けることによって同様にスラスト力（以下、「受圧スラスト力」という）が生じる。

これらのスラスト力の内、受圧スラスト力は、前記一対の歯車の歯面に同様に作用することから、当該一対の歯車に対して同じ方向に作用する。一方、噛み合いスラスト力は、歯部の噛み合いによって生じ、相互に反力として作用するものであるから、一対の歯車に対して正反対の方向に作用する。したがって、一方の歯車については、噛み合いスラスト力と受圧スラスト力とが同じ方向になり、当該一方の歯車には、噛み合いスラスト力と受圧スラスト力の合力としてのスラスト力が作用する。一方、他方の歯車については、噛み合いスラスト力と受圧スラスト力とが正反対の方向となり、当該他方の歯車には、噛み合いスラスト力と受圧スラスト力との差分のスラスト力が作用する。

そして、本発明者らの知見によると、前記はすば歯車が、それぞれ歯先及び歯底に円弧部が含まれ、噛み合い部で歯幅方向の一方の端部から他方の端部にかけて連続した接触線が形成される歯形を有する歯車（以下、このはすば歯車を「連続接触線噛合歯車」という。）であって、その重なり噛み合い率ε_βと正面噛み合い率ε_αとの比である噛み合い率比ε_ｒ（＝ε_β／ε_α）が、２≦ε_ｒ≦３を満足する歯形を有する歯車である場合に、前記噛み合いスラスト力と受圧スラスト力とが同じ大きさとなる場合が存在し、且つ実用的な機械効率の範囲内で液圧装置を実現することができる。

斯くして、噛み合いスラスト力と受圧スラスト力とが同じ大きさである場合には、前記他方の歯車については、受圧スラスト力と噛み合いスラスト力とが相殺され、当該他方の歯車には、スラスト力が作用しない状態となる。

一方、本発明では、上記のように、噛み合いスラスト力と受圧スラスト力の合力が作用する歯車の回転軸の端面にピストンを押し付け、このピストンによって前記合力とほぼ釣り合う大きさの抗力を当該回転軸の端面に作用させるようにしているので、当該一方の歯車についても、スラスト力が作用しない状態となる。

このように、本発明に係る液圧装置では、前記一対の歯車の双方がスラスト方向の力を受けない状態を実現することができる。したがって、本発明によれば、上記従来のような、一対の歯車の両端面に摺接する軸受部材又は側板に、スラスト力に起因した焼き付きが生じたり、これらが破損するといった問題は生じない。

また、本発明に係る液圧装置では、一方の歯車の回転軸に対してのみ、反力を作用させるためのピストンを設けることで、両方の歯車について、スラスト力が作用しない状態を実現することができるので、液圧装置の製造コストを押さえながら、上記問題の解決を図ることができる。

また、機械効率を考慮しない場合には、前記「連続接触線噛合歯車」は前記噛み合い率比ε_ｒが２又は３となる歯形を有しているのが好ましい。本発明者らの知見によれば、本発明に係る液圧装置における入力値と出力値とが等しい、即ち、機械効率が１００％であると想定される場合には、前記噛み合い率比ε_ｒが２又は３となる歯形の場合に、実用的な歯車を備えた液圧装置となり、しかも前記噛み合いスラスト力と受圧スラスト力とを同じ大きさとすることができ、上述した効果が得られる。

また、本発明では、当該一対の歯車の両端面に当接する軸受部材又は側板の背面に高圧側の作動液体を作用させて、当該軸受部材又は側板を一対の歯車の両端面に密接させるとともに、一対の歯車とこれに密接する軸受部材又は側板とを、シール部材の弾性変形によって回転軸の軸方向に移動可能に設けているので、仮に、前記各スラスト力に周期的な変動が生じたり、当該液圧装置に突発的な振動が生じても、このような変動や突発的な振動は、一対の歯車と軸受部材又は側板とが回転軸の軸方向に移動することで吸収され、かかる変動や振動に起因した騒音の発生が抑制される。また、背面に作用する高圧側の作動液体によって、軸受部材又は側板が歯車の両端面に密接しているので、歯車の端面を経由した作動液体のリークが適切に抑制される。

また、ピストンに作用させる抗力の大きさは、前記合力の０．９倍〜１．１倍の範囲内であるのが好ましく、かかる抗力は、ピストンの受圧面積Ｓ（ｍｍ^２）によって決定され、このピストンの受圧面積Ｓ（ｍｍ^２）を上記範囲の抗力が生じるような面積とする。

尚、本発明における前記「連続接触線噛合歯車」には、インボリュート歯車、サインカーブ歯車、欠円歯車や放物線歯車などが含まれる。

以上のように、本発明によれば、歯車として「連続接触線噛合歯車」を用いた液圧装置において、当該歯車に作用するスラスト力を緩和し、これを中立的な状態とすることができる。したがって、本発明によれば、上記従来のような、一対の歯車の両端面に摺接する軸受部材又は側板に、スラスト力に起因した焼き付きが生じたり、これらが破損するといった問題が生じることはない。

また、前記各スラスト力に周期的な変動が生じたり、当該液圧装置に突発的な振動が生じても、このような変動や突発的な振動を、一対の歯車と軸受部材又は側板とが回転軸の軸方向に移動することで吸収することができ、かかる変動や振動に起因した騒音の発生を抑制することができ、更に、背面に作用する高圧側の作動液体によって、軸受部材又は側板を歯車の両端面に密接させているので、歯車の端面を経由した作動液体のリークを適切に抑制することができる。

本発明の一実施形態に係る油圧ポンプを示す平断面図である。 図１における矢視Ａ−Ａ方向の正断面図である。 本実施形態に係る油圧ポンプのブッシュを示す平面図である。 図３における矢視Ｂ方向の側面図である。 噛み合いスラスト力について説明するための説明図である。 受圧スラスト力について説明するための説明図である。 受圧スラスト力について説明するための説明図である。 歯車の噛み合いの具体的な態様を示した説明図である。 歯車の噛み合いの具体的な態様を示した説明図である。 歯車の噛み合いの具体的な態様を示した説明図である。 歯車の噛み合いの具体的な態様を示した説明図である。 歯車の受圧面積について説明するための説明図である。 歯車の受圧面積について説明するための説明図である。 本発明の他の実施形態に係る油圧ポンプを示す平断面図である。 図１４に示した実施形態に係るブッシュを示す側面図である。 本発明の更に他の実施形態に係る油圧ポンプを示す平断面図である。 従来の歯車ポンプを示す平断面図である。

