JP6102030B2 - ポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車式ポンプ - Google Patents

Description

この発明は、歯数差が１枚のインナーロータ（外歯歯車）とアウターロータ（内歯歯車）を組み合わせたポンプ用ロータとそれをハウジングに組み込んで構成される内接歯車式ポンプに関する。

内接歯車式ポンプは、車のエンジンや自動変速機（ＡＴ）の潤滑用ポンプなどとして利用されている。この内接歯車式ポンプの中には、歯数差が１枚のインナーロータとアウターロータを偏心配置にして組み合わせたものがある。さらに、その形式のポンプの中に、容積効率が良くて騒音や駆動トルクも小さいことで知られるトロコイド曲線を用いてロータの歯形を創成したものがある。

このトロコイド曲線を用いて創成される歯形は以下のように創成される。図５に示すように、まず、基礎円Ａ上を転円Ｂが滑らずに転がり、その転円Ｂの中心から距離ｅ（＝インナーロータとアウターロータの回転中心の偏心量）離れた半径上の一点の軌跡でトロコイド曲線ＴＣを描く。次に、そのトロコイド曲線ＴＣ上に中心が位置する一定径の軌跡円Ｃの円弧群の包絡線でインナーロータ２の歯形を創成する（下記特許文献１を同時参照）。

さて、そのトロコイド曲線を用いた歯形を有するポンプは、歯幅の確保や歯形設計面からインナーロータの中心とアウターロータの中心の偏心量Ｅが規制される。そのために歯丈を大きくすることが制限されて吐出量を増加させる要求に応えることが難しい。本出願人は、上述したタイプのポンプのロータについて歯丈の設定を自由に行なえるようにする提案を下記特許文献２で行っている。

特開昭６１−２０１８９２号公報 特開２０１０−１５１０６８号公報

特許文献２のロータを有する内接歯車ポンプは、ロータの歯丈を大きくしてインナーロータとアウターロータの歯間に形成されるポンプ室の容積を増大させることができる。そのために、優れた吐出性能が得られるが、歯打ちなどによる騒音が大きい。

また、同文献が請求項２に挙げている方法で歯形を創成したインナーロータは、歯先が細くなり、そのために、歯先の摩耗が進行しやすいことがわかった。

この発明は、特許文献２で提案したポンプについて、インナーロータの歯形の創成方法を工夫して騒音の低減を図るとともに、歯先摩耗の抑制も可能となす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、歯数がｎのインナーロータと、歯数が（ｎ＋１）のアウターロータを組み合わせた内接歯車ポンプのロータを以下のように構成した。

すなわち、直径ｄの基礎円上を直径ｄ_１の転円が滑らずに転がらせ、この転円の中心から距離ｅだけ離れた点によってトロコイド曲線上を描いた場合に、前記トロコイド曲線上に中心を有する直径ｄ_２の軌跡円の円弧群の包絡線によって前記インナーロータの歯形が形成されており、前記軌跡円の直径ｄ_２が、インナーロータの歯先頂点と歯底頂点の間の１点までは一定であり、前記１点の位置からは変化して歯先頂点での直径ｄ_２Ｔよりも歯底頂点での直径ｄ_２Ｂが大きくなるようにした。

軌跡円Ｃの直径ｄ_２は、下式を満たすように変化させるとよい。
ｄ_２θ＝ｄ_２Ｔ＋（ｄ_２Ｂ−ｄ_２Ｔ）×（θ−θｓ）／（θｅ−θｓ）・・・（式１）ここに θ：歯先頂点と軌跡円中心の間の角度
ｄ_２θ：角度θにおける軌跡円Ｃの直径
ｄ_２Ｔ：インナーロータ歯先頂点における軌跡円Ｃの直径
ｄ_２Ｂ：インナーロータ歯底頂点における軌跡円Ｃの直径
θｅ：インナーロータ歯先頂点と歯底頂点の間の角度。１８０°／ｎの式で
求まる。
θｓ：インナーロータ歯先頂点から軌跡円Ｃの直径ｄ_２の変化が開始する位
置までの角度（θｅ≠θｓ）

