JPH0639109Y2 - 内接歯車ロ−タ - Google Patents
内接歯車ロ−タInfo
- Publication number
- JPH0639109Y2 JPH0639109Y2 JP1987019115U JP1911587U JPH0639109Y2 JP H0639109 Y2 JPH0639109 Y2 JP H0639109Y2 JP 1987019115 U JP1987019115 U JP 1987019115U JP 1911587 U JP1911587 U JP 1911587U JP H0639109 Y2 JPH0639109 Y2 JP H0639109Y2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- rotor
- inner rotor
- diameter
- internal gear
- circle
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Lifetime
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Description
【考案の詳細な説明】 ［産業上の利用分野］ この考案は、オイルポンプ又は油圧モータに用いられる
トロコイド形内接歯車ロータ、詳しくは、アウターロー
タを改善して回転の円滑化を計り、振動、騒音、回転ム
ラ、トルク変動等を防止した内接歯車ロータに関する。
トロコイド形内接歯車ロータ、詳しくは、アウターロー
タを改善して回転の円滑化を計り、振動、騒音、回転ム
ラ、トルク変動等を防止した内接歯車ロータに関する。
［従来の技術］ トロコイド系のインナーロータを使用した内接歯車ロー
タにおいて、インナーロータ歯形の作図法は、第２図に
示されるように、基礎円径Ａ、転円径Ｂ、軌跡円径Ｃ、
偏心量ｅを与えたとき、基礎円径Ａ上を滑べることなく
転円が転がり、その転円の中心から偏心量ｅだけ離れた
転円内の固定点が描く軌跡としてトロコイド曲線Ｔが得
られる。そのトロコイド曲線Ｔ上に中心を有する直径Ｃ
（軌跡円径Ｃ）の円弧群の包絡線によってインナー歯形
曲線TCが表される。インナーロータ歯数をｎとすると、
ｎ＝A/Bの関係がある。アウターロータには、第３図乃
至第５図に示すような円弧歯１をもつものが採用されて
いる。このアウターロータの円弧歯は理論的には歯先隙
間が０のときに定義され、基礎円径Ａ＝nB、転円径Ｂ、
軌跡円径Ｃが与えられたとき、（Ａ＋Ｂ）＝（ｎ＋１）
Ｂを直径とした円上を（ｎ＋１）等配したところに中心
を有する軌跡円径Ｃによって得られる。ここで転円半径
B/2＝ｂ、軌跡円半径C/2＝ｃとして表すと、アウターロ
ータの円弧歯は、（ｎ＋１）ｂを半径とした円上に軌跡
円半径ｃの中心を有し（ｎ＋１）に等配したものとな
り、第３図のΔｂ、Δｃの補正項を０としたものに等し
くなる。
タにおいて、インナーロータ歯形の作図法は、第２図に
示されるように、基礎円径Ａ、転円径Ｂ、軌跡円径Ｃ、
偏心量ｅを与えたとき、基礎円径Ａ上を滑べることなく
転円が転がり、その転円の中心から偏心量ｅだけ離れた
転円内の固定点が描く軌跡としてトロコイド曲線Ｔが得
られる。そのトロコイド曲線Ｔ上に中心を有する直径Ｃ
（軌跡円径Ｃ）の円弧群の包絡線によってインナー歯形
曲線TCが表される。インナーロータ歯数をｎとすると、
ｎ＝A/Bの関係がある。アウターロータには、第３図乃
至第５図に示すような円弧歯１をもつものが採用されて
いる。このアウターロータの円弧歯は理論的には歯先隙
間が０のときに定義され、基礎円径Ａ＝nB、転円径Ｂ、
軌跡円径Ｃが与えられたとき、（Ａ＋Ｂ）＝（ｎ＋１）
Ｂを直径とした円上を（ｎ＋１）等配したところに中心
を有する軌跡円径Ｃによって得られる。ここで転円半径
B/2＝ｂ、軌跡円半径C/2＝ｃとして表すと、アウターロ
ータの円弧歯は、（ｎ＋１）ｂを半径とした円上に軌跡
円半径ｃの中心を有し（ｎ＋１）に等配したものとな
り、第３図のΔｂ、Δｃの補正項を０としたものに等し
くなる。
上述のようにして得られたアウターロータ２と、トロコ
イド歯形のインナーロータ３とを組み合せて構成される
従来の内接歯車ロータは、互いに噛み合ったインナーロ
