JP5469875B2

JP5469875B2 - 内接歯車ポンプ

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Publication number: JP5469875B2
Application number: JP2009028383A
Authority: JP
Inventors: 春彦柴田
Original assignee: Toyooki Kogyo Co Ltd
Current assignee: Toyooki Kogyo Co Ltd
Priority date: 2009-02-10
Filing date: 2009-02-10
Publication date: 2014-04-16
Anticipated expiration: 2029-02-10
Also published as: JP2010185297A

Description

本発明は、複数の吐出ポートを有する内接歯車ポンプに関する。

この種の内接歯車ポンプは、ポンプハウジングの収容孔に、内歯を有するリング状の内歯歯車を回転自在に収容し、この内歯歯車の内歯と内接噛み合いする外歯を有する外歯歯車を内歯歯車の内部に偏心して収容し、両歯車の側面が摺接するポンプハウジングの摺接面としての収容孔の底面には、両歯車の回転に伴い両歯間の噛み合い隙間が増加する吸入域空間に連通して吸入ポートを開口すると共に、両歯間の噛み合い隙間が減少する吐出域空間に連通して、両歯車の回転方向に離間して二つの吐出ポートを開口して形成する。そして、二つの吐出ポートのうちで、両歯車の回転方向の後方側に位置する一方の吐出ポート(特許文献１では第３吐出ポートと記載されている。)を潤滑や冷却のための低圧の油圧回路に連通して低圧にし、また、一方の吐出ポートより両歯車の回転方向の前方側に位置する他方の吐出ポート(特許文献１では第２吐出ポートと記載されている。)をシフトコントロールバルブ等の高圧の油圧回路に連通して高圧にし、二つの吐出ポート間に備える離壁上に位置する内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯との間には、高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室と低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室との間を仕切る最小隙間を形成し、一つのポンプで二つの供給先に異なる圧力の作動油を供給できるようにしている。

特開２００１−１２３９６７号公報(段落番号００２８、００３２、００３３、図１)

ところが、かかる従来の内接歯車ポンプでは、両歯車の回転方向の前方側に位置する高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室から両歯車の回転方向の後方側に位置する低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室に前記最小隙間を介して漏出する作動油量が多く、高圧となる吐出ポートから吐出する作動油量が減少してポンプの容積効率が悪くなる問題があった。

本発明の課題は、高圧となる吐出ポートから低圧となる吐出ポートへの作動油の漏出を低減し、高圧となる吐出ポートから吐出する作動油量の減少を抑制し、ポンプの容積効率を向上し得る内接歯車ポンプを提供するものである。

かかる課題を達成すべく、本発明は次の手段をとった。即ち、
ポンプハウジングの収容孔に内歯を有するリング状の内歯歯車を回転自在に収容し、内歯歯車の内歯と内接噛み合いする外歯を有する外歯歯車を内歯歯車の内部に偏心して収容し、両歯車間には両歯車の回転により両歯間の噛み合い隙間が増加する領域に吸入域空間を形成すると共に、両歯車の回転により両歯間の噛み合い隙間が減少する領域に吐出域空間を形成し、内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯とによりポンプ室を区画形成し、ポンプ室は両歯車の回転により吸入域空間で容積を増加すると共に、吐出域空間で容積を減少して設け、収容孔に収容した両歯車の側面が摺接するポンプハウジングの摺接面には、吸入域空間に連通して吸入ポートを開口すると共に、吐出域空間に連通して両歯車の回転方向に離間する二つの吐出ポートを開口し、この二つの吐出ポートのいずれか一方の吐出ポートを高圧にすると共に、他方の吐出ポートを高圧にした一方の吐出ポートの圧力より低圧にし、二つの吐出ポート間に離壁を備え、離壁は、一つのポンプ室が離壁上に位置した状態で、両歯車の回転方向の長さ寸法を一つのポンプ室の長さ寸法と略同等か若干長く設け、離壁上に位置する内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯との間には、高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室と低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室との間を仕切る最小隙間を形成し、この最小隙間を両歯車が径方向の相反する方向に押圧された状態で０．０２０ｍｍ以上０．１１０ｍｍ以下にしたことを特徴とする内接歯車ポンプ。

