JP5993138B2 - 液圧装置 - Google Patents

Description

本発明は、歯面が相互に噛合する一対の歯車を備えた液圧装置に関する。

前記液圧装置として、従来、例えば、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って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知られている。

そして、このような液圧装置では、歯車の噛合によって生じる動作騒音や、噛合する歯車の歯面間に閉じ込められる液体の体積が不連続に変化することによって生じる騒音などの問題があり、このような騒音を軽減するために、従来、噛合する一対の歯車の歯面間に隙間が生じないような理論歯形を有する歯車を用いた液圧装置が提案されている（特表２０１０−５２１６１０号公報参照）。

この特表２０１０−５２１６１０号公報に開示された液圧装置、具体的には油圧装置を図８〜図１１に示す。尚、特表２０１０−５２１６１０号公報には当該油圧装置の全体構造についての開示はないが、図８及び図９には、この全体構造についても図示している。

図８及び図９に示すように、この油圧装置１は、内部に液圧室４が形成されたハウジング２と、歯部が相互に噛合した状態で前記液圧室４に挿入された一対のはすば歯車２０’，２３’（以下、単に「歯車」という）と、この一対の歯車２０’，２３’の両端面に当接した状態で前記液圧室４に挿入されて、当該一対の歯車２０’，２３’を支持する２つの支持部材たるブッシュ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の前記一方端面に螺着された第１フランジ８と、同様に本体３の前記他方端面に螺着された第２フランジ１１とから構成され、これら第１フランジ８及び第２フランジ１１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、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、前記駆動歯車２０’の一方の回転軸２１の端部には、テーパ部が形成され、更にその先端部にねじ部２２が形成されている。そして、これら一対の歯車２０’，２３’は、上述したように、相互に噛合した状態で前記液圧室４内に収納され、その歯先外面が前記液圧室４の内周面７に摺接するようになっている。

前記各ブッシュ３０，３２は、それぞれ２つの支持穴３１，３３を有する、断面形状が略８の字状をした板状の部材からなるメタル軸受で、各支持穴３１，３３に前記歯車２０’，２３’の回転軸２１，２４が挿通されることで、当該回転軸２１，２４を回転自在に支持する。そして、これらブッシュ３０，３２は、前記歯車２０’，２３’の各回転軸２１，２４がそれぞれその支持穴３１，３３に挿通され、自体の端面が前記歯車２０’，２３’の端面に当接した状態で、それぞれ前記液圧室４に嵌挿されている。尚、各ブッシュ３０，３２の他方の端面は、それぞれ第１フランジ８及び第２フランジ１１の端面に当接しており、これにより、各歯車２０’，２３’及びブッシュ３０，３２はその軸方向への移動が制限される。

また、前記第１フランジ８には、前記駆動歯車２０’のねじ部２２が形成された回転軸２１が挿通される挿通穴９が形成されており、駆動歯車２０’は、当該回転軸２１が第１フランジ８の挿通穴９に挿通され、外方に抜け出た状態で前記液圧室４内に配置される。また、前記挿通穴９にはオイルシール１０が設けられており、このオイルシール１０によって挿通穴９と回転軸２１との間がシールされている。尚、前記本体３の両端面と第１及び第２フランジ８，１１との間には、それぞれＯリング１２が介装されており、それぞれの間がこのＯリング１２によってシールされている。

また、前記本体３には、その一方の側面に前記液圧室４に通じる取入れ穴（取入れ流路）５が穿設されるとともに、この液圧室４を挟んで相対する他方の側面に、同じく前記液圧室４に通じる吐出し穴（吐出し流路）６が穿設されている。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。