なお、軌跡円Ｃのインナーロータ歯先頂点における直径ｄ_２Ｔと歯底頂点における直径ｄ_２Ｂの比は、ｄ_２Ｔ／ｄ_２Ｂ＞０．９の条件が満たされるように設定するのがよい。

また、前記角度θｓは、インナーロータ歯先頂点と歯底頂点の間の角度θｅの５〜４０％に設定するのがよい。

この発明は、上記の歯形を有するインナーロータと、そのインナーロータの中心がアウターロータの中心と同心の直径（２Ｅ＋ｔ）の円上を公転し、前記インナーロータの中心がその円上を１周公転する間に前記インナーロータを１／ｎ回自転させ、それより作られる前記インナーロータの歯形曲線群の包絡線が歯形であるアウターロータとを組み合わせてポンプ用ロータを構成し、そのポンプ用ロータをハウジングに設けられたロータ室に収納して構成される内接歯車式ポンプも併せて提供する。

上記において、Ｅはインナーロータとアウターロータの偏心量、ｔはアウターロータとそれに押し付けたインナーロータの歯先間最大隙間（チップクリアランス）、ｎはインナーロータの歯数である。インナーロータとアウターロータの偏心量Ｅは、Ｅ＝ｅ＋（ｄ_２Ｂ−ｄ_２Ｔ）／４となる。

この発明は、インナーロータの歯形の創成方法を工夫して騒音の低減を図るとともに、歯先摩耗の抑制も可能とした。

この発明のポンプ用ロータの一例を示す端面図である。 発明品のインナーロータの歯形創成方法を示す図である。 図１のポンプ用ロータを採用した内接歯車式ポンプをハウジングのカバーを外した状態にして示す端面図である。 アウターロータの歯形の形成方法を示す図である。 トロコイド曲線を用いた歯形の創成方法の解説図である。

以下、この発明のポンプ用ロータ１の実施の形態を添付図面の図１〜図３に基づいて説明する。図１に示すポンプ用ロータ１は、歯数がｎ（図のそれはｎ＝１０）のインナーロータ２と、歯数が（ｎ＋１）のアウターロータ３を組み合わせて構成されている。２ａはインナーロータ２の歯先頂点、２ｂはインナーロータ２の歯底頂点を示す。インナーロータ２は、中心に軸穴２ｃを有する。

インナーロータ２は、その歯形が、図５で説明した包絡線によって形成されている。すなわち、直径ｄの基礎円Ａ上を直径ｄ_１の転円Ｂが滑らずに転がり、この転円Ｂの中心から距離ｅだけ離れた点によりトロコイド曲線ＴＣ上を描く。そして、そのトロコイド曲線ＴＣ上に中心が位置する直径ｄ_２の軌跡円Ｃの円弧群の包絡線によって形成されている。以後この転円Ｂの中心から距離ｅをインナーロータ２とアウターロータ３の仮偏心量とする。

その包絡線を描くのに用いる軌跡円Ｃは、図２に示すように、インナーロータ２の歯先頂点２ａにおける直径ｄ_２Ｔと歯底頂点２ｂにおける直径ｄ_２Ｂとが異なる。具体的には、その軌跡円Ｃの直径を、インナーロータ２の歯先頂点２ａから歯底頂点２ｂに行くにつれて徐々に増加させる。

これにより、インナーロータ２の歯丈ｈが図５の方法で創成される歯の歯丈よりも大きくなる。その結果、インナーロータ２とアウターロータ３の歯間に形成されるポンプ室（チャンバ）４の容積も大きくなってポンプの吐出量が増加する。

軌跡円Ｃの直径ｄ_２は、下式（１）で表されるように変化する。
ｄ_２θ＝ｄ_２Ｔ＋（ｄ_２Ｂ−ｄ_２Ｔ）×（θ−θｓ）／（θｅ−θｓ）・・・式（１）
ここに θ：歯先頂点と軌跡円中心の間の角度
ｄ_２θ：角度θにおける軌跡円Ｃの直径
ｄ_２Ｔ：インナーロータ歯先頂点における軌跡円Ｃの直径
ｄ_２Ｂ：インナーロータ歯底頂点における軌跡円Ｃの直径
θｅ：インナーロータ歯先頂点と歯底頂点の間の角度。１８０°／ｎの式で
求まる。
θｓ：インナーロータ歯先頂点から軌跡円Ｃの直径ｄ_２の変化が開始する位
置までの角度（θｅ≠θｓ）

