JPH01244175A - ラジアルピストンポンプ - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明はラジアルピストンポンプに関し、本発明のポン
プは例えば自動車のブレーキ制御用高圧ポンプとして用
いて有効である。

〔発明の背景〕

本発明者らは先に第３図に示すようなラジアルピストン
ポンプを提案した。このポンプではピントル部ｌ上にロ
ータ２が回転自在に配設されており、更にロータ２はハ
ウジング３のシリンダ空間内に配設される。そして、シ
リンダ空間３０とロータ２との間には第４図に示すよう
にベアリングが介在する。従って、ピストン６はシュー
７を介してベアリング４のインナーレースと同期回転す
る。

ここで、ロータ２はシリンダ空間３０内で偏心して配設
されているため、その偏心を受はピストン６が作動室孔
８内で往復移動することになる。

この往復移動に伴い、オイルを吸入溝９より作動室孔８
内に流入し、次いで吐出溝１０側に吐出することになる
。

ただ、このようなラジアルピストンポンプにおいては、
自動車に搭載されることに伴い、その騒音低減が特に要
求される。そこで、本発明者らが第３図図示のラジアル
ピストンポンプに関して、音圧波形を調べたところ第５
図のような傾向が認められた。この第５図から明らかな
ように、音圧波形は所定周期でピークを迎える。しかも
そのピーク値は同時に測定した吐出圧波形に対応させれ
ば、吐出時に発生することが認められた。

これは第６図に示すように、作動室孔８の回転方向前端
が吐出溝１０と連通した瞬間、吐出溝１０内の高圧オイ
ルが作動室孔８側に逆流するためであると考察された。

そこで本発明者らは第７図に示すように吐出溝°１０の
前端１１をロータ２の回転方向にずらすようにした。す
なわち、ピストン６が作動室孔８より最も飛び出した下
死点位置に相当する第７図の位置Ｘと、作動室孔８の回
転方向前端１２が吐出溝１０の前端１１と連通し始めた
位置におけるピストン６の中心位置に対応する第７図の
位置Ｙとの間で所定の圧縮角度をもたすようにする。

この結果、作動室孔８内のオイルは予圧縮行程にて昇圧
され、作動室孔８が吐出溝１０と連通した時には吐出溝
１０内の高圧オイルとほぼ同圧になることになる。これ
により、吐出溝１０側から作動室孔８への逆流が防止さ
れ、吐出圧波形のばらつきは第８図のようになる。上述
の第５図との比較より明らかなように予圧縮行程を設け
れば、吐出圧波形の大きさを小さくすることができる。

それにより、第３図図示ラジアルピストンポンプの騒音
の低減が図れた。

しかしながら、本発明者らの検討では第８図のように吐
出圧波形をなだらかとしたのみであって、まだラジアル
ピストンポンプ全体としての騒音低減が充分でないこと
が確かめられた。そこで本発明者らはこの第３図図示ラ
ジアルピストンポンプの特性についてさらに考察を加え
た。このラジアルピストンポンプでは、第４図より明ら
かなようにロータ２の回転につれ、ピストン６とシュー
７がベアリング４のインナーレースとともに一体回転す
ることとなる。そのため、回転時においてはピストン６
とシュー７との間に相対移動が生じないのみならず、シ
ュー７とベアリング４のインナーレースとの間にも大き
な相対移動が発生しないことになる。

ここで、シュー７がベアリング４の内面を太き−な回転
動作でもって摺動するのであれば、シュー７とベアリン
グ４のインナーレースとの間に、シリンダ空間４内のオ
イルが流入することになる。

従って、そのような場合にはシュー７とベアリング４の
インナーレースとの間に介在したオイルによりピストン
６の振動がハウジング３側へ伝達されるのが防止できる
ことになる。

しかしながら、第３図および第４図図示のようなラジア
ルピストンポンプでは、上述したようにシュー７とベア
リング４インナーレースとが一体に回転するため、シュ
ー７とベアリング４との間にはオイルが介在できないよ
うになっている。換言すれば、ピストン６の振動はシュ
ー７を介してベアリング４に直接伝達されることになり
、このピストン６の振動がひいてはハウジング３側に直
接伝達されることになる。