ータ及びアウターロータを回転し得るようにするため、
歯先隙間０におけるアウターロータの歯形諸元（ｎ＋
１）ｂ、ｃを第３図が示すごとく（ｎ＋１）ｂ＋Δｂ、
ｃ＋Δｃと補正することにより、インナーロータ３の歯
先（大径部）とアウターロータ２の歯先（小径部）との
間に第５図に示すｔのクリアランス（間隙）を設けて実
用に供されていた。
イド歯形のインナーロータ３とを組み合せて構成される
従来の内接歯車ロータは、互いに噛み合ったインナーロ
ータ及びアウターロータを回転し得るようにするため、
歯先隙間０におけるアウターロータの歯形諸元（ｎ＋
１）ｂ、ｃを第３図が示すごとく（ｎ＋１）ｂ＋Δｂ、
ｃ＋Δｃと補正することにより、インナーロータ３の歯
先（大径部）とアウターロータ２の歯先（小径部）との
間に第５図に示すｔのクリアランス（間隙）を設けて実
用に供されていた。
［考案が解決しようとする問題点］ 上述の内接歯車ロータにおいて、インナーロータがアウ
ターロータの円弧歯上を円滑に転動するためには、イン
ナーロータの形状寸法中心と回転中心とが一致し、か
つ、その一致した中心が理論偏心量ｅ（第２図参照）の
２倍の径の円周上を移動しなければならない。実際には
インナーロータが定位置で回転せしめられるので前述の
一致した中心は動かず、アウターロータの回転によりｅ
の２倍の径の円周が動くが、これを相対移動と見れば、
上の考えが成り立つ。
ターロータの円弧歯上を円滑に転動するためには、イン
ナーロータの形状寸法中心と回転中心とが一致し、か
つ、その一致した中心が理論偏心量ｅ（第２図参照）の
２倍の径の円周上を移動しなければならない。実際には
インナーロータが定位置で回転せしめられるので前述の
一致した中心は動かず、アウターロータの回転によりｅ
の２倍の径の円周が動くが、これを相対移動と見れば、
上の考えが成り立つ。
ところが、アウターロータが円弧歯になっている内接歯
車ロータにｔのクリアランスを設けると、インナーロー
タ中心の移動するｅの２倍の径の円がｔの影響を受けて
真円にならず、このため、ロータの回転がぎこちなくな
って回転ムラを生じたり、場合によっては回転が停止し
たり、さらには、騒音を発生したりすると云う問題があ
った。
車ロータにｔのクリアランスを設けると、インナーロー
タ中心の移動するｅの２倍の径の円がｔの影響を受けて
真円にならず、このため、ロータの回転がぎこちなくな
って回転ムラを生じたり、場合によっては回転が停止し
たり、さらには、騒音を発生したりすると云う問題があ
った。
なお、歯形曲線の修正に関しては、特開昭61-192879号
公報や特開昭61-223283号公報に示すような技術も提案
されている。しかし、これ等の公報に示される方法でも
振動、騒音を充分に抑止しきれていないのが実情であ
る。
公報や特開昭61-223283号公報に示すような技術も提案
されている。しかし、これ等の公報に示される方法でも
振動、騒音を充分に抑止しきれていないのが実情であ
る。
この考案は、これ等の問題を無くすために、アウターロ
ータに円弧歯を採用し、かつ、回転時の相互干渉防止の
面からアウター及びインナーロータ間にクリアランスを
設けた内接歯車ロータの円滑な回転を実現することを目
的としている。
ータに円弧歯を採用し、かつ、回転時の相互干渉防止の
面からアウター及びインナーロータ間にクリアランスを
設けた内接歯車ロータの円滑な回転を実現することを目
的としている。
［問題点を解決するための手段］ この考案は、上述の問題点を無くすためインナー歯数ｎ
（＝A/B）、基礎円径Ａ、転円径Ｂ、軌跡円径Ｃ、偏心
量ｅなる諸元に基づいて設計されたインナーロータに対
して、アウターロータの歯形曲線を修正する。即ち、イ
ンナーロータ３の歯形曲線が、Ｂの径の転円とＣの径の
軌跡円との偏心量をｅに定めた第２図のTCの曲線である
と考え、また、アウターロータに対するインナーロータ
押し付け時（第５図の状態のとき）にインナーロータの
歯先とアウターロータの歯先間に生じる最大クリアラン
スをｔと考えたときに、第１図に示すアウターロータ２
の歯形曲線４を、（2e＋ｔ）の直径の円上をインナーロ
ータ中心が１周公転するようにインナーロータをB/A回
転させて作らせたインナーロータ歯形曲線群５の包絡線
