JPH10502715A - はすば歯車ポンプまたはモーター - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 例えば、歯車ポンプとか歯車モータのような低騒音発生用の流体圧装置は、ケーシング内に保持されたはす歯歯車（８，１０）を利用している。歯車の歯の接触率及びらせん形前進距離（これらは２及び１である）は、流体圧流体が出口側から入口側へ逆戻りするのを実質的に防止するためのものである。歯車ポンプの場合、圧力軽減用凹部（７０，７４）及び流体供給用凹部（７２，２６）は、歯車の各端部のかみ合い領域での歯間空間と連通する事ができ、凹部は前記空間による互いの連通を回避するように形作られ、位置づけられており、歯車の他端部の凹部に対する歯車の一端の凹部の配置は、らせん形前進距離に対応する量だけ互い違いに食い違っている。各圧力軽減用凹部は基端面（７８，７２）を有する開口スロットで、その面を越えて、補助スロット又は”ノーズ”（８０，８４）が延在しており、各流体供給用凹部は歯車を担持する軸に対するベアリングを相互接続している開口スロットである。可逆歯車モータの場合、各々の圧力軽減用凹部は歯車の各端部でモータの両ポートと連通している。

Description

【発明の詳細な説明】 はすば歯車ポンプまたはモーター 本願発明は相互に噛合う外部はすば歯車を有する流体圧装置に関するものであ る。本流体圧装置は、回転駆動から加圧流体を産出する歯車ポンプか、若しくは 加圧流体から回転運動を産出する歯車モーターであり得る。 多くの従来形の流体圧ポンプは相互噛合外部平歯車を有している。流体圧流体 は、歯形間の空間で、歯車によって担持され、入口側から出口側へ、ポンプ・ケ ーシングによって囲まれている。このようなポンプは、協働歯車上の歯形間の空 間に入る歯形によりもたらされるパルス状放出を産出し、その空間にある流体圧 流体を排除させる。しかし、このようなパルス状放出は機械的な構成部品の共振 を起こさせ、そうすると順に今度は雑音を起こす、という圧力脈動を誘発するの である。従って、雑音を減少するために、流体の放出を容易に行なうことによっ て、圧力脈動の大きさを減少することが望ましい。 はすば歯車は、移送実施応用の際に使用される歯車ポンプに対して提案されて きた。移送実施応用例の１つは、流体が、液体源からそれが使用される場所へ移 送されるというものである。この型のはすば歯車ポン プは、液体が歯間の空間から段階的に均一に排除されて、圧力脈動が軽減される ので、平歯車よりも静かである傾向にある。このようなはすば歯車ポンプに第一 に望まれることは、大量の液体を小型に包み込んだ状態で移送することである。 このことが、歯車（歯先円）の外径とピッチ円との間の比率を最大化し且つ少数 の歯形を使用することを望ましくさせるのである。歯形自体は、歯間の空間にお いて密着するような形状にしてあり、相互に噛合している歯形を通過して出口側 から入口側への好ましくない逆流を軽減するようにしてある。 比較的低圧で作動したり、あるいは粘質流体を取り扱う移送ポンプに対しては 、このような方法は誠に申し分がない。相互に噛合する歯形を通じて出口側から 入口側へいくらか逆流があるかも知れないが、しかし、これは一般的には心配な い。しかしながら、このような方法は、高圧流体ポンプ及び／又は低粘度の流体 に対してはあまりよいとは言えない。このようなポンプは高度仕様移送ポンプで はあろうが、しかし、もっと一般的に言えば、動力発生流体圧ポンプ、即ち、流 体圧装置を作動するために、流体圧流体が駆動流体として使用されている、とい うポンプなのである。このようなポンプは、３２０バール（３２×１０６Ｐａ） までで１００バール（１０×１０６Ｐａ）以下ではまずあり得ない、という圧力 を搬送することが要求される ものなので、通常の作動温度で粘度が２０センチストローク（２×１０^-5ｍ²ｓ^{- 1} ）を常習的には超越しない低粘度流体圧流体を使用する傾向にある。 故に、高度仕様利用に対する、特に動力応用に対する産業用標準歯車ポンプは 、平歯車を使用した歯車ポンプである。このような歯車ポンプは逆流に対して優 れた密閉性を提供し、雑音があるにもかかわらず、高度仕様利用に対して用いら れている。 同様な考え方が歯車モーターに関しても当てはまるのである。この場合に更に 追加して考えねばならないことは、開始トルクの問題である。歯車モーターに加 圧流体が供給されると、これによって回転するようにし向けられる。平歯車モー ターにおいては、噛合い周期を通して発生する変位の瞬間変動が、まるでポンプ で起こるのとおなじように流動脈動を発生し、騒音を減らし、更には、出力トル クにおいて変動を生じる。