前記一対の歯車２０’，２３’は、その回転軸２１，２４の軸線方向において、歯面が相互に連続して線状に当接するとともに、図１０及び図１１に示すように、一方の歯先と他方の歯底とが当接するような理論歯形を有している。斯くして、両歯車２０’，２３’の当接によって、前記液圧室４が当該当接部２６を境に高圧側と低圧側とに二分される。そして、両歯車２０’，２３’の端面と当接する前記ブッシュ３０，３２は、作動液体が高圧側から低圧側にリークするのを、歯車２０’，２３’との当接によって防止する役割を担っており、このため、この油圧装置１では、当該歯車２０’，２３’の歯部端面におけるエッジの丸み又は斜面を極力小さなものに設定している。

以上の構成を備えた油圧装置１は、油圧ポンプや油圧モータとして使用することができるが、例えば、油圧ポンプとして使用する場合、前記ハウジング２の取入れ穴５に、作動液体を貯留する適宜タンク内に接続された適宜配管を接続し、前記駆動歯車２０’の回転軸２１を適宜駆動モータによって駆動して、前記駆動歯車２０’を、図１１に示す矢示Ｒ方向に回転させる。

これにより、当該駆動歯車２０’に噛合した従動歯車２３’が矢示Ｒ’方向に回転し、前記液圧室４の内周面７と各歯車２０’，２３’の歯部によって挟まれた空間２８の作動液体が、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’の当接部２６を境として、吐出し穴６側が高圧に、取入れ穴５側が低圧となる。

斯くして、取入れ穴５側が負圧になると、タンク内の作動液体が前記配管及び取入れ穴５を介して低圧側の前記液圧室４内に吸入され、前記一対の歯車２０’，２３’の作動により吐出し穴６側に移送されることで高圧に加圧され、当該吐出し穴６から吐出される。

以上のようにして、当該油圧装置１は油圧ポンプとして機能する。

そして、この油圧装置１によれば、上記のように、一対の歯車２０’，２３’が、その回転軸２１，２４の軸線方向において、歯面が相互に連続して線状に当接するとともに、一方の歯先と他方の歯底とが当接するような理論歯形を有しているので、上述した騒音の問題を解消することができる。また、歯部端面のエッジ部分の丸み又は斜面を極力小さくし、歯車端面とブッシュ端面との間のシール性を高めて、高圧である吐出し穴６側から低圧である取入れ穴５側に作動液体がリークするのを防止しているので、高い吐出容積（容積効率であり、出力効率）を得ることができる。

特表２０１０−５２１６１０号公報

ところが、上記従来の油圧装置１には、上述の如く、騒音の問題を解消することができ、高い容積効率を得ることができるというメリットがある反面、高い容積効率を得るために、歯部端面のエッジ部分の丸み又は斜面を極力小さくしていることから、一対の歯車２０’，２３’が噛合する際に、その当接応力が同エッジ部分に集中し易く、この応力によって、同エッジ部分が損傷し易いという問題があった。特に、歯先と歯底の間の中間部位は、駆動歯車２０’から従動歯車２３’に動力を伝達する作用を持つ領域であり、ここには歯先や歯底に比べて大きな応力が作用するため、同中間部位が損傷し易い。また、上記油圧装置１のように、一対の歯車２０’，２３’がはすば歯車の場合には、図１０に示すように、上記エッジ部分が鋭角となる部分（鋭角部）２７ａ’と鈍角となる部分（鈍角部）２７ｂ’とがあり、これらの内、特に鋭角部２７ａ’が損傷を起こし易い。このようにエッジ部分が損傷した状態を図１２に示す。尚、損傷部には、符号Ｃを付した。

そして、上記のようにして、例えば、エッジ部分が欠損すると、この欠損によって生じた破片が、噛合する一対の歯車２０’，２３’に噛み込んで同噛み込み部の歯面が損傷する、即ち、損傷領域が拡大するという問題を引き起こし、ひいては、大きな異音が発生したり、或いは油圧装置１が動作不能な状態に陥ることもある。更には、発生した破片が当該油圧装置１からこれに接続される油圧機器に輸送され、この破片によって当該油圧機器が損傷するといった事態も考えられる。