軌跡円Ｃの歯先頂点における直径ｄ_２Ｔと歯底頂点における直径ｄ_２Ｂの比（ｄ_２Ｔ／ｄ_２Ｂ）は、その値が小さいほど歯丈は大きくすることができるが歯打ち音が大きくなるので、ｄ_２Ｔ／ｄ_２Ｂ＞０．９の条件を満足するように設定するのがよい。

また、前掲の特許文献２が請求項２に挙げている方法で創成される歯形は、ｄ_２Ｔ／ｄ_２Ｂの比が小さいほどインナーロータ２の歯幅が細くなる。この発明のロータは、前掲の式（１）に基づく軌跡円Ｃの直径ｄ_２の変化を、歯先からある角度変位した位置から起させている。それにより、ｄ_２Ｔ／ｄ_２Ｂの比がある程度小さくても歯先が細くなることを抑制することができる。

この場合、歯先から軌跡円Ｃの直径ｄ_２が変化し始める位置までの角度θｓは、既に述べたように、インナーロータ歯先頂点と歯底頂点の間の角度（以下、半歯の角度と言う）θｅの５〜４０％、より好ましくは１０〜２０％程度に設定するのがよい。

その角度θｓを、半歯の角度θｅの５％以上に設定することで満足できる歯先摩耗の抑制効果を得ることができる。また、その角度θｓを半歯の角度θｅの４０％以下にすることで、歯先部のクリアランス急拡大の抑制効果を犠牲にせずに済む。その角度θｓは、歯先摩耗の抑制効果と騒音防止効果のバランスを考えて、好ましいとした範囲の中から適当な数値を選ぶとよい。

アウターロータ３は、インナーロータ２よりも歯数を１枚多くしたものが用いられている。図４に示すように、このアウターロータ３の歯形は創成される。つまり、まずインナーロータ２の中心Ｏ_ｉがアウターロータ３の中心Ｏ_Ｏと同心の直径（２Ｅ＋ｔ）の円Ｓ上を1周公転する。つぎにインナーロータ中心Ｏ_ｉがその円Ｓを１周公転する間にインナーロータを１／ｎ回自転させる。こうして作られるインナーロータ２の歯形曲線群の包絡線をアウターロータ３の歯形にしている。
ここに、Ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量
ｔ：アウターロータとそれに押し付けたインナーロータの歯先間最大隙間（＝チップクリアランス）
ｎ：インナーロータの歯数
である。偏心量Ｅと仮偏心量ｅの関係はＥ＝ｅ＋（ｄ_２Ｂ−ｄ_２Ｔ）／４である。

図３に示すように、インナーロータ２の歯先から離れる方向にアウターロータ３の歯底のロータ回転方向両端のコーナ部を広げると、インナーロータの歯先とアウターロータの歯底との間に隙間ができる。インナーロータ２とアウターロータ３の歯打ちが防止され、騒音低減の効果がさらに高まる。

上述したインナーロータ２とアウターロータ３を偏心配置にして組み合わせてポンプ用ロータ１を構成する。そして、そのポンプ用ロータ１を、図３に示すように、吸入ポート７と吐出ポート８を有するポンプハウジング５のロータ室６に収納して内接歯車式ポンプ９を構成する。

その内接歯車式ポンプ９は、インナーロータ２の軸穴２ｃに駆動軸（図示せず）を通して係合させ、その駆動軸から駆動力を伝えてインナーロータ２を回転させる。このとき、アウターロータ３は従動回転し、この回転により両ロータ間に形成されるポンプ室４の容積が増減してオイルなどの液体の吸入、吐出がなされる。