速度が速い場合、トルク変動はそんなに重要なことで はない。流動脈動によって発生した騒音は存在する。速度が遅い場合、あるいは 静止時には、トルク搬送が問題となる。ポンプは静止時には圧力を発生させるこ とができないのに、モーターは停止して加圧流体が供給された時に全出力トルク を発生することが要求されるのである。平歯車モーターは、この点に関して、始 動時の困難がつきまとうことになろう。 だが今や、或るはすば歯車が、歯車ポンプとしても 歯車モーターとしても高度仕様利用に対して使うことができ、平歯車を使ってい る同種の装置を超えた実質的な有利性をもたらす、ということを解決したのであ る。どちらの装置に利用しても、雑音を実質的に軽減する効果があり、歯車モー ターにおいては、更に優れた始動特性があるのである。 本発明によれば、１対の協働歯形の全幅にわたって連続的駆動接触が達成され た正にその瞬間に、先行歯形の先端部がその協働歯形との係合から外れる、とい うように、入口側と出口側との間のケーシング内で回転するように設置された、 外部はすば歯車の付いた２つの噛合歯車を有する流体圧装置が提供される。 歯車が回転するにつれて、連続的駆動接触が、はすばの先端の所で外れ、実質 的に瞬間に既に、あるいはほとんど瞬間に、次の対の歯車の間に連続的駆動接触 は存在するのである。 『実質的に瞬間に』なる用語は、いずれの場合も、小偏向は、追続する歯形と 交差した連続的駆動接触が達成される正にその瞬間に、その協働歯形との噛合か ら外れる先端から差し支えなくされる、という意味を暗に含んでいることに御留 意していただきたい。 歯車歯形は、好ましくは渦巻形の輪郭の斜面を有する。幾何学的配列は、実質 上、連続的駆動接触はインボリュート生成円から先端まで歯形側面を交差して対 角線に伸びている、というようになっている。 上述のように定義されたこの発明の要件を満たすには、横断面の接触率が１． ５〜３、好ましくは１．８５〜２．２２であるのが好ましい。最も好ましくは、 横断面の接触率が１．９５〜１．９９の範囲にあることである。適切には、螺旋 進行が０．５〜２の範囲にあることで、好ましくは０．８５〜１．２、最も好ま しくは１だけ超えていることである。適切には、横断面の接触率は螺旋進行を０ ．８〜１．２ほど、好ましくは１だけ超えていることである。それはちょうど１ で良いのであるが、１よりも幾分少な目であるのが好ましく、最も好ましくは０ ．９５〜０．９９であることが判っている。このことは、歯形を受け入れていて 、そうして流体の抑止によって発生される過剰の有害圧力を防止したりあるいは 防止するのを容易にしている量が減少している歯形空間において止められた流体 を解放するのを助ける上で、極く少量の重複部分が望ましい、ということを示唆 しているのである。適切には、重複部分は、止められた流体の解放を許容する程 度のものであって、装置が設計されている速度範囲内で出口側から入口側へ流体 の逆流を許すに充分なほど長く持続するものではない。たとえ非常に低い粘度の ものでも、流体圧流体の流体力学的特質としては、非常に少量の重複部分は出口 側から入口側への流体圧流体の実質的な逆流を起こさせない、というものである 。 逆流は、明らかに歯車ポンプの容積測定上の能率に 悪影響があろうが、しかしまた、圧力脈動の振幅に悪影響を与え、それ故に、歯 車ポンプや歯車モーターの雑音発生にも悪影響を与えると考えられる。 従って、非常に極く小程度の重複部分を有する本願発明の実施態様においては 、先行歯形がその協働歯形との係合から外れた極く僅か後に、１対の噛合する歯 形の全幅にわたって連続的駆動接触が達成される。このことは、隣り合う２対の 噛合する歯形を横切る駆動接触の２本の連続線は決して存在しないので、流体の 抑止は生じない、ということを意味する。 相互噛合歯車における歯形の数は接触比によって決定される。好ましくは、こ の数は、外側径及びピッチ円径間に最大限の比率を与えるために最小限にして、 これによって、面幅のユニット当たりの変位を最大にする。しかしながら、所望 の接触比を達成する必要性があるために、平歯車流体装置における典型的な数よ りも歯形の数が多くなる結果となる。平歯車流体装置自体においては、歯形の数 がより多いほうが圧力脈動の振幅を軽減するのに役立つ。実際には、個々の歯車 は好ましくは少なくとも１３個、好ましくは少なくとも１７個の歯車歯形を有す る。 適切には１回転当りの流体変位は５から５００ｍｌ、好ましくは１５から３０ ０ｍｌである。 