この場合、前記二つの吐出ポートは、両歯車の回転方向の後方側に位置する一方の吐出ポートの圧力を高圧にし、両歯車の回転方向の前方側に位置する他方の吐出ポートの圧力を一方の吐出ポートの圧力より低圧にしてもよい。

以上詳述したように、請求項１に記載の発明は、二つの吐出ポート間に備えた離壁上に位置する内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯との間に形成した最小隙間を、両歯車が径方向の相反する方向に押圧された状態で０．０２０ｍｍ以上０．１１０ｍｍ以下にし、高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室と低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室との間を仕切った。このため、両歯車の回転により内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯とが頻繁に接触して歯先が摩耗することを抑制しつつ、高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室から低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室への作動油の漏出を低減でき、高圧となる吐出ポートから吐出する作動油量の減少を抑制してポンプの容積効率を向上することができる。

また、請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明の効果に加え、両歯車の回転方向の後方側に位置する一方の吐出ポートの圧力を高圧にし、両歯車の回転方向の前方側に位置する他方の吐出ポートの圧力を一方の吐出ポートの圧力より低圧にする。このため、高圧となる一方の吐出ポートが開口する箇所では、内歯歯車の内周側に作用する圧力が、高圧となる一方の吐出ポートから内歯歯車の側面を介して外周側に漏出して内歯歯車の外周側に作用する圧力より高くなり、内歯歯車は内周側に作用する圧力と外周側に作用する圧力との圧力差に基づく作用力で二つの吐出ポートが位置する側に向けて収容孔内周面に押圧される。なお、外歯歯車は、外周側に作用する吸入ポートの圧力と二つの吐出ポートの圧力との圧力差に基づく作用力で吸入ポートが位置する側に向けて押圧される。よって、内歯歯車と外歯歯車とは相反する反対方向に押圧されるから、内歯歯車と外歯歯車とが同一方向に押圧されて、内歯と外歯との噛み合い位置が、両歯間の噛み合い隙間が最小となる位置近傍にある最適噛み合い位置より回転方向の前方側にずれ易くなる従来のポンプに比し、内歯と外歯との噛み合い位置が、両歯間の噛み合い隙間が最小となる位置近傍にある最適噛み合い位置に安定して位置でき、騒音、振動を低減することができる。

本発明の一実施形態を示した内接歯車ポンプの縦断面図である。図１の線Ａ−Ａに沿った断面図である。図２とは異なる作動状態を示す断面図である。ポンプ性能の測定結果を示す特性図である。

以下、自動車の自動変速機のポンプに適用した本発明の一実施形態を図面に基づき説明する。
図１および図２において、１はポンプ本体で、有底の収容孔２を一端面に開口形成している。３は蓋部材で、収容孔２の開口を閉じるようポンプ本体１にボルト部材４で締結している。そして、ポンプ本体１と蓋部材３とでポンプハウジング５を構成している。６はリング状の内歯歯車で、１０個の内歯６Ａを有し、収容孔２へ回転自在に収容している。７は外歯歯車で、内歯６Ａと内接噛み合いする９個の外歯７Ａを有し、内歯歯車６の内部に偏心して収容している。そして、両歯車６、７の軸方向一側面は有底の収容孔２の底面２Ａに、また、両歯車６、７の軸方向他側面は収容孔２の開口を閉じる蓋部材３の一側面３Ａにそれぞれ摺接可能とする。収容孔２の底面２Ａおよび蓋部材３の一側面３Ａを両歯車６、７の側面が摺接するポンプハウジング５の摺接面としている。外歯歯車７は中心に貫通孔７Ｂを軸方向へ貫通形成し、貫通孔７Ｂには潤滑性に優れ焼き付き難くするよう銅合金から成した円筒状の軸受ブッシュ部材８を圧入して固定している。また、貫通孔７Ｂの径方向へ対向する２箇所に凹部７Ｃを窪み形成している。