以下、本発明の具体的な実施の形態について、図面に基づき説明する。尚、本例の液圧装置は油圧ポンプであり、作動液体として作動油を用いる。

図１及び図２に示すように、この油圧ポンプ１は、内部に液圧室４が形成されたハウジング２と、この液圧室４内に配設された一対のはすば歯車であって、それぞれ歯先及び歯底に円弧部が含まれ、噛み合い部で歯幅方向の一方の端部から他方の端部にかけて連続した接触線が形成される歯形を有するはすば歯車、即ち、前記「連続接触線噛合歯車」（以下、単に歯車という）２０，２３、一対の軸受部材たるブッシュ４０，４４、及び一対の側板３０，３２とを備える。

前記ハウジング２は、一方の端面から他方の端面に向けて、断面形状が略８の字状をした空間を有する前記液圧室４が形成された本体３と、この本体３の前記一方端面（前端面）にシール１２を介して液密状に固定されたフロントカバー７と、同様に本体３の前記他方端面（後端面）にシール１３を介して液密状に固定された中間カバー８と、この中間カバー８の後端面にシール１４を介して液密状に固定されたエンドカバー１１とから構成され、前記フロントカバー７及び中間カバー８によって前記液圧室４が閉塞されている。

前記一対の歯車２０，２３は、一方が駆動歯車２０、他方が従動歯車２３であり、駆動歯車２０の歯部は右ねじれとなり、従動歯車２３の歯部は左ねじれとなっている。各歯車２０，２３はその両端面から軸方向に沿ってそれぞれ回転軸２１，２４が延設されており、これら一対の歯車２０，２３は、相互に噛み合った状態で前記液圧室４内に挿入されて、その歯先外面が前記液圧室４の内周面３ａに摺接するようになっており、前記液圧室４は、この一対の歯車２０，２３の噛み合い部を境に、高圧側と低圧側とに二分される。また、駆動歯車２０の前方側の回転軸２１の端部はテーパ状に形成され、更にその先端にはねじ部２２が形成されており、同部は、前記フロントカバー７に形成された貫通穴７ａを通じて外方に延出し、同回転軸２１の外周面と貫通穴７ａの内周面との間がオイルシール１０によってシールされている。

前記本体３には、その一方の側面に前記液圧室４の低圧側に通じる取入れ穴（取入れ流路）５が形成されるとともに、これと相対する他方の側面に、同じく前記液圧室４の高圧側に通じる吐出し穴（吐出し流路）６が形成されている。そして、これら取入れ穴５及び吐出し穴６は、それぞれの軸線が前記一対の歯車２０，２３の回転軸２１，２４間の中心に位置するように設けられている。

前記一対の側板３０，３２は、それぞれ２つの貫通穴３１，３３が形成された、断面形状が略８の字状をした板状の部材であり、各貫通穴３１，３３に前記各歯車２０，２３の回転軸２１，２４が挿通された状態で当該歯車２０，２３の両側に配設され、その一方端面が各歯車２０，２３の歯部を含む端面全面にそれぞれ当接した状態となっている。

前記ブッシュ４０，４４は、図３及び図４に示すように、それぞれ２つの支持穴４１，４５を有する、断面形状が略８の字状をした部材からなるメタル軸受で、各支持穴４１，４５にそれぞれ前記歯車２０，２３の回転軸２１，２４が挿通された状態で、前記一対の側板３０，３２の外側に配設され、当該回転軸２１，２４を回転自在に支持する。

また、ブッシュ４０，４４の前記側板３０，３２と対向する端面には、側面視略３の字状をした弾性を有する区画シール４３，４７がそれぞれ設けられている。この区画シール４３，４７は、ブッシュ４０，４４と側板３０，３２との間の隙間５０，５１を高圧側と低圧側に区画するものであり、高圧側の隙間５０，５１には、適宜流路を介して、前記液圧室４の高圧側の作動油が導かれるようになっており、各側板３０，３２は、この隙間５０，５１に導かれた高圧の作動油によって、その前記一方端面が前記各歯車２０，２３の端面にそれぞれ押し付けられ、これにより、高圧側の作動油が低圧側にリークするのが防止される。尚、側板３０，３２には、その歯車２０，２３側の端面にも液圧室４内の高圧の作動油が作用するが、隙間５０，５１内の受圧面積は、歯車２０，２３側の受圧面積よりも大きくなっており、この結果、側板３０，３２は、その作用力の差によって歯車２０，２３の端面に押し付けられる。

また、ブッシュ４０，４４の他方端面は、それぞれフロントカバー７及びエンドカバー１１の端面に当接しており、これにより、歯車２０，２３の端面と側板３０，３２の前記一方端面とが当接した状態、及び各側板３０，３２の前記他方端面と各ブッシュ４０，４４に設けた区画シール４３，４７とが当接した状態となるとともに、これら歯車２０，２３、側板３０，３２及びブッシュ４０，４４に予圧が付与された状態となっている。

また、前記中間カバー８には、前記歯車２０の後部側の回転軸２１の端面と対向する部分にシリンダ穴８ａが形成され、このシリンダ穴８ａ内にピストン９が嵌挿されている。そして、エンドカバー１１には、前記シリンダ穴８ａに対応する部分に凹部１１ａが形成されおり、同凹部１１ａには、図示しない流路を介して前記液圧室４内の高圧側の作動油が供給され、このピストン９の背面（後端面）に前記高圧側の作動油が作用するようになっている。