また、エッジ部分が欠損した場合、エッジ部分とブッシュ３０，３２との間のシール性が低下し、作動液体の吐出量が減少する、即ち、容積効率が低下するという問題を生じる。この問題について、図１３〜図１５を参照しつつ説明する。尚、図１３及び図１５は、各歯車２０’，２３’の端面にブッシュ３０（３２）が当接した状態を示した断面図であり、図１３はエッジ部分に欠損が生じていない場合、図１５はエッジ部分に欠損が生じた場合を図示している。また、図１４は、歯車２０’（２３’）がブッシュ３０（３２）及び本体３の内周面７と当接する部分を示した断面図であり、エッジ部分に欠損が生じていない場合を図示している。

図１３及び図１４に示すように、エッジ部分に欠損が生じていない場合には、エッジ部分の丸み又は斜面を極力小さくしていることから、歯車２０’，２３’のエッジ部分とブッシュ３０（３２）との間の隙間４０、並びに歯車２０’（２３’）と前記本体３及びブッシュ３０（３２）との間の隙間４１は極めて狭く、歯車２０’，２３’のエッジ部分、ブッシュ３０（３２）及び本体３との間に粘性抵抗が作用するため、高圧側と低圧側との間で、当該隙間４０，４１を通じた作動液体のリークは起こり難い。

一方、図１５に示すように、例えば歯車２０’のエッジ部分に欠損が生じると、歯車２０’，２３’のエッジ部分とブッシュ３０（３２）との間の隙間４０’が広くなり、エッジ部分及びブッシュ３０の近傍の作動液体には当該エッジ部分やブッシュ３０との間に粘性抵抗が作用するものの、エッジ部分やブッシュ３０から離れた位置にある作動液体にはそのような粘性抵抗が作用しないため、当該隙間４０’を通じた作動液体の移動が起こり易く、高圧側から低圧側に向けた作動液体のリークが発生するのである。

このように、上記従来の油圧装置１には、吐出量の定格を長時間維持することができないという構造的な問題があり、装置の信頼性に欠けるという問題があった。

本発明は、以上の実情に鑑みなされたもので、静音でしかも高い出力効率を有する従来の液圧装置において、かかる静音性及び出力効率を長時間に亘って維持することができ、従来に比べて信頼性が高い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、
外周部に歯部が形成され、該歯部が相互に噛合する一対の歯車と、
前記一対の歯車が噛合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ハウジングと、
前記各歯車の両端面にそれぞれ当接した状態で前記ハウジングの液圧室内に挿入されて、前記各歯車の両端面からそれぞれ外方に延出するように設けられた各回転軸を支持する支持部材とを備え、
前記ハウジングは、前記一対の歯車を挟んで、前記液圧室の一方の内面に開口する取入れ流路を有するとともに、前記液圧室の他方の内面に開口する吐出し流路を有し、
前記一対の歯車は、前記回転軸の軸線方向において、その歯面が相互に連続して線状に当接するとともに、一方の歯先が他方の歯底に当接するような理論歯形を備えた液圧装置において、
前記各歯車の歯部端面のエッジ部の、少なくとも歯先と歯底との間の中間部位に面取り部を有し、該中間部位のエッジ部である面取り部の丸み又は斜面の大きさが、前記歯先及び歯底のエッジ部における丸み又は斜面の大きさよりも大きくなった液圧装置に係る。

本発明によれば、前記一対の歯車は、その歯部端面のエッジ部分において、少なくとも歯先と歯底との間の中間部位に面取りが施され、当該中間部位のエッジ部である面取り部の丸み又は斜面の大きさが歯先及び歯底のエッジ部における丸み又は斜面の大きさよりも大きくなっている。