を円弧で近似させたのである。
（＝A/B）、基礎円径Ａ、転円径Ｂ、軌跡円径Ｃ、偏心
量ｅなる諸元に基づいて設計されたインナーロータに対
して、アウターロータの歯形曲線を修正する。即ち、イ
ンナーロータ３の歯形曲線が、Ｂの径の転円とＣの径の
軌跡円との偏心量をｅに定めた第２図のTCの曲線である
と考え、また、アウターロータに対するインナーロータ
押し付け時（第５図の状態のとき）にインナーロータの
歯先とアウターロータの歯先間に生じる最大クリアラン
スをｔと考えたときに、第１図に示すアウターロータ２
の歯形曲線４を、（2e＋ｔ）の直径の円上をインナーロ
ータ中心が１周公転するようにインナーロータをB/A回
転させて作らせたインナーロータ歯形曲線群５の包絡線
を円弧で近似させたのである。
より詳しくは、第９図に示すように（2e＋ｔ）を直径と
する円の中心Ｏと初期状態のインナーロータ歯形中心を
O1、（2e＋ｔ）上を移動中の任意のインナーロータ歯形
中心をO2とし、O1、Ｏ、O2のなす角をθとするとき、任
意の状態のインナーロータの歯形は初期状態のインナー
ロータ歯形に対して、θ・B/A回転することになる。こ
の回転角度θを０°から360°まで連続的に変化させて
インナーロータの歯形曲線群の包絡線を円弧でもって近
似したものをアウターロータの歯形とする。
する円の中心Ｏと初期状態のインナーロータ歯形中心を
O1、（2e＋ｔ）上を移動中の任意のインナーロータ歯形
中心をO2とし、O1、Ｏ、O2のなす角をθとするとき、任
意の状態のインナーロータの歯形は初期状態のインナー
ロータ歯形に対して、θ・B/A回転することになる。こ
の回転角度θを０°から360°まで連続的に変化させて
インナーロータの歯形曲線群の包絡線を円弧でもって近
似したものをアウターロータの歯形とする。
例えば、インナーロータの歯数をｎ＝４＝A/Bとし、θ
を360°（（2e＋ｔ）の直径上をインナーロータ歯形中
心を１回転に相当）とすると、インナーロータ歯形はθ
・B/A＝360°×1/4＝90°回転することになり初期状態
に戻ることになる。
を360°（（2e＋ｔ）の直径上をインナーロータ歯形中
心を１回転に相当）とすると、インナーロータ歯形はθ
・B/A＝360°×1/4＝90°回転することになり初期状態
に戻ることになる。
［作用］ このようにすると、インナーロータが曲線４で作られた
アウターロータ２の歯面上を移動するときに、位置の一
致しているインナーロータの形状中心並びに回転中心が
（2e＋ｔ）の直径の真円の線上を移動することになり、
歯車ロータの回転が円滑になる。
アウターロータ２の歯面上を移動するときに、位置の一
致しているインナーロータの形状中心並びに回転中心が
（2e＋ｔ）の直径の真円の線上を移動することになり、
歯車ロータの回転が円滑になる。
オイルポンプや油圧モータの振動、騒音は、ポンプ室内
吐出ポートの圧力変動によりロータに微小振動が誘起さ
れ、その振動でアウター、インナーロータの歯が回転中
に接触して起こる。
吐出ポートの圧力変動によりロータに微小振動が誘起さ
れ、その振動でアウター、インナーロータの歯が回転中
に接触して起こる。
従って、この振動、騒音を抑制するための有効な策とし
ては、圧力変動を小さくすることが考えられる。
ては、圧力変動を小さくすることが考えられる。
その圧力変動は、ロータの振れ精度に大きく左右される
ので、この変動を小さくしようとするならロータの振れ
精度を高めることが重要になる。
ので、この変動を小さくしようとするならロータの振れ
精度を高めることが重要になる。
振れの発生要因は、歯形設計に起因するセットの振れ
と、インナー、アウターロータの製造誤差に起因する振
れの２つがあるが、製造誤差に起因する振れは設計が異
なっても一定とすると、設計上発生するセットの振れが
問題になる。
と、インナー、アウターロータの製造誤差に起因する振
れの２つがあるが、製造誤差に起因する振れは設計が異
なっても一定とすると、設計上発生するセットの振れが
問題になる。
［実施例］ そこで、先に挙げた特開昭61-192879号公報の方法で得
られる歯車ロータ（比較例２）、特開昭61-223283号公
報の方法で得られる歯車ロータ（比較例１）及び本考案