上述したように、本例の歯車２０の歯部は右ねじれ、歯車２３の歯部は左ねじれとなっている。したがって、歯車２０を矢示方向に回転（右回転）させると、当該歯車２０には、その歯部に高圧の作動油が作用することによって生じる後方に向けた受圧スラスト力Ｆ_ｐａと、歯車２０，２３の噛み合いによって生じる同じく後方に向けた噛み合いスラスト力Ｆ_ｍａとが作用し、これら受圧スラスト力Ｆ_ｐａと噛み合いスラスト力Ｆ_ｍａとの合力としての合成スラスト力Ｆ_ｘが作用する。

本例の前記ピストン９は、その背面に高圧の作動油が作用することによって、前記歯車２０に作用する前記合成スラスト力Ｆ_ｘとほぼ釣り合い、これを打ち消す推力が生じるように、その断面積（受圧面積）の大きさが設定されている。

この受圧スラスト力Ｆ_ｐａ、噛み合いスラスト力Ｆ_ｍａ、及び合成スラスト力Ｆ_ｘは、理論的に計算することができる。以下、この理論計算式について説明する。尚、以下の説明において用いる符号の意味は以下の通りである。
Ｖ_ｔｈ：ポンプ（歯車）１回転あたりの理論吐出量（ｍ^３／ｒｅｖ）
ｒ_ｗ：歯車の噛み合いピッチ円半径（ｍ）
ｂ：歯車の歯幅（ｍ）
ｈ：歯車の歯たけ（ｍ）
Ｑ：ポンプの吐出流量（ｍ^３／ｓｅｃ）
Ｐ_ｔｈ：損失を考慮しないポンプ液圧（Ｐａ）
Ｐ：損失を考慮したポンプ液圧（Ｐａ）
η_ｍ：ポンプの機械効率
β_ｗ：歯車の噛み合いねじれ角（ｒａｄ）
β_ｂ：歯車の基礎円筒ねじれ角（ｒａｄ）
Ｔ_ｄ：駆動側の歯車回転軸に与えられる入力軸トルク（Ｎｍ）
ｎ：歯車回転軸の回転数（ｒｅｖ／ｓｅｃ）
ω：駆動側の歯車回転軸に与えられる角速度（ｒａｄ／ｓｅｃ）＝２×π×ｎ
Ｔ_ｍ：駆動側の歯車から従動側の歯車への噛み合い伝達トルク（Ｎｍ）
Ｗ_ｐ：ポンプの駆動によって液体に与えられた仕事量（Ｊ＝Ｎｍ）
Ｆ_ｗｔ：呼び噛み合い接線力（Ｎ）
Ｆ_ｎ：歯面法線力（Ｎ）
Ｆ_ｎｔ：正面歯面法線力（Ｎ）
α_ｗｔ：噛み合い正面圧力角（ｒａｄ）
Ｆ_ｍａ：噛み合いスラスト力（Ｎ）
Ｆ_ｐａ：受圧スラスト力（Ｎ）
Ｆ_ｘ：合成スラスト力（Ｎ）
ε_α：正面噛み合い率
ε_β：重なり噛み合い率
ε_ｒ：噛み合い率比（ε_β／ε_α）

［噛み合いスラスト力］
以下、前記噛み合いスラスト力Ｆ_ｍａの算出について説明する。
まず、機械効率η_ｍを考慮しない場合、入力エネルギー（Ｔ_ｄ×ω）と出力エネルギー（Ｐ_ｔｈ×Ｑ）とが等しくなるから、次式が成立する。
（数式１）
Ｔ_ｄ×ω＝Ｐ_ｔｈ×Ｑ＝Ｐ_ｔｈ×Ｖ_ｔｈ×ｎ
尚、機械効率η_ｍを考慮すると、次式が成立し、
(数式２）
Ｔ_ｄ×ω＝Ｐ_ｔｈ×Ｖ_ｔｈ×ｎ／η_ｍ
機械効率η_ｍを考慮したポンプの液圧（作動油の圧力）Ｐは、次式となる。
（数式３）
Ｐ＝Ｐ_ｔｈ×η_ｍ

また、ポンプの理論吐出量Ｖ_ｔｈは、歯車２個分の理論吐出量に近似されるから、次式により表すことができる。
（数式４）
Ｖ_ｔｈ≒２π×ｒ_ｗ×ｈ×ｂ
また、数式１、数式４及びω＝２π×ｎの関係から、ポンプの駆動トルクと液圧との関係は、次式によって表すことができる。
（数式５）
Ｔｄ≒２π×ｒ_ｗ×ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｎ／ω＝ｒ_ｗ×ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ
更に、ポンプの歯車は同じ幾何学形状を有しており、その仕事量は等しいので、駆動歯車から従動歯車へ伝達される噛み合い伝達トルクＴ_ｍは、次式によって表すことができる。
（数式６）
Ｔ_ｍ≒０．５Ｔ_ｄ＝０．５ｒ_ｗ×ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ

前記噛み合い伝達トルクＴ_ｍと噛み合いピッチ円上に生じる呼び接線力（呼び噛み合い接線力）Ｆ_ｗｔとは、次式の関係にある。
（数式７）
Ｆ_ｗｔ＝Ｔ_ｍ／ｒ_ｗ
また、図５に示すように、呼び噛み合い接線力Ｆ_ｗｔは、歯面法線力Ｆ_ｎを歯車正面断面に投影した正面歯面法線力Ｆ_ｎｔの噛み合いピッチ円周方向成分であるので、これらの関係は、次式によって表すことができる。
（数式８）
Ｆ_ｗｔ＝Ｆ_ｎｔ×ｃｏｓα_ωｔ
（数式９）
Ｆ_ｎｔ＝Ｆ_ｎ×ｃｏｓβ_ｂ
(数式１０）
Ｆ_ｎ＝Ｆ_ｗｔ／(ｃｏｓα_ωｔ×ｃｏｓβ_ｂ)
（数式１１）
Ｆ_ｍａ＝Ｆ_ｎ×ｓｉｎβ_ｂ