このようにピストン６とハウジング３との間にベアリン
グ４を介在させたラジアルピストンポンプでは、ピスト
ンの振動が騒音発生源として問題となることが考察され
た。そこで、本発明者らは第９図に示すように加速度セ
ンサ２３をハウジング３に取付け、ロータ２の回転に応
じていかなる位置でハウジング３の振動が発生するのか
を実験的に確かめた。

その実験結果を第１０図に示す、第１０図より明らかな
ように、ハウジング３の振動のピークは下死点位置では
なく、むしろピストン６の上死点位置において発生する
ことが認められた。ここでピストン６の下死点位置とは
上述の第７図における第３の位置Ｘに相当する。すなわ
ち、下死点位置Ｘは作動室孔８内における圧縮行程開始
位置に相当する。一方、上死点位置は作動室孔８内にお
ける吸入行程の開始位置に相当する。

本発明者らは第１Ｏ図図示実験結果に基づき、更にハウ
ジング３の振動原因の追求を行った。

本例のラジアルピストンポンプでは、ロータ２に作動室
孔８が周方向に等間隔離れて３ケ所形成されているが、
ピントル部ｌの外面には吐出溝ｌＯと吸入溝９の２種類
の圧力状態しか生じていない。従って、３本のピストン
６のうち２つのピストン６が同時に吐出圧を受ける状態
と、１本のピストン６のみが吐出圧を受ける状態との２
つの状態が生ずることになる。第１１図は２つのピスト
ン６１および６２が同時に吐出圧を受けている状態を示
す、この状態では２つのピストン６１および６２からシ
ュー７を介してベアリング４に遠心方向の力が加わる。

従って、その力の合力は両ピストン６１．６２の間の荷
重ポイントＫに生ずる。

ところが、ロータ２が回転して一方のピストン６１が収
納される作動室孔８が吐出溝１ｏより離脱し、次いで吸
入溝９と連通ずれば作動室孔８内の圧力は２．激に減少
する。その結果、他方のピストン６２のみが吐出圧を受
けることとなり、この力のみがベアリング４に伝達され
る。

しかも、第１１図図示状態から第１２図図示状態へは急
激に変位するため、重点ポイン）Ｋの変化も急激になさ
れる。そのため、荷重ポイントにの２、激な変動に起因
してハウジング３が振動することとなる。

上記点を解決するためには、荷重ポイントが第１１図図
示状態から第１２図図示状態にむけて連続的に緩やかに
変化するようにすればよい。そこで、本発明者らは第１
２図における一方のピストン６１での圧力の変動を緩や
かにするようにした。

すなわち、第１３図に示すように、ピストン６１の上死
点に相当する第１の位置Ｗから所定角度θｅ前進した第
２の位置Ｚにおいて、作動室孔８の回転方向前端が吸入
溝９と連通し始めるようにした。

換言すれば、第１の位置Ｗと第２の位置Ｚとの間の所定
角度θｅに対応するストローク変化により、ピストン６
１が作動室孔８内の圧力を予め減圧することとした。

次いで、本発明者らはこの所定角度θｅの範囲を得るた
めピストン６の変位Ｈ（θｅ）をＨ（θｅ）　＝ｔ　（
１−Ｃｏｓθｅ）＋（Ｒ−ｒ）（１７ｃｏｓ７） とし、作動室孔８内の圧力変化率Ｐｉ“と流入量Ｑｉと
を以下の式で定める。

Ｖｉ−Ｈｉ（θｅ）Ａ ρ （、、Ｐ　ｉ≧ＰＯ） ρ （ＰＯ＞Ｐｉ） また、デッドボリューム内の圧力変化率ＰＯ。

と吸入量Ｑｔを以下の式で定める。

■０ ただし、εが偏心量、Ｔが圧力角、Ｒがベアリングイン
ナーレース内径で大文字のＥがオイルの体積弾性率、ｒ
がピストン先端半径、Ｃが流量係数、ρは密度、ζが管
路損失係数。