斯くして、少なくとも歯先と歯底との間の中間部位に面取りを施すことで、当該中間部位のエッジ強度を高めることができ、これにより、一対の歯車が噛合する際の当接応力によって同部が損傷するのを防止することができる。中間部位、特に動力伝達領域には、他の部分に比べて大きな応力が作用するが、面取りを施して強度を高めることにより、その耐久性を高めることができる。一方、歯先及び歯底は、動力伝達領域ではなく、あまり大きな応力が作用しないため、そのエッジ部の丸み又は斜面の大きさを小さくしても、同部が損傷する恐れはない。

そして、本発明では、歯先及び歯底の丸み又は斜面の大きさを、前記中間部位のそれに比べて小さくすることにより、歯車の端面と支持部材との間のシール性を維持するようにしている。

即ち、前記歯部のエッジ部全域に、エッジ損傷が生じないような一様な面取りを施した場合には、上述のエッジ部が欠損した場合と同様に、高圧側から低圧側に向けたリークが生じるが、少なくとも歯先及び歯底の丸み又は斜面の大きさをリークが生じないような大きさとすることで、このようなリークが防止されるのである。

上記のように、歯部のエッジ部の丸み又は斜面の大きさは、これが小さいとシール性が高まる反面、その強度が弱くなって損傷し易く、一方、これが大きい場合には、強度が高まって損傷し難くなるが、シール性が弱まってリークし易くなるという相反する現象をもたらす。

本願発明者等は、鋭意研究の結果、歯先及び歯底の丸み又は斜面の大きさを、リークが生じないような極小さなものとする一方、前記中間部位の丸み又は斜面の大きさを損傷が生じない程度の大きさとすることで、シール性と強度との両立を図り得ることを見出したものである。

また、本発明によれば、前記中間部位に面取りを施すことで、歯車端面と支持部材との間に潤滑作用を与えることもできる。

以上のように、本願発明に係る液圧装置によれば、静音でしかも高い出力効率を有するという本来の性能を長時間に亘って維持することができ、従来に比べて高い信頼性を得ることができる。

また、本発明では、特に、前記動力伝達領域に当たるエッジ部（以下、これを「動力伝達域部」という）に面取りを施すのが好ましい。上述したように、動力伝達域部には特に大きな応力が作用するため、同部に面取りを施すことで、その損傷を防止することができる。

尚、前記「動力伝達領域」は、例えば、インボリュート曲線やトロコイド曲線といった一般的な歯車で用いられている理論曲線で代表され、具体的には、歯車のピッチ点近傍に配置される、一つの真円（シングルアール）では表すことができない理論曲線部分をいい、一般的には、歯車の歯たけをｈとして、歯底から０．１ｈ〜０．９ｈの範囲内に存在する。そして、本発明では、更に、前記中間部位を、歯底から０．２６ｈ〜０．８１ｈの範囲とするのが特に好ましい。

また、本発明では、前記一対の歯車をはすば歯車とすることができ、この場合には、前記歯車の端面と歯面とのなす角度が鋭角となる側の前記中間部位にのみ、前記面取り部を設けるようにしても良い。

鋭角のエッジ部分は鈍角のエッジ部分に比べてその強度が低く、鈍角のエッジ部分については損傷の恐れはないが、鋭角のエッジ部分については損傷の危険性が高い。したがって、鋭角のエッジ部分について面取りを施すことで、エッジ部全体についての損傷の危険性を低減することができる。そして、このようにして面取りを施す部位を必要最小限に抑えることで、エッジ部分と支持部材との間のシール性をより適正に維持することができる。

また、本発明において、前記中間部位の面取り部の面取り幅は、０．０５〜０．８ｍｍとすることが好ましく、０．１〜０．２ｍｍとすることがより好ましい。尚、ここで言う「面取り幅」とは、面取りが丸みである場合には、その円弧部分の弦の長さ寸法を言い、斜面である場合には、当該斜面の幅を言うものとする。