そして、上記数式８〜１１から、噛み合いスラスト力Ｆ_ｍａは次式によって表すことができる。
（数式１２）
Ｆ_ｍａ＝Ｆ_ｗｔ×ｔａｎβ_ｂ／ｃｏｓα_ωｔ
また、はすば歯車の基礎理論から、
ｔａｎβ_ｂ＝ｔａｎβ_ｗ×ｃｏｓα_ωｔ
という関係があるので、この関係と上記数式６、７及び１２から、噛み合いスラスト力Ｆ_ｍａは最終的に次式によって表すことができる。
（数式１３）
Ｆ_ｍａ≒０．５ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ
この数式１３によって算出される噛み合いスラスト力Ｆ_ｍａが前記歯車２０，２３に作用する。

［受圧スラスト力］
図６に示すような、歯先及び歯底に円弧部が含まれ、噛み合い部で歯幅方向の一方の端部から他方の端部にかけて連続した接触線（噛み合い接触線）が形成される歯形を有するはすば歯車（連続接触線噛合歯車）は、この噛み合い接触線によって、吐出側と吸込側とが分断されるため、接触線が形成される歯には、当該接触線を跨いだ両側の圧力差による作用力が作用し、この作用力の歯車軸に沿ったスラスト方向の成分である受圧スラスト力Ｆ_ｐａは、液圧が作用する歯面を、歯車軸（回転軸）の直角断面に投影した面積（図７参照）に、液圧力を乗じることによって求めることができる。

そして、この受圧スラスト力Ｆ_ｐａは、一対の歯車の噛み合い方によって異なるため、噛み合い方に応じてこれを算出する必要がある。歯車の分野では、このような噛み合い方についての指標として、正面噛み合い率ε_αと重なり噛み合い率ε_βという指標が知られている。一般に、歯の法線方向に測った歯の間隔を法線ピッチと呼び、作用線上で実際に噛み合う長さを噛み合い長さと呼ぶが、前記正面噛み合い率ε_αは噛み合い長さを法線ピッチで除した値である。また、はすば歯車の場合、歯すじがねじれているため、平歯車よりも一対の歯が長く噛み合うが、このねじれによる噛み合い率の増分のことを重なり噛み合い率ε_βといい、このねじれにより長く噛み合う長さを作用面上で求めればｂ×ｔａｎβ_ｂとなるので、重なり噛み合い率ε_βは次式によって表すことができる。
（数式１４）
ε_β＝ｂ×ｔａｎβ_ｂ／ｐ_ｂ＝ｂ×ｔａｎβ_ｗ／ｐ_ｗ
但し、ｐ_ｂは法線ピッチであり、ｐ_ｗは噛み合い円上でのピッチである。

そして、本発明では、正面噛み合い率ε_αと重なり噛み合い率ε_βとの比である噛み合い率比ε_ｒ（＝ε_α／ε_β）をはすば歯車の噛み合い方の指標とする。その理由は、「連続接触線噛合歯車」は、この噛み合い率比ε_ｒの値によって、噛み合い部の接触線の様相が変わり、歯面に液圧が作用する面積が変わるため、噛み合い率比ε_ｒの値によって場合分けして、液圧が作用する歯面の面積を求め、この液圧によって生じる前記受圧スラスト力Ｆ_ｐａを算出する必要があるからである。

尚、噛み合い率比ε_ｒの値に応じて、どのような接触線が形成されるかについて、その具体的な態様を図８〜図１１に示す。図８に示す例は、１＜ε_ｒ＜２の場合であり、図９に示す例は、ε_ｒ＝２の場合であり、図１０に示す例は、２＜ε_ｒ＜３の場合であり、図１１に示す例は、ε_ｒ＝３の場合である。図８及び図９に示した例では、接触線の一端が歯底にあるとき、当該接触線は一つの歯に形成され、図１０及び図１１に示した例では、同じく接触線の一端が歯底にあるとき、当該接触線は二つの歯に跨って形成される。

次に、歯車の歯面に液圧が作用するその面積を算出する方法について説明する。
図１２及び図１３は、歯車噛み合い部を示した平面図であり、図１２は、噛み合い率比ε_ｒが、１≦ε_ｒ≦２の範囲内の歯形を備えた歯車、図１３は、噛み合い率比ε_ｒが、２≦ε_ｒ≦３の範囲内の歯形を備えた歯車を示している。いずれの図においても、斜めの実線は歯先の稜線を示し、斜めの破線は歯底の線を示している。

まず、噛み合い率比ε_ｒが、１≦ε_ｒ≦２の範囲内の歯形を備えた歯車の場合、噛み合い接触線Ｌを境として、ａ_１、ａ_２及びａ_３の各領域に液圧が作用する。そして、領域ａ_１及びａ_３には同じスラスト方向に液圧が作用し、領域ａ_２にはその反対のスラスト方向に液圧が作用する。したがって、この方向の相違による相殺分を考慮した有効な受圧面積Ａｐ_１は、一つの歯面の歯底から歯先までの面積をＡとして、次の数式によって表すことができる。
（数式１５）
Ａｐ_１＝Ａ((ε_ｒ−１)^２＋１)／２ε_ｒ

同様に、噛み合い率比ε_ｒが、２≦ε_ｒ≦３の範囲内の歯形を備えた歯車の場合、噛み合い接触線Ｌを境として、領域ａ_４及びａ_６には同じスラスト方向に液圧が作用し、領域ａ_５にはその反対のスラスト方向に液圧が作用するから、この方向の相違による相殺分を考慮した有効な受圧面積Ａｐ_２は、次の数式によって表すことができる。
（数式１６）
Ａｐ_２＝Ａ−Ａ((ε_ｒ−２)^２＋２)／２ε_ｒ

以上のように、噛み合い率比ε_ｒの値により、液圧によってスラスト力を生じさせる有効な受圧面積が異なる。

次に、上記のようにして得られた受圧面積Ａｐ_１，Ａｐ_２を基に、前記受圧スラスト力Ｆ_ｐａを算出する。尚、前記面積Ａを歯車軸の直角断面に投影した面積Ａ_ｘは、歯車軸の直角断面から見た歯の回転角θ、噛み合い円半径ｒ_ｗ及び歯たけｈから、次式によって求めることができる。
（数式１７）
Ａ_ｘ＝ｈ×ｒ_ｗ×θ＝ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ

［機械効率を考慮しない受圧スラスト力］
上述したように、受圧スラスト力Ｆ_ｐａは、液圧が作用する歯面を歯車軸（回転軸）の直角断面に投影した面積、即ち、上記面積Ａ_ｘに、液圧力を乗じることによって求めることができる。

したがって、１≦ε_ｒ≦２の場合に、機械効率η_ｍを考慮しない液圧Ｐ_ｔｈによって生じる受圧スラスト力Ｆ_ｐａ１は、上記数式１５及び１７から、次式によって表すことができる。
（数式１８）
Ｆ_ｐａ１＝Ｐ_ｔｈ×Ａｐ_１
＝Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×((ε_ｒ−１)^２＋１)／２ε_ｒ
また２≦ε_ｒ≦３の場合に、機械効率η_ｍを考慮しない液圧Ｐ_ｔｈによって生じる受圧スラスト力Ｆ_ｐａ２は、上記数式１６及び１７から、次式によって表すことができる。
（数式１９）
Ｆ_ｐａ２＝Ｐ_ｔｈ×Ａｐ_２
＝Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×(２ε_ｒ−((ε_ｒ−２)^２＋２))／２ε_ｒ

［機械効率を考慮しない合成スラスト力］
上述した数式１３、１８及び１９から、図１に示した油圧ポンプ１の場合、駆動歯車２０及び回転軸２１に作用する合成スラスト力Ｆ_ｘｐは、次式によって表すことができる。
（数式２０）
１≦ε_ｒ≦２の場合
Ｆ_ｘｐ１＝Ｆ_ｍａ＋Ｆ_ｐａ１
≒０．５ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ
＋Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×((ε_ｒ−１)^２＋１)／２ε_ｒ
（数式２１）
２≦ε_ｒ≦３の場合
Ｆ_ｘｐ２＝Ｆ_ｍａ＋Ｆ_ｐａ２
≒０．５ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ
＋Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×(２ε_ｒ−((ε_ｒ−２)^２＋２))／２ε_ｒ

一方、従動歯車２３及び回転軸２４に作用する合成スラスト力Ｆ_ｘｇは、次式によって表すことができる。
（数式２２）
１≦ε_ｒ≦２の場合
Ｆ_ｘｇ１＝−Ｆ_ｍａ＋Ｆ_ｐａ１
≒−０．５ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ
＋Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×((ε_ｒ−１)^２＋１)／２ε_ｒ
（数式２３）
２≦ε_ｒ≦３の場合
Ｆ_ｘｇ２＝−Ｆ_ｍａ＋Ｆ_ｐａ２
≒−０．５ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ
＋Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×(２ε_ｒ−((ε_ｒ−２)^２＋２)／２ε_ｒ)

そして、上記数式２０〜２３から、噛み合い率比ε_ｒを１、２又は３に設定すると、合成スラスト力Ｆ_ｘｐ及びＦ_ｘｇはそれぞれ次式となる。尚、ε_ｒ＝１のときをＦ_ｘｐ１’，Ｆ_ｘｇ１’とし、ε_ｒ＝２のときをＦ_ｘｐ２’，Ｆ_ｘｇ２’とし、ε_ｒ＝３のときをＦ_ｘｐ３’，Ｆ_ｘｇ３’としている。
（数式２４）
Ｆ_ｘｐ１’≒ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ
（数式２５）
Ｆ_ｘｇ１’≒−０．５ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ＋(Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ)／２＝０
（数式２６）
Ｆ_ｘｐ２’≒ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ
（数式２７）
Ｆ_ｘｇ２’≒−０．５ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ＋(Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ)／２＝０
（数式２８）
Ｆ_ｘｐ３’≒ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ
（数式２９）
Ｆ_ｘｇ３’≒−０．５ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ＋(Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ)／２＝０

このように、機械損失を考慮しない、即ち、機械効率η_ｍが１００％であると仮定した場合、噛み合い率比ε_ｒを１、２又は３に設定したとき、従動歯車２３及び回転軸２４に作用する合成スラスト力Ｆ_ｘｇ１’、Ｆ_ｘｇ２’、Ｆ_ｘｇ３’はいずれも０となり、従動歯車２３及び回転軸２４にはスラスト力が作用しない状態となることが分かる。一方、駆動歯車２０及び回転軸２１に作用する合成スラスト力Ｆ_ｘｐ１’、Ｆ_ｘｐ２’、Ｆ_ｘｐ３’はいずれもｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗとなる。

以上から、機械損失を考慮しない場合には、噛み合い率比ε_ｒを１、２又は３に設定することで、従動歯車２３及び回転軸２４にスラスト力が作用しない状態を創出することができ、駆動歯車２０の回転軸２１に抗力として、ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗと同じ力を印加することで、駆動歯車２０、回転軸２１、従動歯車２３及び回転軸２４にスラスト力が作用しない状態を創出することができる。尚、ε_ｒ≦１の場合には、実用的な歯車２０，２３が得られない。

このように、「連続接触線噛合歯車」を用いた油圧ポンプ（液圧装置）では、機械損失を考慮しない場合、駆動歯車２０及び従動歯車２３の歯形を、噛み合い率比ε_ｒが２又は３となる歯形に設定することで、従動歯車２３及び回転軸２４にスラスト力が作用しない状態を創出することができるが、液圧装置は必ず機械損失を伴うため、厳密な意味では、機械効率η_ｍを考慮した状態において、従動歯車２３及び回転軸２４にスラスト力が作用しないことが求められる。そこで、以下、機械効η_ｍを考慮した合成スラスト力Ｆ_ｘｐ，Ｆ_ｘｇについて検討する。

［機械効率を考慮した受圧スラスト力］
機械効率η_ｍを考慮した液圧Ｐによって生じる受圧スラスト力Ｆ_ｐａ１は、上記数式１８及び１９のＰ_ｔｈをＰに置き換えたもので、次式となる。
（数式３０）
１≦ε_ｒ≦２の場合
Ｆ_ｐａ１＝Ｐ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×((ε_ｒ−１)^２＋１)／２ε_ｒ
（数式３１）
２≦ε_ｒ≦３の場合
Ｆ_ｐａ２＝Ｐ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×(２ε_ｒ−((ε_ｒ−２)^２＋２))／２ε_ｒ