−実施例１−
表１に示す仕様の内接歯車ポンプを設計した。表１の試料１は、インナーロータの歯形を創成する軌跡円Ｃの直径の変化を特許文献２のロータと同様に歯先から生じさせ（即ち、θｓ＝０°）、さらに、前記ｄ_２Ｔ／ｄ_２Ｂの比率を０．９にしたものであって、仮偏心量（設計上の偏心量）ｅが試料２よりも若干小さい。

試料２は、ｄ_２Ｔ／ｄ_２Ｂ＝０．９９とし、歯先から軌跡円の直径の変化が開始される位置までの角度を、θｓ＝２．５°とした。

インナーロータと組み合わせるアウターロータは、組み合わせ相手のインナーロータを用いて図４で説明した方法で歯形を創成した。

次に、各試料をハウジングに組み込んでポンプを構成し、下記の条件で運転して騒音の発生状況を調べた。その試験の結果を表２と表３にまとめる。

・試験条件 ポンプ回転数：１０００ｒｐｍ〜４０００ｒｐｍ
使用オイル :エンジンオイルＳＡＥ３０
油温 ：８０℃
吐出圧力 ：０．５ＭＰａ及び１．０ＭＰａ

この試験結果から、インナーロータの歯形を創成する軌跡円の直径をインナーロータの歯先頂点と歯底頂点の間の１点までは一定にし、その後に軌跡円の直径を歯先頂点での直径ｄ_２Ｔよりも歯底頂点での直径ｄ_２Ｂが大きくなるように変化させることの有効性を確認できる。その構成によって歯間隙間の急拡大などが抑制されて騒音が低減される。

また、インナーロータの歯形を創成時に、軌跡円の直径の径変化を歯先頂点からある角度変位した位置から起させるので、前記特許文献２のロータよりもインナーロータの歯先が太くなって歯先摩耗の抑制も図れるようになる。

−実施例２−
次に、インナーロータ２の歯数を８枚、アウターロータ３の歯数を９枚の内接歯車ロータを設計した。設計仕様は表４に示す。

各試料とも、ｄ_２Ｔ／ｄ_２Ｂ＝０．９８３とした。インナーロータ歯先頂点から軌跡円Ｃの直径ｄ２の変化が開始される位置までの角度θｓを変化させた。

インナーロータと組み合わせるアウターロータは、組み合わせ相手のインナーロータを用いて図４で説明した方法で歯形を創成した。

次に、各試料をハウジングに組み込んでポンプを構成し、下記の条件で運転して騒音の発生状況を調べた。その試験の結果を表５にまとめる。

・試験条件 ポンプ回転数：１０００ｒｐｍ〜４０００ｒｐｍ
使用オイル :エンジンオイルＳＡＥ３０
油温 ：８０℃
吐出圧力 ：０．５ＭＰａ

この試験結果から、インナーロータの歯形を創成する軌跡円の直径をインナーロータの歯先頂点と歯底頂点の間の１点までは一定にし、その後に軌跡円の直径を歯先頂点での直径ｄ_２Ｔよりも歯底頂点での直径ｄ_２Ｂが大きくなるように変化させることの有効性を確認できる。その構成によって歯間隙間の急拡大などが抑制されて騒音が低減される。

今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。この発明の範囲は、特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

１ ポンプ用ロータ
２ インナーロータ
２ａ 歯先頂点
２ｂ 歯底頂点
２ｃ 軸穴
３ アウターロータ
４ ポンプ室
５ ポンプハウジング
６ ロータ室
７ 吸入ポート
８ 吐出ポート
９ 内接歯車式ポンプ
Ａ 基礎円
Ｂ 転円
Ｃ 軌跡円
ＴＣ トロコイド曲線
Ｓ 直径が（２Ｅ＋ｔ）の円
ｄ 基礎円Ａの直径
ｄ_１ 転円Ｂの直径
ｄ_２ 軌跡円Ｃの直径
ｈ インナーロータの歯丈
Ｏ_ｉ インナーロータの中心
Ｏ_Ｏ アウターロータの中心
ｅ インナーロータとアウターロータの仮偏心量
Ｅ インナーロータとアウターロータの偏心量
ｔ アウターロータとそれに押し付けたインナーロータの歯間最大隙間＝チップクリアランス
ｎ インナーロータの歯数
θ 歯先頂点と軌跡円中心の間の角度
ｄ_２θ 角度θにおける軌跡円Ｃの直径
ｄ_２Ｔ インナーロータ歯先頂点における軌跡円Ｃの直径
ｄ_２Ｂ インナーロータ歯底頂点における軌跡円Ｃの直径
θｅ インナーロータ歯先頂点と歯底頂点の間の角度。１８０°／ｎの式で求まる。
θｓ インナーロータ歯先頂点から軌跡円Ｃの直径ｄ_２の変化が開始する位置までの角度（θｅ≠θｓ）