９は固定軸としてのステータシャフトで、ポンプハウジング５の蓋部材３に固定し、先端部がポンプ本体１を貫通して延在し、軸受ブッシュ部材８を摺接自在に外嵌して外歯歯車７を回転自在に軸支している。１０は駆動軸としてのオイルポンプドライブハブで、円筒状に形成し、外歯歯車７と同芯にポンプハウジング５のポンプ本体１へ軸受ブッシュ部材１１を介して回転自在に軸支し、先端部に径方向の対向する２箇所に凸部１０Ａを軸方向へ突出して形成し、凸部１０Ａを外歯歯車７の凹部７Ｃに挿入して外歯歯車７を回転駆動する。

Ｓは吸入域空間、Ｐは吐出域空間でそれぞれ両歯車６、７間に備え、吸入域空間Ｓは両歯車６、７の回転により両歯６Ａ、７Ａ間の噛み合い隙間が増加する領域に形成している。また、吐出域空間Ｐは歯車６、７の回転により両歯６Ａ、７Ａ間の噛み合い隙間が減少する領域に形成している。１２Ａ、１２Ｂは吸入域空間Ｓに連通する吸入ポートで、吸入域空間Ｓへ軸方向の一方側から連通するポンプ本体１側の吸入ポート１２Ａは収容孔２の底面２Ａに窪み形成して開口し、吸入域空間Ｓへ軸方向の他方側から連通する蓋部材３側の吸入ポート１２Ｂは蓋部材３の一側面３Ａに窪み形成して開口している。１３はポンプ本体１に形成の吸入流路で、吸入ポート１２Ａ、１２Ｂに接続し、図示しないタンクから吸入する油を流通する。Ｖ（図３に示す）、Ｖ１、Ｖ２はポンプ室で、内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａとにより区画形成し、両歯車６、７の回転により吸入域空間Ｓで容積を増加すると共に、吐出域空間Ｐで容積を減少する。

１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂは吐出域空間Ｐに連通して両歯車６、７の回転方向Ｂに離間する二つの吐出ポートで、両歯車６，７の回転方向Ｂの後方側に位置する一方の吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと回転方向Ｂの前方側に位置する他方の吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとから成る。回転方向Ｂの後方側に位置する吐出ポート１４Ａ、１４Ｂはポンプ本体１に形成の第１吐出流路１６に接続し、この第１吐出流路１６よりシフトコントロールバルブ等の高圧の油圧回路に連通して高圧とし、吐出域空間Ｐへ軸方向の一方側から連通するポンプ本体１側の吐出ポート１４Ａは収容孔２の底面２Ａに窪み形成して開口し、吐出域空間Ｐへ軸方向の他方側から連通する蓋部材３側の吐出ポート１４Ｂは蓋部材３の一側面３Ａに窪み形成して開口している。

回転方向Ｂの前方側に位置する吐出ポート１５Ａ、１５Ｂは、ポンプ本体１に形成の第２吐出流路１７に接続し、この第２吐出流路１７より潤滑や冷却のための低圧の油圧回路に連通して回転方向Ｂの後方側に位置する吐出ポート１４Ａ、１４Ｂの圧力より低圧とし、吐出域空間Ｐへ軸方向の一方側から連通するポンプ本体１側の吐出ポート１５Ａは収容孔２の底面２Ａに窪み形成して開口し、吐出域空間Ｐへ軸方向の他方側から連通する蓋部材３側の吐出ポート１５Ｂは蓋部材３の一側面３Ａに窪み形成して開口している。