上述に限定したような流体装置においては、歯形間の減少した空間から装置の 出口側へと、１つの歯形が その空間に入り込むにつれて、流体が逃げられるようにするために、噛合する対 になる歯車の各端部において歯形が噛合状態に入るにつれて、圧力緩和凹部が、 歯形間の空間と連通することができるようになっていて、歯車の他端部における 圧力緩和凹部の変位に対して、歯車の一端部におけるその変位が、螺旋進行に応 じた量だけ、ずれることになる。このような凹部は−全く重複部分がもたらされ ていない、すなわち、隣接する２対の相互噛合歯形の全幅にわたって常時連続的 駆動接触が存在する−という実施例においては、重要と考えられる。また、この ような凹部は、少量の重複部分がもたらされている実施例においても望ましいと 考えられる。もしこのような凹部がもたらされていなければ、重複部分は、流体 の出口から入口への実質的な逆流の危険を防止するに足るだけ充分に大きくては ならないのは確かである。 好ましくは、各々の圧力緩和凹部は、歯車のピッチ円に対して共通接線を跨い で装置の高圧ポートと一端で連通している溝であり、前記溝の他端部は基端面を 有し、その基端面を超えて、動力入力歯車あるいは出力歯車から離れている接触 線の側に全体的に配置された補助溝が延在するようになっている。 米国特許明細書第４５４８５６２号は、はすば歯車ポンプに関するものであり 、ポンプ効率を減少させ且つポンプ内の望ましくない流体圧力並びにポンプの雑 音を引き起こす流体ロックを回避するために、噛合うポンプ歯車の各軸側に末端 板を使用し、歯車歯形空間に抑止された流体が放出されるようにするために末端 板に凹部をもたらし、こうして、その空間と隣接するポートとの間の連通を提供 する、ということは普遍的なやり方である、と述べている。この特許は、噛合う 歯車歯形の歯形空間に抑止された流体における圧力の増加を防止する圧力緩和を 提供する。この米国特許明細書は、圧力緩和凹部と共に末端板を使用する必要性 を除去することを目的としているものであるが、しかしそれでもなお、この特許 の第４図では、もはや必要とされないはずと言われる周知の凹部が図示されてい る。しかし、これらが螺旋進行に相当する量だけ端から端へずれているというこ とを示すのもは何もないし、これらは単純な四角端部の形状を有している。 本発明の流体圧装置が歯車ポンプである時には、圧力緩和凹部に加えて、歯形 がその空間を離れるにつれてポンプの入口側から歯形間の拡大空間に流体が流れ 込むようにするために、好ましくは、噛合している対の歯車の各端部において歯 形が噛合から外れ出るに従って歯形間の空間と連通することのできる流体供給凹 部をも備えるようにしてあり、歯車の各端部における圧力緩和凹部および流体供 給凹部は前記空間によって互いに連通するのを回避するように形成され位置づけ られていて、歯車の他端部に対し歯車の一端部の流体 供給凹部が螺旋進行に相当する量だけずれるようになっている。 好ましくは、各流体供給凹部は、歯車を担持しているシャフト用のベアリング を相互接続し、且つ、螺旋進行に相当する量だけ連携した圧力緩和凹部の基礎末 端面から離隔した溝である。 同様に好ましくは、歯車の歯形の先端を含んでいる歯車の端部での圧力緩和凹 部の基礎末端面は、双方の歯車の軸を含む面に配置されている。 好ましくは、少なくとも、圧力緩和凹部に隣接する流体供給凹部の縁部の効果 部分は一直線で、歯車のピッチ円に対する共通接線に対し直角である。 同様に好ましくは、少なくとも、歯車の歯形の追従する端部を含む歯車の端部 における流体供給凹部の縁部の効果部分は、双方の歯車の軸を含む面に配置され ている。 本流体圧装置が歯車ポンプである場合、噛み合って一対になる歯車は、好まし くは、圧力緩和凹部および流体供給凹部が形成された浮遊圧力負荷末端密封板の 間に保持される。適切なバックアップ装置付きのエラストマー封印を板の裏面に ある溝に施して、加圧流体を受ける区域を隔離し、封印によって限定された区域 および形状が封印板と相互噛合歯車の末端面を直角に接触させるように配置され ているので、全体的な閉鎖力が、装置のケーシング内の圧力によって発生される 分離力よりも若干量だけ大きくなる。 本発明による流体圧装置においては、歯車を反対方向へ強力に推し進める軸方 向の力が発生される。この軸方向の力に対向し、封印効果に悪影響を及ぼす転覆 偶力（チッピング・モーメント）を打ち返すために、一方の封印板の下部と他方 の封印板の上部とに特別の付加領域が設けられている。 好ましくは、この付加領域が設けられた封印板の作業面、並びに、それと接触 する歯車の表面は、例えば表面硬化加工／研摩の加工などによって処理されて、 作業中に磨耗抵抗流体力学的薄膜を提供するために、流体圧流体を保持するため の微小空洞をもたらす。 