の歯車ロータの３つについてセットの振れをコンピュー
ターのシミュレーションによって調べた。作図諸元は、
歯数４葉５節、基礎円径30mm、転円径7.5mm、軌跡円径2
0mm、偏心量4mmをすべて同一とし、それぞれの作図方法
をコンピューターでシミョレートさせ、アウター／イン
ナーの振れと歯先間隙を計算した結果をまとめたものが
第６図と第８図である。第６図はその結果の比較図であ
る。なお、ここで云うセットの振れは、インナーロータ
を定位置で回転させたとき、アウターロータ外径面の振
れとして第６図右上のゲージセット位置に現われるもの
である。
られる歯車ロータ（比較例２）、特開昭61-223283号公
報の方法で得られる歯車ロータ（比較例１）及び本考案
の歯車ロータの３つについてセットの振れをコンピュー
ターのシミュレーションによって調べた。作図諸元は、
歯数４葉５節、基礎円径30mm、転円径7.5mm、軌跡円径2
0mm、偏心量4mmをすべて同一とし、それぞれの作図方法
をコンピューターでシミョレートさせ、アウター／イン
ナーの振れと歯先間隙を計算した結果をまとめたものが
第６図と第８図である。第６図はその結果の比較図であ
る。なお、ここで云うセットの振れは、インナーロータ
を定位置で回転させたとき、アウターロータ外径面の振
れとして第６図右上のゲージセット位置に現われるもの
である。
第６図と第８図から明らかなように、ポンプ特性に大き
な影響を持つ振れと間隙において、本願考案は、引用例
１、引用例２に対して優れていることは明らかである。
な影響を持つ振れと間隙において、本願考案は、引用例
１、引用例２に対して優れていることは明らかである。
次に、加工誤差による振れを殆ど零にして設計の違いに
よるポンプの振動を比較した。ここで使用した歯車ロー
タは、前述の比較例と本考案品である。第７図は測定し
た振動の振幅を表わすもので、（ａ）が比較例２、
（ｂ）が本考案品である。これから判るように、本考案
品はピーク時振幅、ピークを外れた位置の平均振幅とも
比較例２に比べて非常に小さい。この試験結果は、設計
法の違いによるセットの振れの結果と一致している。従
って、比較例１と比べても効果に差があることは明白で
ある。
よるポンプの振動を比較した。ここで使用した歯車ロー
タは、前述の比較例と本考案品である。第７図は測定し
た振動の振幅を表わすもので、（ａ）が比較例２、
（ｂ）が本考案品である。これから判るように、本考案
品はピーク時振幅、ピークを外れた位置の平均振幅とも
比較例２に比べて非常に小さい。この試験結果は、設計
法の違いによるセットの振れの結果と一致している。従
って、比較例１と比べても効果に差があることは明白で
ある。
［効果］ 以上述べたように、この考案の内接歯車ロータは、イン
ナーロータ中心が、2e＋ｔの直径の真円上を移動するよ
うに、アウターロータの歯形曲線を修正して回転を円滑
にならしめたので、回転ムラ及びそれに起因した回転の
停止、騒音の発生、トルク変動等が効果的に防止され、
かかるロータを採用したオイルポンプ或いは油圧モータ
の信頼性向上に寄与できる。
ナーロータ中心が、2e＋ｔの直径の真円上を移動するよ
うに、アウターロータの歯形曲線を修正して回転を円滑
にならしめたので、回転ムラ及びそれに起因した回転の
停止、騒音の発生、トルク変動等が効果的に防止され、
かかるロータを採用したオイルポンプ或いは油圧モータ
の信頼性向上に寄与できる。
エンジン潤滑用オイルポンプとして使用されているロー
タは、エンジンの仕様によっても異なるが最大吐出圧力
が7Kgf/cm2程である。このポンプに使用されるロータの
最大歯先隙間（第５図のｔに相当する）は第10図に示す
あるポンプ性能データで示されるように工業ベースでは
0.24mm程である。これに対して主用途が潤滑ではなく機
械を作動させる為に必要なポンプでは、一例を挙げると
最大吐出圧力は70Kgf/cm2程となり、ロータの最大歯先
隙間は工業ベースで0.06mm程となる。この最大歯先隙間
0.06mmを確保するためには、ロータの歯形精度を向上さ
せる生産技術面の他に設計的に隙間の変動量を小さくす
る方法が必要である。そこで、先に挙げた特開昭61-192
879号公報（比較例２）、特開昭61-223283号公報（比較