１８Ａ、１８Ｂは離壁で、両歯車６、７の回転方向Ｂに離間する二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂとの間に備え、離壁１８Ａは高圧となる吐出ポート１４Ａと低圧となる吐出ポート１５Ａを窪み形成する収容孔２の底面２Ａに設け、離壁１８Ｂは高圧となる吐出ポート１４Ｂと低圧となる吐出ポート１５Ｂを窪み形成する蓋部材３の一側面３Ａに設ける。離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置する内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａとの間には、回転方向Ｂの後方側に位置する一方の吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通するポンプ室Ｖ１と回転方向Ｂの前方側に位置する他方の吐出ポート１５Ａ、１５Ｂに連通するポンプ室Ｖ２との間を仕切る最小隙間Ｘを形成している。ここで、内歯歯車６は設計上の回転中心Ｃ１より内周側に作用する圧力と外周側に作用する圧力との圧力差に基づく作用力で二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂ、１５Ａ、１５Ｂが位置する図２の左方向側へ向けて矢印Ｃで示す如き収容孔２内周面に押圧される。また、外歯歯車７は設計上の回転中心Ｄ１より外周側に作用する吸入ポート１２Ａ、１２Ｂの圧力と二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂ、１５Ａ、１５Ｂの圧力との圧力差に基づく作用力で吸入ポート１２Ａ、１２Ｂが位置する図２の右方向側に向けて矢印Ｄで示す如き押圧される。最小隙間Ｘは、内歯歯車６が設計上の回転中心Ｃ１より矢印Ｃで示す方向に押圧されると共に、外歯歯車７が設計上の回転中心Ｄ１より矢印Ｄで示す方向に押圧され、両歯車６、７が径方向の相反する方向に押圧された状態で０．０２０ｍｍ以上０．１１０ｍｍ以下にしている。

離壁１８Ａ、１８Ｂは、図２に示すポンプ室Ｖ１が両歯車６、７の回転で、図３に示すよう離壁１８Ａ、１８Ｂに一つのポンプ室Ｖとして位置した状態で、ポンプ室Ｖを二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂのいずれにも連通させずに閉じ込み状態とするよう、両歯車６、７の回転方向Ｂの長さ寸法をポンプ室Ｖの長さ寸法と略同等か若干長く設ける。１９Ａ、１９Ｂは離壁１８Ａ、１８Ｂに開口形成する外側溝で、内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａとの間に形成される最小隙間Ｘより径方向の外側に位置して、低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの後方端より両歯車６、７の回転方向Ｂの後方側に向けて延在する。外側溝１９Ａ、１９Ｂは、延在する回転方向Ｂの長さ寸法を、図３に示す如く、両歯車６、７の回転で一つのポンプ室Ｖが離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置して閉じ込み状態にあるとき、先端部を僅かにポンプ室Ｖに開口して残りの部分を内歯６Ａの側面で覆う形状に設ける。この形状により外側溝１９Ａ、１９Ｂは、図２に示す如く、ポンプ室Ｖ１が高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通しているとき、先端部が内歯６Ａの側面で覆われてポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとの間の連通を遮断する。そして、外側溝１９Ａ、１９Ｂは深さ寸法を接続した低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの深さ寸法と略同等に設ける。

２０Ａ、２０Ｂは離壁１８Ａ、１８Ｂに開口形成する内側溝で、最小隙間Ｘより径方向の内側に位置して、低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの後方端より両歯車６、７の回転方向Ｂの後方側に向けて延在する。内側溝２０Ａ、２０Ｂは、延在する回転方向Ｂの長さ寸法を、図３に示す如く、両歯車６、７の回転で一つのポンプ室Ｖが離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置して閉じ込み状態にあるとき、先端部をポンプ室Ｖに開口して残りの部分を外歯７Ａの側面で覆う形状に設ける。この形状により内側溝２０Ａ、２０Ｂは、図２に示す如く、ポンプ室Ｖ１が高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通しているとき、全ての部分が外歯７Ａの側面で覆われてポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとの間の連通を遮断する。そして、内側溝２０Ａ、２０Ｂは深さ寸法を接続した低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの深さ寸法と略同等に設ける。

次に、かかる構成の作動を説明する。
オイルポンプドライブハブ１０により外歯歯車７を回転駆動すると、外歯歯車７と内接噛み合いする内歯歯車６が回転駆動され、吸入流路１３の油が吸入ポート１２Ａ、１２Ｂより吸入域空間Ｓで容積を増大するポンプ室に吸入されて吐出域空間Ｐに搬送され、吐出域空間Ｐでポンプ室が容積を減少することで高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂおよび低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂより吐出される。そして、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂより吐出された油は第１吐出流路１６を流れてシフトコントロールバルブ等の高圧の油圧回路に供給される。また、低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂより吐出された油は第２吐出流路１７を流れて潤滑や冷却のための低圧の油圧回路に供給される。