流体圧装置が可逆ポンプである時は、各々の圧力緩和凹部は、歯車の各端部で モーターの双方のポートと連通する。 歯車モーターは双方向に回転することができるのが望ましい。それ故に、歯車 ポンプの上述した封印板負荷の形態は使用されない。封印板負荷の改良型は、ど のポートが圧力下にあるかに関係なく、同程度の圧力負荷を提供するのに使用さ れる。そのような、型の圧力板は、かなり長期間にわたって平歯車で使用されて 来たし、はすば歯車モーターにも同等に応用可能である。 歯車モーターに、圧力負荷をかけられた浮遊封印板を使用するのは不都合であ る。モーターは回転が始ま る前に加圧されるので、歯車の末端面に対して負荷された浮遊板は、力学的薄膜 潤滑を発生するのに充分な速度が達成されるまで、出力トルクを減少する。もし 高始動トルクが必要条件である場合には、このようにトルクが減少することはゆ ゆしき事である。 このようなことから、歯車ハウジング内において封印板がその周縁にわたって 支持されている場合には、これは都合がよい。更に、封印板は重要な箇所におい て圧力負荷がかけられ得るので、内部圧力による歯車表面からの変形が防止され る。それ故に、制御された内部軸方向間隙がもたらされていて、容積測定効率が 過剰に減少することなく、始動時の遅滞を除去する。 このような技術は平歯車モーターで首尾よく使用されてきており、はすば歯車 モーターにも同程度に応用可能である。 ここに記載されたはすば歯車ポンプおよびモーターには、平歯車ポンプおよび モーターと同様なやり方でスリーブバッシング型ベアリングあるいは耐摩擦ロー ラー・ベアリングが設置され得る。 歯車上の軸方向の力に対抗すべく設計しなければならないのを回避するために は、それぞれのシャフト上で軸方向に離隔した二重はすば歯車を使用することが 可能であろう。しかしながら、このような二重はすば歯車はそれ自体の設計上の 問題を持ち出すことになろうし、本発明によれば可能ではあるが、しかしなお、 二重はすば歯車を使用するのは好まれない。 適切には、本発明の装置は、歯車ポンプの場合あるいは歯車ポンプで駆動され る場合、歯車モーターの場合、少なくとも１００バール（１０×１０⁶Ｐａ）の 、好ましくは、少なくとも２００バール（２２×１０⁶Ｐａ）の、典型的には、 ３２０バール（３２×１０⁶Ｐａ）までの、あるいはそれ以上の圧力で、流体圧 流体を供給するのに使用される。 本願発明は、以下に添付した図面を参照しながら、実施例を挙げて更に説明す る。 図１は、概略平明図に於ける歯車ポンプを示す。 図２は、図１の歯車ポンプで使用される歯車および封印板の斜視図である。 図３は、ポンプの、互いに噛合する２つの歯車の歯形の先端面を含む端部から の、概略図である。 図４は、歯形の終端を含む前記歯車の端部における同様な図である。 図５は、両端部での高並びに低圧力緩和溝を示す、前記歯車の噛合部の、歯形 の先端面を含む前記歯車の端部における拡大概略図。 図５は、図３および図４とほぼ同等の縮尺の、歯車の歯形の先端面を含む歯車 の端部に対する封印板の内面図であり、封印板の溝は、図３及び図５に示された ものと同様であるが、全くの同一ではない。 図７は、図６に対応する、歯車の歯形の終端面を含 む歯車の端部に対する封印板の内面図であり、封印板の溝は、図３及び図５に示 されたものと同様であるが、全くの同一ではない。 図１に示すように、歯車ポンプは、ボルト止めされた構成部品４，６によって 作られた、はすば歯車８１０を保持するためのケーシング２からなる。歯車８及 び１０はそれぞれシャフトに固定され、突出部１２がモーターによって駆動され 得るように、歯車８のシャフトは延長している。数字８，１０で示してある個々 の歯車の形態には、２つの封印板１４と１６が装着されている。封印板１４は歯 車８，１０の型端において、ケースと平行面の間を密封している。封印板１４は 歯車８，１０の片端において、ケーシングと平行面の間を密封している。封印板 １６は歯車８，１０の他端においてケーシングと平行面の間を密封している。歯 車の歯形はケーシングの内側で僅差許容範囲に合致するように配置されている。 歯車を回転させることによって、歯車が、ケーシングによって歯車の歯形の間の 空間に抑止された流体を、入口または吸入側から、出口又は圧力側へと、移動さ せる。 歯車及び封印板については、図２を参照して詳細に説明する。 図２に示すように、歯車は１８本の外部歯形を有するはすば歯車である。螺旋 進行度は正確に１であり、 そのため各歯形の先端１８は先行歯形の後端と並列する。横断面の接触比率は２ よりやや少ない。両端とも同形であり、歯車の軸の中心に位置する円弧状の、狭 い上方平面もしくは先端において切断された、螺旋状の輪郭の斜面を有する。