［機械効率を考慮した合成スラスト力］
そして、機械効率η_ｍを考慮した合成スラスト力であって、駆動歯車２０及び回転軸２１に作用する合成スラスト力Ｆ_ｘｐ、及び従動歯車２３及び回転軸２４に作用する合成スラスト力Ｆ_ｘｇは、それぞれ次式となる。
（数式３２）
１≦ε_ｒ≦２の場合
Ｆ_ｘｐ１≒０．５ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ
＋Ｐ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×((ε_ｒ−１)^２＋１)／２ε_ｒ
（数式３３）
２≦ε_ｒ≦３の場合
Ｆ_ｘｐ２≒０．５ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ
＋Ｐ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×(２ε_ｒ−((ε_ｒ−２)^２＋２))／２ε_ｒ
（数式３４）
１≦ε_ｒ≦２の場合
Ｆ_ｘｇ１≒−０．５ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ
＋Ｐ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×((ε_ｒ−１)^２＋１)／２ε_ｒ
（数式３５）
２≦ε_ｒ≦３の場合
Ｆ_ｘｇ２≒−０．５ｈ×ｂ×Ｐ_ｔｈ×ｔａｎβ_ｗ
＋Ｐ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×(２ε_ｒ−((ε_ｒ−２)^２＋２)／２ε_ｒ)

以上から、本発明者らは、数式３４及び３５を用いて、従動歯車２３及び回転軸２４に作用する合成スラスト力Ｆ_ｘｇ２が０になる場合を考察したが、１≦ε_ｒ≦２の場合には、実用的な解が得られなかった。一方、２≦ε_ｒ≦３の場合には、実用的な解が得られることを見出した。

機械効率η_ｍの実用的な範囲は、一般的に、０．９１≦η_ｍ≦０．９９の範囲であるとされているが、仮に、η_ｍ＝０．９５とした場合、上記数式３５において、Ｆ_ｘｇ２が０となるε_ｒは、次式によって算出される。尚、上記数式３からＰ＝Ｐ_ｔｈ×η_ｍである。
（数式３６）
０．５Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ
＝０．９５Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×(２ε_ｒ−((ε_ｒ−２)^２＋２)／２ε_ｒ)
０．５／０．９５＝(２ε_ｒ−((ε_ｒ−２)^２＋２)／２ε_ｒ)

そして、この数式３６の２次方程式を解くと、ε_ｒ＝２．１３、２．８２という２つの解が得られた。したがって、η_ｍ＝０．９５という機械効率が想定される場合、噛み合い率比ε_ｒが２．１３又は２．８２となる歯形の歯車とすることで、従動歯車２３及び回転軸２４に作用する合成スラスト力Ｆ_ｘｇ２を０にすることができる。

以上を踏まえ、数式３５において、Ｆ_ｘｇ２が０となるε_ｒとη_ｍの関係を求めると、次式となる。
（数式３７）
０．５Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ
＝η_ｍ×Ｐ_ｔｈ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×(２ε_ｒ−((ε_ｒ−２)^２＋２)／２ε_ｒ)
η_ｍ ＝２ε_ｒ／(２×(２ε_ｒ−((ε_ｒ−２)^２＋２)))
＝ε_ｒ／（６ε_ｒ−ε_ｒ ^２−６）

斯くして、この数式３７から、実用上好ましいと想定される機械効率η_ｍに応じ、数式３７を満足する噛み合い率比ε_ｒを算出し、歯車２０，２３の歯形を、算出した噛み合い率比ε_ｒに応じた形状にすることで、従動歯車２３及び回転軸２４に作用する合成スラスト力Ｆ_ｘｇ２を０にすることができる。

以上のように、前記歯車２０，２３の歯形を、その噛み合い率比ε_ｒが、２≦ε_ｒ≦３を満足するような歯形とすることで、適正な機械効率η_ｍの範囲内で、従動歯車２３及び回転軸２４に作用する合成スラスト力Ｆ_ｘｇを０にすることができる。即ち、従動歯車２３及び回転軸２４にはスラスト力が作用しない状態を創出することができる。そして、本例では、歯車２０，２３の歯形をこのような歯形としている。

一方、歯車２０，２３の歯形を、その噛み合い率比ε_ｒが２≦ε_ｒ≦３を満足するような歯形とした場合、駆動歯車２０及び回転軸２１には、上記数式３３によって算出される合成スラスト力Ｆ_ｘｐ（＝Ｆ_ｘｐ２）が作用する。したがって、前記ピストン９が回転軸２１を押すその推力が、上記数式３３から算出される合成スラスト力Ｆ_ｘｐと同じ力であれば、両者が釣り合い、回転軸２１にスラスト力が作用しない状態を創出することができる。そして、ピストン９にこのような推力を生じさせるには、前記高圧側の作動油の圧力をＰ（機械効率を考慮した作動油の圧力）とすると、ピストン９の断面積Ｓ（ｍｍ^２）は、次式によって算出することができる。
（数式３８）
Ｓ×Ｐ＝Ｆ_ｘｐ（＝Ｆ_ｘｐ２）
Ｓ×Ｐ＝０．５ｈ×ｂ×Ｐ×ｔａｎβ_ｗ／η_ｍ
＋Ｐ×ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×(２ε_ｒ−((ε_ｒ−２)^２＋２))／２ε_ｒ
Ｓ＝０．５ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ／η_ｍ
＋ｈ×ｂ×ｔａｎβ_ｗ×(２ε_ｒ−((ε_ｒ−２)^２＋２))／２ε_ｒ

尚、油圧ポンプに１には、加工及び組み付けのバラツキや、回転軸を軸線方向に移動可能にするための弾性シールの弾性係数に係るバラツキなどの様々な変動要素があり、これに応じて前記合成スラスト力Ｆ_ｘｐも変動するため、これを考慮して前記断面積Ｓは下式を満足するように設定されるのが好ましい。
（数式３９）
０．９（Ｆ_ｘｐ／Ｐ）≦Ｓ≦１．１（Ｆ_ｘｐ／Ｐ）