以上説明したように、本発明に係る液圧装置によれば、歯車の歯部端面のエッジ部分において、少なくとも歯先と歯底との間の中間部位に面取りを施し、当該中間部位の丸み又は斜面の大きさを歯先及び歯底の丸み又は斜面よりも大きくしているので、一対の歯車が噛合する際の当接力によって、当該エッジ部分が損傷するのを防止することができるとともに、歯車と支持部材との間を通じた作動液体のリークを防止することができる。これにより、静音でしかも高い出力効率を有するという本来の性能を長時間に亘って維持することができ、従来に比べて高い信頼性を得ることができる。

歯車端面のエッジ部分に面取りを施した状態を示す斜視図である。 歯車端面のエッジ部分の面取り幅を決定する方法を説明するための模式図である。 油圧装置の性能劣化実験の結果をまとめた表である。 本発明の効果を説明するための図であって、一対の歯車とブッシュとの当接部の断面図である。 本発明の効果を説明するための図であって、歯車，ブッシュ，本体の当接部の断面図である。 本発明の効果を説明するための図であって、一対の歯車とブッシュとの当接部の断面図である。 本発明の効果を説明するための図であって、一対の歯車とブッシュとの当接部の断面図である。 従来の油圧装置の構成を示す断面図である。 図８におけるＡ−Ａの断面図である。 相互に噛合した一対の歯車端面にブッシュが当接した状態を示す斜視図である。 はすば歯車が噛合した状態を示す平面図である。 歯車端面のエッジ部分及び歯面が欠損した状態を示す斜視図である。 従来の油圧装置における、一対の歯車とブッシュとの当接部の断面図である。 従来の油圧装置における、歯車，ブッシュ，本体の当接部の断面図である。 従来の油圧装置における課題を説明するための図であって、一対の歯車とブッシュとの当接部の断面図である。

以下、本発明の具体的な実施形態に係る液圧装置について、作動液体に作動油を用いる油圧装置を例にとって、図１乃至図７を参照しつつ説明する。尚、本実施形態に係る油圧装置は、図８乃至図１１に示した従来の油圧装置１を構成する一対のはすば歯車２０’，２３’に代えて、その端面のエッジ部分に面取りを施した同様の一対のはすば歯車２０，２３を適用したものであり、その他の構成については前記従来の油圧装置１と同じである。したがって、従来の油圧装置１と同じ構成成分についてはその詳しい説明を省略する。

上記本実施形態に係る油圧装置を構成する一対のはすば歯車２０，２３は、当該歯車２０，２３の端面におけるエッジのうち、端面と歯面とがなす角度が鋭角であるエッジ部分（図２に示す鋭角部２７ａであり、図１０に示す鋭角部２７ａ’に相当する）にのみ面取りを施したものであり、歯先から歯底にかけて面取り幅が変化し、歯先及び歯底よりも中間部位の面取り幅の方が大きくなっている（図１参照）。これについて、図２を参照しつつ具体的に説明する。尚、面取り加工を施した部位には、符号Ｍを付した。

図２は、歯車２０，２３の端面におけるエッジ部分の面取り幅を決定する方法を説明するための模式図である。尚、図２中のｈは歯部の歯たけを示している。歯底からｈ１までを歯底部位、ｈ１からｈ２までを中間部位、ｈ２から歯先までを歯先部位と定義し、所定の最大面取り幅を設定した場合、歯底部位には、歯底からｈ１にかけて面取り幅を０から最大面取り幅まで徐々に大きくする面取り加工を施し、中間部位には、その全部位の面取り幅を最大面取り幅とする面取り加工を施し、歯先部位には、ｈ２から歯先にかけて面取り幅を最大面取り幅から０にまで徐々に小さくする面取り加工を施している。