例１）の方法で得られた歯形では、第６図に示すように
設計的に隙間変動量が大きく実用に供しなかったが、本
願考案では隙間変動量も小さく、既存のエンジン潤滑用
の非常に低圧な領域のみならず新しく高圧領域でも本願
考案を使用することで実用可能となった。
タは、エンジンの仕様によっても異なるが最大吐出圧力
が7Kgf/cm2程である。このポンプに使用されるロータの
最大歯先隙間（第５図のｔに相当する）は第10図に示す
あるポンプ性能データで示されるように工業ベースでは
0.24mm程である。これに対して主用途が潤滑ではなく機
械を作動させる為に必要なポンプでは、一例を挙げると
最大吐出圧力は70Kgf/cm2程となり、ロータの最大歯先
隙間は工業ベースで0.06mm程となる。この最大歯先隙間
0.06mmを確保するためには、ロータの歯形精度を向上さ
せる生産技術面の他に設計的に隙間の変動量を小さくす
る方法が必要である。そこで、先に挙げた特開昭61-192
879号公報（比較例２）、特開昭61-223283号公報（比較
例１）の方法で得られた歯形では、第６図に示すように
設計的に隙間変動量が大きく実用に供しなかったが、本
願考案では隙間変動量も小さく、既存のエンジン潤滑用
の非常に低圧な領域のみならず新しく高圧領域でも本願
考案を使用することで実用可能となった。
第１図は、この考案に係る内接歯車ロータのアウターロ
ータの一例を示す正面図、第２図はインナーロータの諸
元値を表わす図であり、第２図のＴは、インナーロータ
の歯面上を移動する径Ｃの円の中心の軌跡である。同図
のＸは横軸、Ｙは縦軸を表わす。第３図は第２図のイン
ナーロータと組合せる従来のアウターロータの正面図、
第４図は第２図のｂ、ｃの値をｂ＝B/2c＝C/2に定め
た、つまり、Δｂ＝Δｃ＝０にしたインナーロータをア
ウターロータと組合わせて両ロータ間のクリアランスを
零にしたときの正面図、第５図は、インナー及びアウタ
ーロータ間にクリアランスを設けた従来のロータの正面
図である。また、第４図及び第５図の６、７はポンプ又
は油圧モータのハウジング側に設けられる吸入ポートと
吐出ポートを示している。 また、第６図は本考案品と比較例の設計上のセットの振
れを比較した図、第７図は比較例２と本考案品の振動測
定結果を示すグラフである。第８図は本考案と比較例の
設計上の歯先間隙を比較した図である。 第９図は、第１図においてインナーロータ歯形曲線群の
包絡線を描くに当たり、インナーロータをθだけ回転さ
せた時、歯先位相が 回転する位置関係を示す。 第10図は、トロコイド型内接歯車ポンプにおける歯先間
隙（チップクリアランス）と容積効率の関係を示す。 １……円弧歯 ２……アウターロータ ３……インナーロータ ４……アウターロータの歯形曲線 ５……インナーロータを回転させたときの歯形曲線群。
ータの一例を示す正面図、第２図はインナーロータの諸
元値を表わす図であり、第２図のＴは、インナーロータ
の歯面上を移動する径Ｃの円の中心の軌跡である。同図
のＸは横軸、Ｙは縦軸を表わす。第３図は第２図のイン
ナーロータと組合せる従来のアウターロータの正面図、
第４図は第２図のｂ、ｃの値をｂ＝B/2c＝C/2に定め
た、つまり、Δｂ＝Δｃ＝０にしたインナーロータをア
ウターロータと組合わせて両ロータ間のクリアランスを
零にしたときの正面図、第５図は、インナー及びアウタ
ーロータ間にクリアランスを設けた従来のロータの正面
図である。また、第４図及び第５図の６、７はポンプ又
は油圧モータのハウジング側に設けられる吸入ポートと
吐出ポートを示している。 また、第６図は本考案品と比較例の設計上のセットの振
れを比較した図、第７図は比較例２と本考案品の振動測
定結果を示すグラフである。第８図は本考案と比較例の
設計上の歯先間隙を比較した図である。 第９図は、第１図においてインナーロータ歯形曲線群の
包絡線を描くに当たり、インナーロータをθだけ回転さ
せた時、歯先位相が 回転する位置関係を示す。 第10図は、トロコイド型内接歯車ポンプにおける歯先間
隙（チップクリアランス）と容積効率の関係を示す。 １……円弧歯 ２……アウターロータ ３……インナーロータ ４……アウターロータの歯形曲線 ５……インナーロータを回転させたときの歯形曲線群。