以上の構成を備えた本例の油圧ポンプ１によれば、前記ハウジング２の取入れ穴５に、作動油を貯留する適宜タンク内に接続された適宜配管を接続するとともに、前記吐出し穴６に、適宜油圧機器が接続された適宜配管を接続し、また、前記駆動歯車２０の回転軸２１のねじ部２２に適宜駆動モータを接続する。そして、前記駆動モータを作動させて駆動歯車２０を回転させる。

これにより、駆動歯車２０に噛み合った従動歯車２３が回転し、前記液圧室４の内周面３ａと各歯車２０，２３の歯部によって挟まれた空間の作動油が、各歯車２０，２３の回転によって吐出し穴６側に移送され、前記一対の歯車２０，２３の噛み合い部を境として、吐出し穴６側が高圧側に、取入れ穴５側が低圧側になる。

そして、作動油が吐出し穴６側に移送されることによって取入れ穴５側が負圧になると、タンク内の作動油が配管及び取入れ穴５を介して低圧側の前記液圧室４内に吸入され、同様に前記液圧室４の内周面と各歯車２０，２３の歯部によって挟まれた空間の作動油が、各歯車２０，２３の回転によって吐出し穴６側に移送され、高圧に加圧されて吐出し穴６及び配管を介して油圧機器に送られる。

また、ブッシュ４０，４４と側板３０，３２との間の隙間５０，５１には、前記流路を経由して高圧の作動油が導かれ、この作動油の作用によって側板３０，３２が歯車２０，２３の端面に押し付けられており、これにより、高圧側の作動油が低圧側にリークするのが防止される。

ところで、上述したように、はすば歯車２０，２３を用いた本例の油圧ポンプ１では、歯車２０に、受圧スラスト力Ｆ_ｐａと噛み合いスラスト力Ｆ_ｍａとの合力である合成スラスト力Ｆ_ｘが作用するが、本例では、ピストン９によって、この合成スラスト力Ｆ_ｘとほぼ釣り合い且つこれに抗するような力を歯車２０の回転軸２１の後端面に作用させているので、当該歯車２０は、スラスト力が作用しない状態が実現される。

一方、歯車２３には、受圧スラスト力Ｆ_ｐａと噛み合いスラスト力Ｆ_ｍａとが反対方向に作用するため、これらが相殺され、特に、本例のように、はすば歯車２０，２３に「連続接触線噛合歯車」を用い、その歯形を、噛み合い率比ε_ｒが２≦ε_ｒ≦３を満足するような歯形にすると、当該歯車２３にはスラスト力が作用しない状態を創出することができる。

このように、本例の油圧ポンプ１では、一対の歯車２０，２３の双方がスラスト方向の力を受けない状態を実現することができ、一対の歯車２０，２３の両端面に摺接する側板３０，３２に、スラスト力に起因した焼き付きが生じたり、これらが破損するといった上記従来のような問題が生じることはない。

また、前記側板３０，３２の背面に高圧側の作動油を作用させて、この側板３０，３２を歯車２０，２３の両端面にそれぞれ密接させるとともに、弾性を有する区画シール４３，４７を側板３０，３２の背面にそれぞれ密接させてこれを支えるようにしているので、仮に、前記受圧スラスト力Ｆ_ｐａや噛み合いスラスト力Ｆ_ｍａに周期的な変動が生じたり、当該油圧ポンプ１に突発的な振動が生じても、このような変動や突発的な振動は、区画シール４３，４７が弾性変形して、歯車２０，２３と側板３０，３２とが回転軸２１，２４の軸方向に移動することで吸収され、かかる変動や振動に起因した騒音の発生を抑制することができる。

また、本例の油圧ポンプ１では、歯車２０の回転軸２１に対してのみ、反力を作用させるためのピストン９を設けることで、両方の歯車２０，２３について、スラスト力が作用しない状態を実現することができるので、油圧ポンプ１の製造コストを押さえながら、上述した従来の問題を解決することができる。

以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明の採り得る具体的な態様は何らこれに限定されるものではない。

例えば、上記の例では、歯車２０，２３とブッシュ４０，４４との間に、当該歯車２０，２３に当接するように側板３０，３２を設け、ブッシュ４０，４４と側板３０，３２との間の空間を区画シール４３，４７によって区画するように構成したが、本発明には、このような側板３０，３２及び区画シール４３，４７を設けない態様も含まれる。

また、側板３０，３２を設けないこの態様において、図１４及び図１５に示すように、ブッシュ４０’，４４’を歯車２０，２３の端面にそれぞれ当接するように配設するとともに、ブッシュ４０’とフロントカバー７との間に弾性を有する区画シール４３’を介装し、ブッシュ４４’と中間カバー８との間に同じく弾性を有する区画シール４７’を介装して、ブッシュ４０’とフロントカバー７との間の空間５０’、及びブッシュ４４’と中間カバー８との間の空間５１’に高圧の油圧を供給するように構成された油圧ポンプ１’としても良い。

このようにしても、ブッシュ４０’，４４’が歯車２０，２３の端面に押し付けられ、これにより、歯車２０，２３の端面を通じた作動油のリークが防止される。また、歯車２０，２３とブッシュ４０’，４４’とは、区画シール４３’，４７’の弾性変形によって、回転軸２１，２４の軸方向への可動性が確保され、前記受圧スラスト力Ｆ_ｐａや噛み合いスラスト力Ｆ_ｍａに周期的な変動が生じたり、当該油圧ポンプ１’に突発的な振動が生じても、歯車２０，２３とブッシュ４０’，４４’とが前記軸方向に移動することでこれらが吸収され、かかる変動や振動に起因した騒音の発生を抑制することができる。

尚、図１４においては、図１〜図４に示した油圧ポンプ１と同じ構成については、同一の符号を付している。

また、上例の油圧ポンプ１では、駆動歯車２０に右ねじれのはすば歯車を用い、従動歯車２３に左ねじれのはすば歯車を用いたが、図１６に示すように、駆動歯車２０”に左ねじれのはすば歯車を用い、従動歯車２３”に右ねじれのはすば歯車を用いた油圧ポンプ１”としても良い。この場合、駆動歯車２０”は図１６に示す矢視方向に回転される。