ここで、ｈ１及びｈ２の値は、ｈ１からｈ２までの間に前記動力伝達域部を含むように設定し、ｈ１は０．１ｈ〜０．５ｈ（歯底から見て、歯たけの１０〜５０％の位置）、ｈ２は０．５ｈ〜０．９ｈ（歯底から見て、歯たけの５０〜９０％の位置）であることが好ましい。言い換えれば、前記中間部位は、これを０．１ｈ〜０．９ｈの範囲内に設定するのが好ましく、より好ましい例として、ｈ１＝０．２６ｈ、ｈ２＝０．８１ｈとした例を例示することができる。

尚、上例では、歯先部位及び歯底部位の面取り幅を０としたが、実際の加工では面取り幅を０とするのは極めて困難であるので、同部については、高圧側から低圧側へ向けてのリークが許容できる程度の面取り幅を持たせることは許容される。

また、中間部位についての面取り幅は、これを一様にする必要は無く、徐々に変化させても良い。要は、同部に所定の強度が得られる面取り幅を持たせることが肝要である。この意味で、中間部位の面取り幅は、０．０５〜０．８ｍｍとすることが好ましく、０．１〜０．２ｍｍとすることがより好ましい。

以上の構成を備えた本例の油圧装置は、歯車２０，２３が噛合した際に欠損が生じ易い鋭角部２７ａの中間部位の面取り幅を、エッジの歯先及び歯底の面取り幅よりも大きくしたことで、当該中間部位の強度が増し、その耐久性が向上している。したがって、当該油圧装置を油圧ポンプや油圧モータとして用いる際に、一対の歯車が噛合して中間部位に当接応力が集中しても同部に損傷や欠損が生じるのを防ぐことができ、従来の油圧装置に比べてその耐久性を格段に向上させることができる。

一方、歯先部位及び歯底部位の面取り幅を０とするか、又は、高圧側から低圧側へのリークが許容範囲内となる面取り幅としているので、従来の油圧装置１と同様に、歯車２０，２３の端面とブッシュ３０，３２の端面との間の高いシール性を確保することができ、高い出力効率を確保することができる。

即ち、歯車２０，２３の前記エッジに全体的に面取りを施した場合、図４及び図６に示すように、歯車２０，２３の歯先部位と歯底部位が噛合する部分、及び、歯車２０，２３の中間部位が相互に噛合する部分には、いずれも当該歯車２０，２３とブッシュ３０（３２）との間に大きな隙間５０，５２を生じ、この隙間５０，５２から作動液体がリークし、また、同様に、図５に示すように、歯車２０（２３）と本体３及びブッシュ３０（３２）との間に大きな隙間５１を生じ、この隙間５１から作動液体がリークする。したがって、この場合には、前記エッジ部分の強度を増大させることができる反面、前記エッジ部分の全体について作動液体のリークを生じるため、高いシール性については、これを確保することができないという問題がある。

尚、図４は、歯車２０，２３の歯先部位と歯底部位が噛合する部分の断面図であり、図６は、歯車２０，２３の中間部位が相互に噛合する部分の断面図である。また、図５は、歯車２０（２３）と本体３及びブッシュ３０（３２）とが当接する部分の断面図である。

これに対し、本実施形態に係る油圧装置では、上述のように、高い応力が作用しない歯先部位及び歯底部位の面取り幅を０とするか、又は、高圧側から低圧側へのリークが許容範囲内となる面取り幅としているので、図１３及び図１４から分かるように、同部については、歯車２０，２３とブッシュ３０（３２）との間の隙間、及び歯車２０（２３）と本体３及びブッシュ３０（３２）との間の隙間は極小さく、リークが生じたとしてもこれを許容範囲内に押さえることができる。

また、歯車２０，２３が噛合した際に欠損が生じ易い鋭角部２７ａの中間部位にのみ所定の面取りを施すようにしているので、図７に示すように、歯車２０，２３とブッシュ３０（３２）との間に生じる隙間５３は、面取りを施さない場合に比べて大きくはなるが、図６に示した隙間５２よりは小さく、したがって、その分、リーク量が軽減される。尚、図７は、鋭角部２７ａの中間部位にのみ面取りを施した場合の、当該中間部位が相互に噛合する部分の断面図である。