かかる作動で、二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂ間に備えた離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置する内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａとの間に形成した最小隙間Ｘを、０．０２０ｍｍ以上０．１１０ｍｍ以下にし、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通するポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂに連通するポンプ室Ｖ２との間を仕切った。このため、両歯車６、７の回転により内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａとが頻繁に接触して歯先が摩耗することを抑制しつつ、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通するポンプ室Ｖ１から低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂに連通するポンプ室Ｖ２への作動油の漏出を低減でき、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂから吐出する作動油量の減少を抑制してポンプの容積効率を向上することができる。

また、両歯車６、７の回転方向Ｂの後方側に位置する一方の吐出ポート１４Ａ、１４Ｂの圧力を高圧にし、両歯車６、７の回転方向Ｂの前方側に位置する他方の吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの圧力を後方側に位置する一方の吐出ポート１４Ａ、１４Ｂの圧力より低圧にする。このため、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂが開口する箇所では、内歯歯車６の内周側に作用する圧力が、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂから内歯歯車６の側面を介して外周側に漏出して内歯歯車６の外周側に作用する圧力より高くなり、内歯歯車６は内周側に作用する圧力と外周側に作用する圧力との圧力差に基づく作用力で二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂ、１５Ａ、１５Ｂが位置する側、すなわち図２の左方向側に向けて矢印Ｃで示す如き収容孔２内周面に押圧される。なお、外歯歯車７は、外周側に作用する吸入ポート１２Ａ、１２Ｂの圧力と二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂ、１５Ａ、１５Ｂの圧力との圧力差に基づく作用力で吸入ポート１２Ａ、１２Ｂが位置する側、すなわち図２の右方向側に向けて矢印Ｄで示す如き押圧される。よって、内歯歯車６と外歯歯車７とは相反する反対方向に押圧されるから、両歯間６、７の噛み合い隙間が最小となる位置近傍にある最適噛み合い位置より回転方向Ｂの前方側にずれ易くなる従来のポンプに比し、内歯６Ａと外歯７Ａとの噛み合い位置が、両歯６Ａ、７Ａ間の噛み合い隙間が最小となる位置近傍にある最適噛み合い位置Ｅに安定して位置でき、騒音、振動を低減することができる。

また、両歯車６、７の回転で二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂ間の離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置して閉じ込み状態にあるポンプ室Ｖ（図３に示す）は、外側溝１９Ａ、１９Ｂおよび内側溝２０Ａ、２０Ｂにより低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂに連通して圧力を低減でき、外歯歯車７を回転駆動するトルクの低減を図れる。また、両歯車６、７の回転で高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通状態にあるポンプ室Ｖ１（図２に示す）は、外側溝１９Ａ、１９Ｂおよび内側溝２０Ａ、２０Ｂによる低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとの間の連通を遮断して油の排出を阻止できる。このため、二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂ間に備える離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置して閉じ込み状態にあるポンプ室Ｖ（図３に示す）の圧力低減を図りつつ、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂから低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂへの作動油の排出を阻止してポンプの容積効率を一層向上することができる。

また、両歯車６、７の回転で高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂにポンプ室Ｖ１が連通しているとき、内歯６Ａと外歯７Ａとの間の最小隙間Ｘより径方向の外側に位置する外側溝１９Ａ、１９Ｂは、先端部を内歯６Ａの側面で覆われてポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとの間の連通を遮断し、最小隙間Ｘより径方向の内側に位置する内側溝２０Ａ、２０Ｂは、外歯７Ａの側面で覆われて高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通するポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとの間の連通を遮断する。このため、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通するポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとの間の連通を遮断する部材を格別に要することなくでき、構成の簡素化を図ることができる。