Claims (1)
- 【請求項１】インナーロータが、基礎円径Ａ、転円径
Ｂ、軌跡円径Ｃ、偏心量ｅなる諸元に基づいて設計され
るポンプ又はモータ用のトロコイド形内接歯車ロータに
おいて、アウターロータの歯形曲線を、アウターロータ
に対するインナーロータ押し付け時の両ロータの歯先間
最大間隙をｔとしたとき、（2e＋ｔ）の直径の円上をイ
ンナーロータ中心が１周するようにインナーロータをB/
A回転して作らせたインナーロータ歯形曲線群の包絡線
を円弧でもって近似したことを特徴とする内接歯車ロー
タ。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1987019115U JPH0639109Y2 (ja) | 1987-02-10 | 1987-02-10 | 内接歯車ロ−タ |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP1987019115U JPH0639109Y2 (ja) | 1987-02-10 | 1987-02-10 | 内接歯車ロ−タ |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS63126568U JPS63126568U (ja) | 1988-08-18 |
| JPH0639109Y2 true JPH0639109Y2 (ja) | 1994-10-12 |
Family
ID=30813423
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP1987019115U Expired - Lifetime JPH0639109Y2 (ja) | 1987-02-10 | 1987-02-10 | 内接歯車ロ−タ |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0639109Y2 (ja) |
Cited By (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2005036735A (ja) * | 2003-07-15 | 2005-02-10 | Sumitomo Denko Shoketsu Gokin Kk | 内接歯車式ポンプ及びそのポンプのインナーロータ |
| JP2006220137A (ja) * | 2005-01-13 | 2006-08-24 | Sumitomo Denko Shoketsu Gokin Kk | 内接歯車ポンプの歯形創生方法及び内接歯車 |
| KR101067113B1 (ko) * | 2003-03-25 | 2011-09-22 | 스미또모 덴꼬 쇼오께쯔 고오낑 가부시끼가이샤 | 내접 기어식 펌프 |
| WO2013058223A1 (ja) * | 2011-10-21 | 2013-04-25 | 住友電工焼結合金株式会社 | 内接歯車ポンプ |
| US9091263B2 (en) | 2012-01-19 | 2015-07-28 | Sumitomo Electric Sintered Alloy, Ltd. | Internal gear pump |
| US9541085B2 (en) | 2011-10-24 | 2017-01-10 | Sumitomo Electric Sintered Alloy, Ltd. | Internal gear pump |
| CN106678035A (zh) * | 2016-12-26 | 2017-05-17 | 珠海格力电器股份有限公司 | 一种内转子、外转子型线设计方法及摆线型内齿轮泵 |
Families Citing this family (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2006009618A (ja) * | 2004-06-23 | 2006-01-12 | Sumitomo Denko Shoketsu Gokin Kk | 内接歯車式ポンプ |
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