歯 間の底面若しくは根底は汚染防止のため一定のすき間を有する。 この実施例の螺旋進行及び接触率は、稼働中のほとんどの場合、互いに噛合す る歯形の全幅にわたって、連続した駆動接触および連続した密封が存在する。接 触線は、渦巻発生円から先端面に歯車の歯形の側面にわたって傾斜して通じてい る。一方の歯車が回転するにつれ、連続した密封が、適切な歯形の先端において 破れる。この瞬間、完全ではないがほとんど連続した駆動接触が、後続の対にな る歯形の全幅にわたって存在する。実際のところ、この瞬間に、それら歯形の後 退に隣接して小さい隙間が生ずる。しかし、その隙間は回転が進むにつれすぐに 消失し、そのため互いに噛合する歯車の歯形にわたる、連続した駆動接触および 連続した密封が存在する。そのため、設計上、非常に小さい重複部分が存在する 。これは、歯形がこの空間へ移動するにつれて、歯形間の減少する空間に抑止さ れた流体を解放する目的のために存在するのである。もしこの重複部分が存在し ない場合には、接触比率が高くなるため（例えば２．２）、稼働中のどの瞬間に も、隣接した対になる歯形を超えて、連続した２本の接 触線が存在することになる。 連続した駆動接触が１組の歯形によってなされた瞬間に、連続的な接触駆動が 失われるような設計を考えることもできる。これは重複部分なしのシステムであ ろう。しかし、、このような精度で設計や製造することはありそうもなく、不経 済であると考えられる。実用上、ごく小さい重複部分を与えることはかなり満足 すべき事と考える。たとえ粘性が非常に低くとも、流体圧流体の流体力学的性質 により、このような少量の重複部分によって、出力側より入力側への流体の重大 な逆流が生じることはほとんど全くない。流体が、歯形間に減少する隙間をおく ようにさせることで充分である。 実際は、歯車が互いに噛合するにつれて生ずる、歯形間の隙間に流体を開放さ せる際、重複部分のみに依存することは可能であろう。しかし、この実施例にお いては、さらなる流体の供給が、それら流体が開放するようにさせる。この流体 の供給は封印板１４，１６によって達せられる。 これら封印板１４，１６は既知のものであり、詳細な説明はしない。簡単に言 って、これらは浮遊圧力負荷封印板である。背後に適当な支持部を配置した弾性 封印材は、封印板の背後に、加圧された流体が供給される領域を隔離する封印板 の後部に位置する溝２２に受け入れられ、封印材によって形成された領域及び形 状は、互いに噛合する歯車の後端と封印板を直角に接触さえるように配置される ので、全体の保密力は、ポンプケーシング中の加圧流体によって生じる分離圧力 よりもほんの少し大きい。その結果として、歯車接触面にわたる流体漏れは最小 まで減少する。 はすば歯車の使用のため、軸方向の力が対をなす歯車内に生じ、それが歯車を 図２の矢印で示される反対方向に回転させようとする。これら軸方向力に対抗す るため、余分の付加領域が封印板１４下部と封印板１６上部に設けられている。 これは、封印効果に悪影響を及ぼす転覆偶力が生じないようにする目的で設けら れている。 封印板の内側表面上に、流体圧流体が歯形間の空間中を流動可能なように、図 ２に図示しない凹部が形成される。これら凹部は以下に詳細が示される。 封印板の作動表面及び歯車歯形の隣接する表面は、表面硬化作業／研摩作業に よって処理され、流体圧流体を保持するための小さな凹部が形成されている。こ の凹部は、ポンプが作動中には流体圧流体の薄膜を形成し、磨耗を防止している 。 図面に示されたタイプのポンプは、動力発生タイプの流体ポンプに要求される 高圧でのオペレーションにたやすく対応することができる。もちろん流体移動の 目的に使用することができるが、本質的には重要ではないが、この場合にはポン プの逆流がないことが有利 である。実際、ここに示す流体ポンプは、通常の動作温度において粘性が２０ｃ ｓ（２×１０^-5ｍ²ｓ^-1）を頻繁に超えないような非常に粘性が低い流体圧流体 を使用した場合にも、３２０バール（３２×１０⁶Ｐａ）まで、もしくは恐らく それ以上の高圧のもとで動作することが可能であろう。典型的な場合には、２０ ００ｒｐｍで回転し、一回転につき３００ｍｌの液体を流動させる。そのその動 力出力は５００ｈｐにもなり得る。 そのようなポンプは高い効率で動作することがわかっているが、きわめて顕著 に圧力の脈動が減少し、またそのため雑音の発生もきわめて低い。典型的には、 圧力脈動は、現在最も一般に入手可能な標準精度で製造された、サイズの匹敵す る最新型平歯車に発生される振幅よりも、約４分の１の振幅である。 