また、二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂ間の離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置して閉じ込み状態にあるポンプ室Ｖを、外側溝１９Ａ、１９Ｂと内側溝２０Ａ、２０Ｂとの両方の溝により低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂに連通できるため、両方の溝１９Ａ、１９Ｂと２０Ａ、２０Ｂを介して大流量を流通でき、閉じ込み状態にあるポンプ室Ｖの圧力低減を迅速に図ることができる。さらにまた、外側溝１９Ａ、１９Ｂと内側溝２０Ａ、２０Ｂは深さ寸法を接続した低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの深さ寸法と略同等に設けているため、溝を傾斜状に形成した従来のポンプと比べ、閉じ込み状態にあるポンプ室Ｖから低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂにより一層大流量を流通でき、閉じ込み状態にあるポンプ室Ｖの圧力低減をより一層迅速に図ることができる。

また、外歯歯車７には軸受ブッシュ部材８を備え、ポンプハウジング５には駆動軸としてのオイルポンプドライブハブ１０とは別の固定軸としてのステータシャフト９を備え、外歯歯車７を軸受ブッシュ部材８を介してポンプハウジング５のステータシャフト９に回転自在に軸支する。このため、外歯歯車７を径方向へのがたつきを抑制して軸支できるから、外歯歯車７を最適噛み合い位置Ｅにより一層安定して位置でき、内歯歯車６を最適噛み合い位置Ｅに安定して位置できることと相俟って、騒音、振動を一層低減することができる。

以上説明した内接歯車ポンプの効果について検証試験を行った。
構成は、内歯歯車６と外歯歯車７の歯形のモジュール６．４６、内歯歯車６の歯数１０、外歯歯車７の歯数９、押しのけ容積１４ｃｃ／ｒｅｖ、両歯車６、７の回転方向Ｂの後方側に位置する高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂの圧力を１．０ＭＰａ、両歯車６、７の回転方向Ｂの前方側に位置する低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの圧力を０．５ＭＰａ、回転数２０００ｒｐｍ、油温を８０℃とした。

以上のように構成し、内歯歯車６が設計上の回転中心Ｃ１より矢印Ｃで示す方向に押圧されると共に、外歯歯車７が設計上の回転中心Ｄ１より矢印Ｄで示す方向に押圧され、両歯車６、７が径方向の相反する方向に押圧された状態で、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通するポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂに連通するポンプ室Ｖ２との間を仕切る内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａとの間の最小隙間Ｘを本発明の一実施形態に相当する内接歯車ポンプで、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂからの吐出量を測定したところ、最小隙間Ｘ０．０２０ｍｍで吐出量１１．９４Ｌ／ｍｉｎ、最小隙間Ｘ０．０４０ｍｍで吐出量１１．２２Ｌ／ｍｉｎ、最小隙間Ｘ０．０６０ｍｍで９．６０Ｌ／ｍｉｎ、最小隙間Ｘ０．０８０ｍｍで７．０７Ｌ／ｍｉｎ、最小隙間Ｘ０．１００ｍｍで３．６４Ｌ／ｍｉｎ、最小隙間Ｘ０．１１０ｍｍで１．５９Ｌ／ｍｉｎであった。

しかるに、かかる構成で、本発明の一実施形態に相当する内接歯車ポンプの最小隙間Ｘ０．０２０ｍｍ以上０．１１０ｍｍ以下より、最小隙間を小さくしたものと大きくしたものとで、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂからの吐出量を測定したところ、小さくした最小隙間０．０１３ｍｍで吐出量１１．９８Ｌ／ｍｉｎ、大きくした最小隙間０．１１４ｍｍで吐出量０．７０Ｌ／ｍｉｎであった。

これらの測定結果は図４に線Ｆで示す。前述の一実施形態に相当する最小隙間Ｘ０．０２０ｍｍで吐出量１１．９４Ｌ／ｍｉｎに対し、これより小さくした最小隙間０．０１３ｍｍで吐出量１１．９８Ｌ／ｍｉｎであり、吐出量の差は僅少であった。そして、最小隙間が０．０１３ｍｍでは、両歯車６、７の回転により内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａとが頻繁に接触することに起因するものと考えられる騒音が確認された。一方、前述の一実施形態に相当する最小隙間Ｘ０．０２０ｍｍでは係る騒音は殆ど確認されなかった。また、前述の一実施形態に相当する最小隙間Ｘ０．１１０ｍｍで吐出量１．５９Ｌ／ｍｉｎに対し、これより大きくした最小隙間０．１１４ｍｍで吐出量０．７０Ｌ／ｍｉｎであり、吐出量は大幅に低減した。