計算結果によれば、第１４図に示すようにθｅを４１”
としたときには、実線口で示すように制御圧室８内圧力
をなだらかに減少できるこ、ととなる。一方、角度θｅ
を１０＠としたのでは、図中破線イで示すようにその変
位が急となる。この第１４図におけるロータ回転角度θ
と作動室孔８内圧力との関係を、作動室孔８内圧力の変
化率に直せば第１５図のようになる。この第１５図より
明らかなように角度θｅを４１°としたもの（実線口）
では角度θｅを１０°としたもの（破線イ）より圧力変
化率が大幅に小さくなる。

このように圧力変化率は角度θｅの大きさによって大き
く影響する。この影響を表したのが第１６図である。第
１６図では横軸に予減圧角度θｅをとり、縦軸には角度
θｅとした時の最大圧力変化率を示す。上述の計算結果
によれば、所定角度θｅを４０″とすれば、圧力変化率
はほぼ最小にできることになる。

また、第１７図はこのように予減圧角度θｅを４１°と
したポンプにおける荷重ポイントを示す。

図より明らかなようにロータ２の変化に応じて荷重ポイ
ントには変化するが、その変化割合は極めてなだらかな
ものとなる。

次いで本発明者らは上記計算結果に基づき、予減圧角度
θｅを４１″としたラジアルピストンポンプを作成し、
そのポンプにおけるハウジングの振動波形を測定した。

その測定結果は第１８図に示すようなものとなったこの
ように予減圧角度を４１ｍもったラジアルピストンポン
プでは、上述の第１０図図示でのポンプよりハウジング
振動波形を大幅に低減することが認められた。

これをまた騒音レベルに置き換えて表したのが第１９図
である。第１９図中実線ハは予減圧角度θｅを４１”設
けたラジアルピストンポンプにおける騒音レベルを示し
、実線具は予減圧角度を有さないラジアルピストンポン
プにおける騒音レベルを示す。この第１９図より明らか
なように、予減圧角度θｅを設ければポンプ全体の騒音
を大幅に低減することが認められた。

しかしながら、第１９図吐出圧が２１ＭＰａにおける騒
音レベルの方が、吐出圧が１４ＭＰａにおけるより大き
くなっていることが確かめられる。

ここで予減圧角度θｅを４１°とするのは、吐出圧が２
０ＭＰａにおける騒音レベルを最低にすべく計算された
結果に基づくものであるので、計算結果と実験値との間
で多少のずれが認められた。

これはピストン各部におけるオイルの漏れとに起因する
するものと思われる。

そこで、本発明者らは更に予減圧角度θｅを種々変更さ
せてそれぞれについて騒音レベルの測定を行った。第２
０図は予減圧角度θｅを４３°としたもの（実線ホ）、
予減圧角度θｅを５３°としたもの（実線へ）、および
予減圧角度θｅを６３°としたもの（実線ト）における
騒音レベルを示す、この図より明らかなように、予減圧
角度θｅを４３°以上としたものにあっては、騒音レベ
ルの最低値はさほど変化しない。しかしながら、騒音レ
ベルを最低とする位置は予減圧角度θの変化に応じて変
わることになる。

そこで、本発明者らは次いで予減圧角度と最小騒音レベ
ルを得る吐出圧との関係について調べた。

その検討結果を第２１図に示す。この第２１図より明ら
かなように、予減圧角度θｅの増大に応じて最低騒音レ
ベルを得る吐出圧が連続的に変位する。そして、本例の
ポンプの実際の作動範囲である１４ＭＰａから２１ＭＰ
ａにおいては予減圧角度が４３＠乃至６３″とすればよ
いことが確かめられた。そして、予減圧角度θｅをあま
り大きくしてはポンプ効率を損うことになるので、実用
上は予減圧角度θｅを６０°程度以下にするのが望しい
。

〔発明が解決しようとする課題〕

本発明は以上説明した本発明者らの検討結果に基づいて
なされたもので、ポンプ吐出騒音の大幅低減を図ること
を目的とする。

〔発明の構成および作用〕

上記目的を達成するため、本発明の圧縮機ではピストン
の上死点位置に相当する第１の位置から所定の予減圧角
度ロータが前進した状態で作動室孔の最先方向前端が吸
入溝と連通し始めるようにするという構成を採用する。