図３〜図７を参照すると、螺旋進行度は正確に１であって、これらの図面では 、駆動側歯車８上の一連の歯車の歯形３０，３０，３２および３３と、駆動され る方の歯車１０上の一連の互いに噛合する歯形４０，４１，４２および４３には 、先端面においては末尾に符号Ａを、終端面においては末尾に符号Ｂが付けられ ている。上記歯車のピッチ円に対する共通接線は符号５０で示されており、接触 線、すなわち前記歯車の歯形がそれに沿って次第に互いに駆動接触する線は、符 号５２で示されている。歯車８は、モーターによって 矢印５４の方向へ回転されて、歯市１０を矢印５６の方向へ駆動する。上記歯車 の回転は、歯車が、歯形間の空間にケーシングによって抑止された流体圧流体を 、ケーシングの入口ポートと連通する吸入側若しくは低圧力領域５８から、ケー シングの出口ポートに連通する高圧領域６０まで、運ぶようにさせる。歯車８お よび歯市１０の両方の軸を有する平面は符号６２で示される。 溝２２に加え、封印板１４および１６には、歯車８および歯車１０に隣接する その表面上に、上記歯車の両端面の噛合領域の歯形間の空間と通じる圧力緩和凹 部および流体圧流体が備えられている。これから説明するように、上記凹部は、 噛合する歯車８と歯車１０の縮小する歯形空間に抑止された流体の圧力が増加す るのを非常に効果的に防止し、且つ、噛合する歯車８および１０の拡大する歯形 空間が連続的に充填されるのを促進し、その一方、前記空間によって互いに連通 することを回避し、前記歯車の片端での凹部の、その他端での凹部に対する変位 は螺旋進行度に応じた量だけずれることになる、というように形成され位置づけ られている。それ故、歯車の歯形の先端面を含む歯車８および１０の端部におけ る封印板１６の凹部は、、圧力開放溝７０と流体供給溝７２とから成り、歯車の 歯形の後端を含む歯車８およびの端部における封印板１４の凹部は、圧力開放溝 ７０と流体供給溝７６と から成る。図５からもっとも良く分かる通り、溝７０は、歯車８及び１０のピッ チ円に対する共通接線５０をまたぎ、一端でポンプの出口ポートに連通しており 、前記溝の他端部には、平面６２に配置された基礎端面７８があり、この端面を 超えて、動力入力歯車８から離れた接触線５２の側の前面に配置された補助溝も しくは「ノーズ」８０が延在している。同様な方法ではあるが、螺旋前進から生 ずる前述したずれのせいにより著しく異なる配置と形状で、溝７４は、歯車８及 び１０のピッチ円に対する共通接線５０をまたぎ、一端でポンプの出口ポートに 連通しており、前記溝の他端部には、平面６２に配置された基礎端面８２があり 、この端面を超えて、動力入力歯車８から離れた接触線５２の側の前面に配置さ れた補助溝もしくは「ノーズ」８４が延在している。溝７２は、歯車８及び１０ を担持するシャフトのベアリングと連通する封印板１６の穴８６と相互接続して おり、溝７０に隣接する縁部８８はまっすぐで共通接線５０と直角をなし、溝７ ０の基礎後端面７８から螺旋進行度に相当する量だけ離隔している。同様な方法 ではあるが、螺旋前進から生ずる前述したずれのせいにより少なくとも著しく異 なる配置で、溝７６は、ポンプベアリングと連通する封印板１４の穴８９と相互 接続しており、少なくとも溝７４に隣接する縁部９０の効果的部分はまっすぐで 共通接線５０と直角をなし、溝７４の基礎後端面８２から 螺旋進行度に相当する量だけ離隔していて、面６２内に配置されている。 溝７０，７２，７４及び７６の相関的形状及び配置のために、噛合領域の歯形 空間は、適宜に、低圧領域５８とでも高圧領域６０とでも、最大限に連通するこ とができ、その一方、前記歯形空間による前記領域間の直接的な連通だけは回避 されるようになっている。例えば、図３〜図５に示されているように、一対の協 働する歯形３２及び４２の後端面において、その対になる協働歯形３２及び４２ の全幅にわたって連続的な駆動接触を完全にするために、係合が確立される時、 そしてそれと同時に、協働する歯形３２及び４２の歯形全幅にわたる連続的な駆 動接触を解くために、先行する歯形３１の先端面が、それと協働する歯形４１と の係合からまさに外れようとする時に、（歯形３１及び４２のゆるみによって相 互接続される）前記歯形間の螺旋空間が、その瞬間に、もう決して溝７０，７２ ，７４および７６によって逃がされることはない。その瞬間の前には、歯形間の 減少する空間は圧力開放溝へ逃げることができたのである。その瞬間の後には、 歯形間の拡大する空間は、流体供給溝からの流体圧流体を受け入れることができ る。この結果、歯形間の螺旋空間は、これら空間がそれぞれ減少したり拡大した 時に、非常に効率良く空になったり充填したりすることができるのである。