なお、一実施形態では、ポンプハウジング５を有底の収容孔２を開口形成したポンプ本体１と蓋部材３とで構成したが、収容孔を貫通形成したポンプ本体と収容孔の両端開口を閉塞するようポンプ本体の両側に備えた蓋部材とでポンプハウジングを構成しても良い。また、両歯車６、７の両側面が摺接する収容孔２の底面２Ａ（摺接面）と蓋部材３の一側面３Ａ（摺接面）にそれぞれ吸入ポート１２Ａ、１２Ｂおよび二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂを開口し、二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂとの間に離壁１８Ａ、１８Ｂを備えたが、いずれか一つの摺接面に吸入ポートおよび吐出ポートを開口して離壁を備えても良い。また、外側溝１９Ａ、１９Ｂと内側溝２０Ａ、２０Ｂとを備えたが、いずれか一方の溝のみを備えるか又は溝は必要に応じて備えなくても良い。また、外側溝１９Ａ、１９Ｂと内側溝２０Ａ、２０Ｂは深さ寸法を接続した一方の吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの深さ寸法と略同等に設けたが、これに限定されるものではなく、例えば傾斜溝としても良い。また、二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂを設けたが、三つ以上の吐出ポートを設けても良い。さらにまた、両歯車６、７の回転方向Ｂの後方側に位置する吐出ポート１４Ａ、１４Ｂを高圧として回転方向Ｂの前方側に位置する吐出ポート１５Ａ、１５Ｂを低圧としたが、回転方向Ｂの後方側に位置する吐出ポート１４Ａ、１４Ｂを低圧として回転方向Ｂの前方側に位置する吐出ポート１５Ａ、１５Ｂを高圧としても良いことは勿論である。

２：収容孔
２Ａ：底面（摺接面）
３Ａ：一側面（摺接面）
５：ポンプハウジング
６：内歯歯車
６Ａ：内歯
７：外歯歯車
７Ａ：外歯
１２Ａ、１２Ｂ：吸入ポート
１４Ａ、１４Ｂ、１５Ａ、１５Ｂ：吐出ポート
１８Ａ、１８Ｂ：離壁

Claims

ポンプハウジングの収容孔に内歯を有するリング状の内歯歯車を回転自在に収容し、内歯歯車の内歯と内接噛み合いする外歯を有する外歯歯車を内歯歯車の内部に偏心して収容し、両歯車間には両歯車の回転により両歯間の噛み合い隙間が増加する領域に吸入域空間を形成すると共に、両歯車の回転により両歯間の噛み合い隙間が減少する領域に吐出域空間を形成し、内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯とによりポンプ室を区画形成し、ポンプ室は両歯車の回転により吸入域空間で容積を増加すると共に、吐出域空間で容積を減少して設け、収容孔に収容した両歯車の側面が摺接するポンプハウジングの摺接面には、吸入域空間に連通して吸入ポートを開口すると共に、吐出域空間に連通して両歯車の回転方向に離間する二つの吐出ポートを開口し、この二つの吐出ポートのいずれか一方の吐出ポートを高圧にすると共に、他方の吐出ポートを高圧にした一方の吐出ポートの圧力より低圧にし、二つの吐出ポート間に離壁を備え、離壁は、一つのポンプ室が離壁上に位置した状態で、両歯車の回転方向の長さ寸法を一つのポンプ室の長さ寸法と略同等か若干長く設け、離壁上に位置する内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯との間には、高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室と低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室との間を仕切る最小隙間を形成し、この最小隙間を両歯車が径方向の相反する方向に押圧された状態で０．０２０ｍｍ以上０．１１０ｍｍ以下にしたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
前記二つの吐出ポートは、両歯車の回転方向の後方側に位置する一方の吐出ポートの圧力を高圧にし、両歯車の回転方向の前方側に位置する他方の吐出ポートの圧力を一方の吐出ポートの圧力より低圧にしたことを特徴とする請求項１に記載の内接歯車ポンプ。