特に本発明のラジアルピストンポンプにおいては、予減
圧角度を４０゜以上とする。その結果本発明のラジアル
ピストンポンプでは、ピストンの過電ポイントが急激に
変動することがなくなり、ハウジングの振動等が抑制さ
れる。

〔発明の効果〕

従って、本発明のラジアルピストンポンプによれば、ポ
ンプ騒音の大幅低減を図ることができる。

（実施例） 以下本発明のポンプの一実施例を第１図および第２図に
基づいて説明する。図中３はハウジングで、内部に円筒
状のシリンダ空間３０を有する。

このシリンダ空間３０内にはピントル部ｌが偏心配置さ
れており、ピントル部１上にロータ２が回転自在に支持
されている。また、ハウジング３内にはピントル部間軸
上にシャフト３１が配設され、このシャフト３１はベア
リング３２により回転自在に支持される。なお、シャフ
ト３１はモータ３３のシャフトと一体的に形成されてい
る。モータ３３はモータハウジング３４内に収納され、
モータハウジング３４はハウジング３上に固定される。

また、ハウジング３内には軸封装置３５および３６が配
設されており、これらの軸封装置３５．３６によりシリ
ンダ空間３０内のオイルがシャフト３１にそってモータ
３３側へ流れるのが防止される。

シャツｌ−３１の先端には連結部３７が形成されており
、この連結部に結合したカップリング３８を介してシャ
フト３１の回転がロータ２に伝達される。ピントル部１
にはシリンダ空間３０と連通ずる吸入孔４０が形成され
ており、この吸入孔４０はピントル部１外面に形成され
た吸入溝９に連通ずる。一方ピントル部外面には吸入溝
９との反対側に吐出溝１０が形成されており、この吐出
溝１０は吐出孔４１に連通ずる。吐出孔４１は外部配管
を介して自動車用ブレーキシステムに吐出される。

シリンダ空間３０にはベアリング４がそのアウターレー
ス４５を圧入するように取りつけられている。また、ベ
アリング４のインナーレース４６はシュー７と当接して
いる。

本例における吸入溝９および吐出溝工０は第２２図に示
すように、第１の位置Ｗから第２の位置Ｚにかけて所定
の予減圧角度θｅが形成されている。なお、第１の位置
Ｗとはピストンの上死点に相当し、これはピストン６１
が作動室孔８内で最もピントル部１側へ変位した状態で
ある。また、第２の位置Ｚは作動室孔８の回転方向前端
が吸入溝９と連通開始する位置である。

同様に第３の位置Ｘと第４の位置Ｙの間には、所定の予
圧縮角度が形成されている。この第３の位置とはピスト
ン６の下死点位置に相当し、換言すれば、ピストン６が
作動室孔８内でピントル部ｌより最も離れた状態での位
置である。また、第４の位置は作動室孔８の回転方向前
端が吐出溝１０と連通開始する位置におけるピストン中
心軸の位置を示す。

次に上記構成よりなるポンプの作動を説明する。

モータ３３の回転がシャフト３１、カップリング３８を
介してロータ２に伝達されると、ロータ２はシリンダ空
間３０内で回転開始する。ここで、ロータ２の回転中心
はシリンダ空間３０より所定量偏心しているため、この
偏心にともないピストン６が作動室孔８内で往復移動す
ることになる。

ピストン６が作動室孔８より飛び出す状態は作動室の吸
入行程であり、この吸入行程では吸入溝９内のオイルを
作動室側に吸入する。一方、ピストン６が作動室孔８内
に押し込まれる状態は、作動室の吐出行程であり、この
吐出行程では高圧のオイルが吐出溝１０側に吐出される
。この吸入吐出作用により、ブレーキオイルを図示しな
いオイルタンクより吸入し、ブレーキシステム側に供給
することができる。