これ は、作動中の音が静かで、真 空現象のダメージを最小限にし、且つ、ボンプの流体圧流体の設計した変位を持 続する、ということに 至らしめるのである。上述したように構成された歯車ポ ンプの出口ポートに位置した圧力センサーは、圧力脈動に連携した圧力高調波の 著しい減少を示したのである。 所望とあらば、封印板１４及び１６は省くこともでき、溝７０，７２，７４及 び７６はポンプケーシングに直接形成することもできる。 この発明は、どちらかのポートが一時的に高圧流体圧流体に対する入口を構成 する、という可逆歯車モーターにも広く適用し得る。このような他の操作方式に 適用させるために、各圧力緩和凹部はそれぞれ、歯車の各端部においてモーター の両方のポートに連通するように配置されている。 本願発明においては、接触比率が高いこと、が重要であり、好ましくは、少な くとも１．５、更に好ましくは、少なくとも１．８５であることが重要であると 考えられる。このことは、つまり、最新の平歯車ポンプで通例となっている数よ りももっと多くの数の歯形を使う、といことを意味するのである。最新の平歯車 ポンプと比較すると、ピッチ円の直径に関して外径（歯先円）での縮小が必要と なり、したがって、同じピッチ円直径の、典型的な最適平歯車ポンプのものと比 較して恐らく約３０％程、歯車の面幅単位の変位の縮小が 必要となろう。しかしながら、減少した外径のせいで、本願に従ったはすば歯車 を使用した歯車ポンプの歯底直径は、最適の最新平歯車ポンプの歯底直径よりも 大きくし得る。したがって、歯車は大きな直径のシャフトを利用できることにな り、最適の最新型平歯車ポンプと比較すると、堅さに強度を増す。堅さ強度の増 加は、それぞれの直径の３乗に比例する。その結果が、より幅広のはすば歯車（ すなわち、封印板間の端から端まで）が、最大許容耐久圧力を超えないで与えら れる、ということである。このことが、少なくとも部分的に、そして恐らくは全 体的に、面幅単位当たりの変位の減少を補うものなのである。 この発明のはすば歯車ポンプは、流体出口側に減少した圧力脈動をもたらすの みならず、入口側からの流体摂取に関する利点をももたらすものと考えられる。 平歯車は入口側に圧力脈動を起こすが、これは、はすば歯車を使用することによ って減少されるのである。平歯車は更にまた、特に高速の場合に、入口側が時々 加圧される程度にまで、流体圧流体の流動というやっかいなことを被る。本発明 に従ったはすば歯車を使用すれば、高速であっても、流動性は問題となるとは思 われない。 前述したような歯車モーターに関する本願発明の明細書はさらに考察する。 本願明細書の読者の方々には、本願に関して本願明 細書と同時にあるいはそれ以前に提出されかつ本願明細書で公開された全ての文 書に注意を向けられたい。これら全ての文書は引例として本願の中に取り入れて いるものである。 この明細書（これに添付した請求範囲、要約書および図面を含む）に開示され た個々の特徴は、特に明記されていない限り、同様の、同等のあるいは同類の目 的にかなう代替の特徴に置き換えることもできる。したがって、ここに開示され た各々の特徴は、特に明記されない限り、一般的な一連の同等の若しくは同様な 特徴の単なる一例にすぎない。

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (81)指定国 ＥＰ(ＡＴ，ＢＥ，ＣＨ，ＤＥ， ＤＫ，ＥＳ，ＦＲ，ＧＢ，ＧＲ，ＩＥ，ＩＴ，ＬＵ，Ｍ Ｃ，ＮＬ，ＰＴ，ＳＥ)，ＯＡ(ＢＦ，ＢＪ，ＣＦ，ＣＧ ，ＣＩ，ＣＭ，ＧＡ，ＧＮ，ＭＬ，ＭＲ，ＮＥ，ＳＮ， ＴＤ，ＴＧ)，ＡＰ(ＫＥ，ＭＷ，ＳＤ，ＳＺ，ＵＧ)， ＡＭ，ＡＴ，ＡＵ，ＢＢ，ＢＧ，ＢＲ，ＢＹ，ＣＡ，Ｃ Ｈ，ＣＮ，ＣＺ，ＤＥ，ＤＫ，ＥＥ，ＥＳ，ＦＩ，ＧＢ ，ＧＥ，ＨＵ，ＩＳ，ＪＰ，ＫＥ，ＫＧ，ＫＰ，ＫＲ， ＫＺ，ＬＫ，ＬＲ，ＬＴ，ＬＵ，ＬＶ，ＭＤ，ＭＧ，Ｍ Ｎ，ＭＷ，ＭＸ，ＮＯ，ＮＺ，ＰＬ，ＰＴ，ＲＯ，ＲＵ ，ＳＤ，ＳＥ，ＳＧ，ＳＩ，ＳＫ，ＴＪ，ＴＭ，ＴＴ， ＵＡ，ＵＧ，ＵＳ，ＵＺ，ＶＮ (72)発明者 サイクス， ジェレミー アーサー イギリス国 エスピー５ ２エーエス サ リスバリー ランドフォード リンドハー スト ロード （番地無し） セプテンバ ー コテイジ (72)発明者 ピーチ，リチャード ガイ イギリス国 ビーエッチ14 ９エヌダブリ ュー ドーセット プール パークストー ン バーチウッド ロード １