このように構成された油圧ポンプ１”においても、歯車２０”，２３”の双方がスラスト方向の力を受けない状態を実現することができ、歯車２０”，２３”の両端面に摺接する側板３０，３２に、スラスト力に起因した焼き付きが生じたり、これらが破損するといった従来のような問題が生じることはない。

尚、図１６においても、図１〜図４に示した油圧ポンプ１と同じ構成については、同一の符号を付している。

また、上例では、本発明に係る液圧装置を油圧ポンプとして具現化したものを例示したが、これに限られるものではなく、例えば、これを油圧モータとして具現化しても良い。また、作動液体についても、作動油に限られるものではなく、例えば、切削液を作動液体としても良い。この場合、本発明に係る液圧装置はクーラントポンプとして具現化される。

また、上例では特に言及していないが、前記回転軸２１のテーパ部にキー溝を形成するとともに、このキー溝にキーを挿入して、このキー溝とキーにより、当該回転軸２１のテーパ部に適宜回転体を連結するようにしても良い。

また、上例では、前記本体３に、取入れ穴５及び吐出し穴６を貫通穴として形成したが、前記取入れ穴５及び吐出し穴６は、それぞれ液圧室４に通じるものであれば良く、したがって、当該取入れ穴５及び吐出し穴６は、それぞれその一方が本体３に形成された開口によって液圧室４に通じ、他方がフロントカバー７及び／又はエンドカバー１１に形成された開口によって外部に通じる流路（取入れ流路及び吐出し流路）を構成するように、これら本体、並びにフロントカバー７及び／又はエンドカバー１１に形成されていても良い。

また、前記「連続接触線噛合歯車」には、インボリュート歯車、サインカーブ歯車、欠円歯車や放物線歯車などが含まれる。

１ 油圧ポンプ
２ ハウジング
３ 本体
４ 液圧室
７ フロントカバー
８ 中間カバー
８ａ シリンダ穴
９ ピストン
１１ エンドカバー
１１ａ 凹部
２０ 駆動歯車
２１ 回転軸
２３ 従動歯車
２４ 回転軸
３０，３２ 側板
４０，４４ ブッシュ
４３，４７ 区画シール
５０，５１ 隙間

Claims (4)

1. 両端面からそれぞれ外方に延出するように設けられた回転軸をそれぞれ有し、且つ歯部が相互に噛み合う一対のはすば歯車であって、それぞれ歯先及び歯底に円弧部が含まれる歯形を有し、噛み合い部で歯幅方向の一方の端部から他方の端部にかけて連続した接触線が形成される一対のはすば歯車と、
   両端部が開口し、且つ内部に前記一対の歯車が噛み合った状態で収納される液圧室を有し、該液圧室は前記各歯車の歯先外面が摺接する円弧状の内周面を有する本体と、
   前記本体の液圧室内において、前記各歯車の両側にそれぞれ配設され、前記各歯車の回転軸を回転自在に支持する一対の軸受部材と、
   前記本体の両端面にそれぞれに液密状に固設されて前記液圧室を封止する一対のカバープレートとを少なくとも備え、
   前記液圧室は、前記一対の歯車の噛み合い部を境に一方が低圧側に、他方が高圧側に設定されるとともに、前記本体は、前記低圧側の液圧室の内面に開口する流路、並びに前記高圧側の液圧室の内面に開口する流路を備えた液圧装置において、
   前記一対の歯車の内、前記噛み合いによって受けるスラスト力と、前記高圧側の作動液体によって受けるスラスト力とが同じ方向となる歯車の回転軸であって、該スラスト力が作用する方向側の該回転軸端面と対向する前記カバープレートの該対向部分にシリンダ穴を形成し、該シリンダ穴に前記高圧側の作動液体を供給する流路を形成するとともに、該シリンダ穴に、これと対向する前記回転軸端面に当接可能にピストンを嵌挿し、該ピストンの背面に高圧側の作動液体を作用させて、該ピストンを前記回転軸端面に押し付け、前記二つのスラスト力の合力とほぼ釣り合う大きさの抗力を前記回転軸端面に作用させる一方、
   他方の歯車の回転軸端面と対向する前記カバープレートの該対向部分にはシリンダ穴を形成せず、
   更に、前記一対のはすば歯車の歯形を、重なり噛み合い率ε_βと正面噛み合い率ε_αとの比である噛み合い率比ε_ｒ（＝ε_β／ε_α）が、２≦ε_ｒ≦３を満足する歯形としたことを特徴とする液圧装置。
2. 前記一対のカバープレートと前記一対の軸受部材との各対向面間にそれぞれ介装され、該対向面間の空間を区画する弾性を具備したシール部材を備え、
   更に、前記一対の軸受部材は前記各歯車の端面にそれぞれ当接するように配設されるとともに、前記一対のカバープレートと前記一対の軸受部材との対向面間の、前記シール部材によって区画された空間内に、前記高圧側の作動液体を供給するように構成され、
   前記一対の歯車及び前記一対の軸受部材が、前記シール部材の弾性変形によって前記回転軸の軸線方向に移動可能に構成されてなる請求項１記載の液圧装置。
3. 前記一対の歯車と前記一対の軸受部材との間にそれぞれ介装され、前記各歯車の端面にそれぞれ当接するように配設された一対の側板と、
   前記一対の側板と前記一対の軸受部材との間にそれぞれ介装され、該一対の側板と一対の軸受部材との各対向面間の空間を区画する弾性を具備したシール部材とを備え、
   更に、前記一対の側板と前記一対の軸受部材との各対向面間の、前記シール部材によって区画された空間内に、前記高圧側の作動液体を供給するように構成され、
   前記一対の歯車及び前記一対の側板が、前記シール部材の弾性変形によって前記回転軸の軸線方向に移動可能に構成されてなる請求項１記載の液圧装置。
4. 前記ピストンに作用させる抗力の大きさを、前記二つのスラスト力の合力の０．９倍〜１．１倍の範囲内に設定したことを特徴とする請求項１乃至３記載のいずれかの液圧装置。

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