Claims (4)

1. 歯数がｎのインナーロータ（２）と、歯数が（ｎ＋１）のアウターロータ（３）とを含
   む内接歯車ポンプのロータであって、
   直径ｄの基礎円（Ａ）上を直径ｄ_１の転円（Ｂ）が滑らずに転がらせ、この転円（Ｂ）の
   中心から距離ｅだけ離れた点によってトロコイド曲線上を描いた場合に、前記トロコイド
   曲線上に中心を有する直径ｄ_２の軌跡円（Ｃ）の円弧群の包絡線によって前記インナーロ
   ータ（２）の歯形が形成されており、
   前記軌跡円（Ｃ）の直径ｄ_２が、インナーロータ（２）の歯先頂点（２ａ）と歯底頂点（
   ２ｂ）の間の１点までは一定であり、前記１点の位置からは前記軌跡円（Ｃ）の直径ｄ _２ が、下式（１）で表されるように変化して歯先頂点での直径ｄ_２Ｔよりも歯底頂点での直径ｄ_２Ｂが大きくなるポンプ用ロータ。
   ｄ_２θ＝ｄ_２Ｔ＋（ｄ_２Ｂ−ｄ_２Ｔ）×（θ−θｓ）／（θｅ−θｓ）・・・（式１）
   ここに θ：歯先頂点と軌跡円中心の間の角度
   ｄ_２θ：角度θにおける軌跡円Ｃの直径
   ｄ_２Ｔ：インナーロータ歯先頂点における軌跡円Ｃの直径
   ｄ_２Ｂ：インナーロータ歯底頂点における軌跡円Ｃの直径
   θｅ：インナーロータ歯先頂点と歯底頂点の間の角度。１８０°／ｎの式で
   求まる。
   θｓ：インナーロータ歯先頂点から軌跡円Ｃの直径ｄ_２の変化が開始する位置までの角度（θｅ≠θｓ）
2. 歯先頂点から軌跡円（Ｃ）の直径ｄ_２の変化が開始する位置までの角度θｓを、インナ
   ーロータの歯先頂点と歯底頂点の間の角度θｅの５〜４０％に設定した請求項１に記載のポンプ用ロータ。
3. 前記軌跡円（Ｃ）のインナーロータの歯先頂点における直径ｄ_２Ｔと歯底頂点における
   直径ｄ_２Ｂの比について、ｄ_２Ｔ／ｄ_２Ｂ＞０．９の条件を満足させた請求項１又は請求項２に記載のポンプ用ロータ。
4. 請求項１〜３のいずれか１つに記載の歯形を有するインナーロータ（２）と、そのインナーロータ（２）の中心（Ｏ_ｉ）がアウターロータ（３）の中心と同心の直径（２Ｅ＋ｔ）の円（Ｓ）上を公転し、前記インナーロータの中心（Ｏ_ｉ）がその円（Ｓ）上を１周公転する間に前記インナーロータ（２）を１／ｎ回自転させ、それより作られる前記インナーロータ（２）の歯形曲線群の包絡線が歯形であるアウターロータ（３）とを組み合わせてポンプ用ロータ（１）を構成し、そのポンプ用ロータ（１）をハウジング（５）に設けられたロータ室（６）に収納して構成される内接歯車式ポンプ。
   ここに、Ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量
   ｔ：アウターロータとそれに押し付けたインナーロータの歯先間最大隙間
   ｎ：インナーロータの歯数

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