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １． 外部はすばを有し、入口側と出口側の間にあるケース内で回転するため に設置された、相互にぴたりと噛合う２個の歯車を有する流体圧装置であって、 １対の相互に作動する歯の全幅にわたって連続的な駆動接触が達成される瞬間に 、先行歯の先端部がその協働作動する歯との係合から外れることを特徴とする流 体圧装置。 ２． 前記連続的な駆動接触が、先行歯の先端部がその協働作動する歯との係 合から外れたわずかな後で、相互にびたりと噛合う１対の歯の全幅にわたって達 成される請求項１に記載の流体圧装置。 ３． 前記連続的な駆動接触が、先行歯の先端部がその協働作動する歯との係 合から外れるわずかな前に、相互にぴたりと噛合う１対の歯の全幅にわたって達 成される請求項１に記載の流体圧装置。 ４． 横断面における接触率は、１．５〜３の範囲であり、螺旋前進距離を０ ．８〜１．２超える前述したいずれかの請求項に記載の流体圧装置。 ５． 横断面における接触率は、１．８５〜２．２の範囲であり、螺旋前進距 離を０．９５〜０．９９超える前述したいずれかの請求項に記載の流体圧装置。 ６． 横断面における接触率は、１．９５〜１．９９の範囲であり、螺旋前進 距離は１である請求項５に記載の流体圧装置。 ７． 各歯車には少なくとも１３本の歯が付いている前述した請求項のいずれ かに記載した流体圧装置。 ８． 各歯車には少なくとも１７本の歯が付いている請求項７に記載の流体圧 装置。 ９． 歯車の歯は、渦巻形の輪郭の斜面を有する前述した請求項のいずれかに 記載した流体圧装置。 １０． 前記流体圧装置が歯車ポンプである請求項１〜９のいずれかに記載の流 体圧装置。 １１． 前記流体圧装置が歯車モータである請求項１〜９のいずれかに記載の流 体圧装置。 １２． 圧力緩和の凹部は、歯が歯車の各端部での噛み合い係合へと動作する時 に、歯間の空間と連通することができ、歯車の他端部の圧力緩和凹部に対する一 端部の圧力緩和凹部の位置づけが、螺旋形前進距離に対応する量だけずれて配置 されるようになることを特徴とする請求項１〜９のいずれか１つに記載の流体圧 装置。 １３． 各圧力緩和用の凹部は、歯車のピッチ円に対する共通接線を跨いていて 且つ前記装置の高圧ポートと一端で連通している溝であり、前記溝の他端部には 基端面があって、その面を超えて、動力入力歯車あるいは出力歯車から離れた接 触線の側面全体に配置されている補助溝が延在していることを特徴とする請求項 １２に記載の流体圧装置。 １４． 前記流体圧装置は、流体供給凹部が、歯が歯 車の各端部でのかみ合い係合へと動作する時に、歯間の空間と連通することがで き、歯車の各端部での圧力緩和凹部および流体供給凹部が、前記空間によって互 いの連通を回避するように形造られ位置づけられていて、歯車の他端部の流体供 給凹部に対する一端部の流体供給凹部の位置づけが、螺旋形前進距離に対応する 量だけずれて配置される、というようになる歯車ポンプから成ることを特徴とす る請求項１２あるいは請求項１３に記載の流体圧装置。 １５． 各流体供給凹部は、歯車を担持する軸用のベアリングを相互接続し、且 つ、螺旋形前進距離に対応する量だけ、連繋する圧力緩和用の凹部の基端面から 離隔している溝であることを特徴とする請求項１４に記載の流体圧装置。 １６． 歯車の歯の先１部を含んでいる歯車のその端部での圧力緩和用凹部の基 礎端部表面は、両歯車の軸を含む平面に配置されていることを特徴とする請求項 １５に記載の流体圧装置。 １７． 少なくとも、圧力緩和用凹部に隣接する流体供給用凹部の縁部の効果的 部分は、真っ直ぐで且つ歯車のピッチ・サークルに対する共通接線に対し直角で あることを特徴とする請求項１５に記載の流体圧装置。 １８． 少なくとも、歯車の歯の後端を含んでいる歯車のその端部での流体供給 凹部の縁部の効果的部分は、両歯車の軸を含む平面に配置されていることを特徴 と する請求項１７に記載の流体圧装置。 １９． 前記流体圧装置は、各々の圧力緩和凹部が歯車の各端部で前記モータの 両ポートと連通している、というようになる可逆モータから成ることを特徴とす る請求項１２に記載の流体圧装置。 ２０． 前記流体圧装置は、凹部が、、歯車の端部での漏れを最小限にするため にそれ自体は知られている密封板に形成されているようになることを特徴とする 請求項１２〜１９のいずれかに記載の流体圧装置。 ２１． 流体圧系システムは、少なくとも１０×１０⁶Ｐａ（パスカル）の圧力 で流体圧作動流体を必要とする流体圧動力装置と、前記装置に流体圧的に連結し た請求項１０，１４，１５，１６，１７および１８の内のいずれかに記載した歯 車ポンプと、少なくとも１０×１０⁶Ｐａ（パスカル）の圧力まで流体圧流体を 加圧するために前記歯車ポンプに連結された主モーターとから成ることを特徴と する流体圧システム。