斯くして、本実施形態に係る油圧装置によれば、以上のことが相俟って、従来の油圧装置１に比べて、耐久性に富み、高い出力効率を長時間維持することができるという効果が奏される。

因みに、本願出願人らは、歯部のエッジ部分に面取り加工を施していないはすば歯車を用いた従来の油圧装置１に相当する油圧ポンプ（比較例１）と、歯部のエッジ部分全域に面取り加工を施したはすば歯車を用いた油圧ポンプ（比較例２）と、歯部の鋭角部のエッジ部にのみ、歯先部位及び歯底部位よりもその間の中間部位の面取り幅を大きくしたはすば歯車を用いた油圧ポンプ（実施例）とを用いて、その性能比較実験を行った。その結果について、以下説明する。尚、図３は、上記各油圧ポンプを駆動させ、所定時間経過毎にそれぞれの吐出流量を測定した結果をまとめた表である。

同図３に示すように、実施例、比較例１及び２の各油圧ポンプは、それぞれ同じ理論吐出流量を有する。そして、実施例では、初期吐出流量が１０７．４Ｌ／ｍｉｎ（理論値の９４％）を計測し、２００時間経過後も略同じ吐出流量、即ち、１０７Ｌ／ｍｉｎを計測した。一方、比較例１では、初期吐出流量こそ１０９Ｌ／ｍｉｎ（理論値の９５．４％）を計測したが、その後は時間経過とともにその吐出流量が減少し、２００時間経過時には、吐出流量が１０３Ｌ／ｍｉｎ（理論値の９０．１％）と、初期吐出流量に比べて２．８％減少した。また、比較例２では、初期吐出流量が９５．５Ｌ／ｍｉｎ（理論値の８３．６％）と実施例及び比較例１に比べて低いが、実施例と同じく時間経過に伴う減少は無く、２００時間経過時の吐出流量は９４．５Ｌ／ｍｉｎ（理論値の８２．７％）であった。

上記のように、実施例に係る油圧ポンプでは、その初期吐出流量が理論値の９４％であり、従来の油圧装置１（比較例１）と同等の高い吐出流量（即ち、高い容積効率）を備えている。これは、前記中間部位に面取りを施しても、容積効率に影響を与えないことを意味している。

一方、前記エッジ部の全域に面取りを施した比較例２では、理論値の８３．６％の初期吐出流量しか得られていない。これは、歯先部位及び歯底部位のエッジ部分に面取りを施すと前記リークが極端に大きくなり、その容積効率が著しく低下することを表している。

また、実施例及び比較例２では、稼働時間が経過しても、その吐出流量はあまり変化していない。これは、歯部エッジ部に面取りを施すことで、当該エッジ部の強度が向上し、同部が損傷し難くなっているため、歯車端面とブッシュ端面との間のシール性が、稼働時間が経過しても良好に維持されることを表している。

一方、前記エッジ部に面取りを施していない比較例１では、時間経過とともにその吐出流量が減少し、２００時間経過時には、吐出流量が初期吐出流量に比べて２．８％減少している。面取りを施さない場合には、前記エッジ部が欠損し易いが、以上のことから、時間経過とともに同エッジ部が欠損し、これにより、歯車端面とブッシュ端面との間のシール性が低下し、前記リークが増大したことが分かる。

このように、実施例に係る油圧ポンプによれば、高い容積効率を得ることができるとともに、これを長時間に亘って維持することができる。

以上詳述したように、本実施形態に係る油圧装置は、一対のはすば歯車の歯部端面であって、その鋭角側のエッジにのみ、その中間部位に対して歯先及び歯底より大きな面取りを施しているので、当該中間部位の強度を高めることができ、当該中間部位に欠損が生じるのを防止することができる。そして、このような面取りを施すことで、従来の油圧装置１と同等の高い容積効率を確保することができるとともに、この高い容積効率が長時間に亘って維持され、従来に比べてその耐久性の向上を図ることができるとともに、高い信頼性を得ることができる。