しかも、本例のポンプでは、予圧縮角度および予減圧角
度を設けているため、吸入開始位置および吐出開始位置
における圧力の急激な変動は生じない。吸入開始位置お
よび吐出開始位置における圧力の急激な変動は生じない
。その結果、ポンプ全体の騒音の増加は良好に防止され
る。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明圧縮機の一実施例を示す断面図、第２図
は第１図図示圧縮機の■−■線に沿う断面図、第３図は
本発明に係わる圧縮機を示す断面図、第４図は第３図の
ＩＶ−ＩＶ線に沿う断面図、第５図は第３図図示圧縮機
における吐出圧波形と音波波形の関係を示すグラフ、第
６図は第３図図示圧縮機の拡大断面図、第７図は本発明
者らの行っＦ検討結果に基づくポンプの要部断面図、第
８図は第７図図示ポンプにおける吐出圧波形を示す説明
図、第９図はポンプに加速度センサを取りつけた状態を
示す断面図、第１０図は第９図図示ポンプの振動状態を
示す説明図、第１１図および第１２図は第３図図示ポン
プの荷重ポイントの変化を示す断面図、第１３図は本発
明者らの提案に係わる吸入溝部を示す断面図、第１４図
は第１３図図示ポンプにおける作動室圧力と回転角度と
の関係を示す説明図、第１５図は第１３図図示ポンプに
おける圧力変化率と回転角度との関係を示す説明図、第
１６図は予減圧角度と圧力変化率との関係を示す説明図
、第１７図は第１３図図示ポンプにおける荷重ポイント
の変化を示す断面図、第１８図は第１３図図示ポンプの
ハウジング振動波形を示す説明図、第１９図は第１３図
図示ポンプの吐出圧と騒音レベルとの関係を示す説明図
、第２０図は予減圧角度変化と騒音レベルとの関係を示
す説明図、第２１図は予減圧角度変化に伴う最適吐出圧
の変化状態を示す説明図、第２２図は第１図図示ポンプ
の吐出溝部分を断面図である。 １・・・ピントル部、２・・・ロータ、３・・・ハウジ
ング。 ４・・・ベアリング、６・・・ピストン、７・・・シュ
ー、８・・・作動圧室、９・・・吸入溝、１０・・・吐
出溝。

Claims (4)

【特許請求の範囲】
1. （１）円筒状のシリンダ空間を内部に形成するハウジン
   グと、 前記シリンダ空間内に偏心して配設され駆動力を受けて
   回転するロータと、 このロータ内に形成された作動室孔内に摺動自在に配設
   されたピストンと、 前記シリンダ空間内に配設され、そのアウターレースが
   前記ハウジングに係止されるとともに、そのインナーレ
   ースが前記ピストンと一体回転するベアリングと、 前記ロータの回転中心位置に配設され、前記ロータを回
   転自在に支持するピントル部と、このピントル部の外表
   面に前記作動室孔と連通可能に形成された吸入溝および
   吐出溝とを備え、 前記ピストンが前記作動室孔内で前記ピントル部側に最
   も変位した第１の位置から前記作動室孔の回転方向前端
   が前記吸入溝に連通し始める時点における前記ピストン
   中心軸位置に相当する第２の位置の間に４０度以上の角
   度を持たせたことを特徴とするラジアルピストンポンプ
   。
2. （２）請求項１のラジアルピストンポンプにおいて、前
   記ピストンが前記作動室孔内において前記ピントル部よ
   り最も離れた部位である第３の位置から前記作動室孔の
   回転方向前端が前記吐出溝に連通し始める際における前
   記ピストンの中心位置である第４の位置までの間に所定
   角を有することを特徴とする。
3. （３）前記作動室孔は前記ロータ内に周方向に等間隔離
   れて３ヶ所形成されていることを特徴とする請求項１も
   しくは２いずれか記載のラジアルピストンポンプ。
4. （４）前記第１の位置と前記第２の位置との間の角度は
   ５０度以上であることを特徴とする請求項１乃至３いず
   れか記載のラジアルピストンポンプ。（５）前記ピスト
   ン先端と前記ベアリングインナーレースとの間には樹脂
   材料製のシューが配設されていることを特徴とする請求
   項１乃至４いずれか記載のラジアルピストンポンプ。