尚、上述したように、本実施形態に係る油圧装置は、前記一対のはすば歯車２０，２３の端面のエッジ部分に面取りを施した点を除いて、図８乃至図１１に示した従来の油圧装置１と同じ構成を備えているが、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、油圧モータとしても良い。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、上例の油圧装置は、一対のはすば歯車を用いた構成としているが、これに限られるものではなく、一対のすぐば歯車を用いた構成としても良い。この場合、歯部端面の一方側又は両側のエッジに対して、面取りを施せば良い。

また、前記ブッシュ３０，３２と歯車２０，２３が直接当接するように構成したが、ブッシュ３０，３２と歯車２０，２３との間に、それぞれ板状の摺動部材（例えば、サイドプレート）を介在させても良い。更に、ブッシュ３０，３２をぞれぞれ２分割して、前記各回転軸２１，２４の両側を４つのブッシュにより、それぞれ単独で支持するようにしても良い。

また、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を貫通穴として穿設するようにしたが、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、他方が第１フランジ８及び／又は第２フランジ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、並びに第１フランジ８及び／又は第２フランジ１１に形成されていても良い。

１ 油圧装置
２ ハウジング
４ 液圧室
５ 取入れ穴
６ 吐出し穴
２０，２０’，２３，２３’ はすば歯車
２１，２４ 回転軸
２７ａ 鋭角部
２７ｂ 鈍角部
２８ 空間
３０，３２ ブッシュ
３１，３３ 支持穴

Claims (7)

1. 外周部に歯部が形成され、該歯部が相互に噛合する一対の歯車と、
   前記一対の歯車が噛合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ハウジングと、
   前記各歯車の両端面にそれぞれ当接した状態で前記ハウジングの液圧室内に挿入されて、前記各歯車の両端面からそれぞれ外方に延出するように設けられた各回転軸を支持する支持部材とを備え、
   前記ハウジングは、前記一対の歯車を挟んで、前記液圧室の一方の内面に開口する取入れ流路を有するとともに、前記液圧室の他方の内面に開口する吐出し流路を有し、
   前記一対の歯車は、前記回転軸の軸線方向において、その歯面が相互に連続して線状に当接するとともに、一方の歯先が他方の歯底に当接するような理論歯形を備えた液圧装置において、
   前記各歯車の歯部端面のエッジ部の、少なくとも歯先と歯底との間の中間部位に面取り部を有し、該中間部位のエッジ部である面取り部の丸み又は斜面の大きさが、前記歯先及び歯底のエッジ部における丸み又は斜面の大きさよりも大きくなっていることを特徴とする液圧装置。
2. 前記中間部位は、前記歯車の動力伝達域部であることを特徴とする請求項１記載の液圧装置。
3. 前記中間部位は、前記歯車の歯たけをｈとして、歯底から０．１ｈ〜０．９ｈの範囲である請求項１記載の液圧装置。
4. 前記中間部位は、前記歯車の歯たけをｈとして、歯底から０．２６ｈ〜０．８１ｈの範囲である請求項１記載の液圧装置。
5. 前記一対の歯車は、はすば歯車であり、
   前記端面と歯面とがなす角度が鋭角となる側の前記中間部位にのみ、前記面取り部を有することを特徴とする請求項１乃至４記載のいずれかの液圧装置。
6. 前記中間部位の面取り部の面取り幅を、０．０５〜０．８ｍｍとしたことを特徴とする請求項１乃至５記載のいずれかの液圧装置。
7. 前記中間部位の面取り部の面取り幅を、０．１〜０．２ｍｍとしたことを特徴とする請求項１乃至５記載のいずれかの液圧装置。

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