JPS6210490A - ル−ツ型ポンプ - 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〕 本発明はルーツ型ポンプに関するものであり、例えば自
動車用過給機として用いて有効である。

〔従来の技術〕

従来、自動車用エンジンの過給機として用いられている
ルーツ式ポンプは、第３図あるいは実開昭５９−５４７
８５号公報に示される如く、まゆ形ロータを一対として
使用した２軸２０−夕からなる２０一ブ形式の容積形流
体機械が一般的である。この２０一ブルーツ式ポンプは
、ハウジング１０１内を２個の非接触ロータ１０２，１
０３がギヤ（図示せず）で位相を保ちながら互いに逆方
向に回転し、吸入通路１０４より吸入口１０５を経て流
体を吸入し吐出口１０６より吐出ｉ［！ｌ路Ｉ０７へと
吐出する構造である。

〔発明が解決しようとする問題点〕

ところが、通常この種のルーツ式ポンプは、ロータとハ
ウジングとで形成されている閉じ込み空間が吐出口へ開
口する瞬間に、高圧吐出側流体が前記閉じ込み空間へ逆
流し、閉じ込み空間の流体を逆流圧縮する。この逆流圧
縮により吐出通路内等において圧力脈動が発生し、大き
な騒音を発生するという問題点があった。そこで、この
逆流圧縮緩和対策として前記閉じ込み空間内の圧力を徐
々に高め、この閉じ込み空間が吐出口へ開口した時の圧
力差をな（す方法が提案されている。第３図において昇
圧溝１０８及び１０９はこの逆流圧縮緩和対策の一例を
示したものである。一般にこの種の容積形流体機械は吸
入口と吐出口が連通ずると作動流体の吹き抜けが生じ、
容積効率が著しく低下しポンプ性能が悪化する。そのた
め第３図に示した様な２０一ブルーツ式ポンプにおいて
、ハウジング１０１に昇圧溝１０８，１０９を配設する
ことができるロータ回転角θ（ｒａｄ）は、吸入口１０
５から吐出口１０６までのロータ回転角θ１（ｒａｄ）
からπ（ｒａｄ）を差し引いたものとなる。しかしなが
ら一般に２０一ブルーツ式ポンプでは、。

その基本構造及び吸入口、吐出口の大きさ等の関係によ
り、前記θは最大π／　６　（ｒａｄ）程度しか配設で
きないのが現状である。従って、特にポンプ回転数が高
い場合に前記閉じ込み空間を吐出圧力にまで十分昇圧す
ることができず、騒音低減効果が小さいという欠点を有
していた。そこで本発明は上述の問題点に鑑み、ポンプ
騒音の主因である圧力脈動の低減を目的とする。

〔問題点を解決するための手段〕

そこで本発明では一対のロータを各葉が９０゜おきに配
された４葉型とし、ポンプハウジング内面に吐出口の縁
より各ロータの回転逆方向に少なくとも９０°の角度範
囲に渡って第１昇圧溝及び第２昇圧溝が形成し、この第
１昇圧溝及び第２昇圧溝は吐出口に近づくにつれて漸次
断面積が増加するようにした。

〔作用〕

一対のロータで各々形成される４５°位相の異なる２つ
の空間に、第工昇圧溝及び第２昇圧溝を介して吐出側の
流体が流入し、その流入量の変動は流入する空間の位相
が４５°異なっているため、互いに補完しあう形となる
。

〔発明の効果〕

従って本発明のルーツ型ポンプを用いれば、吐出側から
各ロータによって形成される空間に流入する流体がその
流入量変動を補い合い、その結果圧力変動を打ち消し合
うため、容積効率を低下させることなく、吐出通路内等
で発生していた圧力脈動を低減させることができ、低騒
音化をはかることができる。

〔実施例〕

以下、本発明の一実施例を第１図、第２図に基づいて説
明する。

第１図は本実施例の横断面図、第２図は縦断面図で、第
１図は第２図のＩ−１断面図である。図中１０はポンプ
外形を形成するハウジングで、このハウジング１０の第
１ボス１０ａには駆動シャフト１１の一端が軸受１２を
介して回転自在に軸支されている。また前記ハウジング
１０の第２ボス１０６には従動シャフト１３の一端が軸
受１４を介して回転自在に軸支されている。駆動シャフ
ト１１には等間隔に４葉が配された第１０−タ１５がピ
ン１６によって位置決め固定されており、従動シャフト
１３には第１０−タ１５と同一形状の４葉の第２０−タ
１７がピン１８によって位置決め固定されている。

１９はフロントサイドプレートであり、ピン２０によっ
て前記ハウジング１０に対して位置決め固定されている
。またフロントサイドプレート１９の第１ボス１９ａに
は前記駆動シャフト１１が軸受２１を介して回転自在に
軸支されている。同様にフロントサイドプレート１９の
第２ポス１９ｂには前記従動シャフト１３が軸受２２を
介して回転自在に軸支されている。２３及び２４は駆動
ギヤ及び従動ギヤであり、各々駆動シャフト１１及び従
動シャフト１３に対してピン２５及び２６によって位置
決め固定されている。２７は前記駆動ギヤ２３を駆動シ
ャフト１１に固定するためのナンドであり、２８は前記
従動ギヤ２４を従動シャフト１３に固定するためのボル
トである。

２９はフロントカバーであり、前記フロントサイドプレ
ート１９を貫通しているピン２０によって、前記ハウジ
ング１０及びフロントサイドプレート１９に対して位置
決め固定されている。前記駆動シャフト１１は前記フロ
ントカバー２９のボス２９ａを軸封装置３０を介して貫
通している。

３１は潤滑油であり、前記フロントサイドプレート１９
と前記フロントカバー２９とで形成された空間に封入さ
れている。３２及び３３は軸封装置であり、前記潤滑油
３１が駆動シャフト１１及び従動シャフト１３を伝わっ
て漏れるのを防止している。３４及び３５はサークリッ
プであり、前記軸受２１及び２２をフロントサイドプレ
ート１９に対して軸方向に位置決めしている。３６は前
記フロントサイドプレート１９と前記フロントカバー２
９との間のソールを保つ０リングであり、３７はハウジ
ングｌＯとフロントサイドプレート１９との間のシール
を保つ○リングである。また、前記ハウジング１０、前
記フロントサイドプレート１９及び前記フロントカバー
２９はボルト（図示せず）によって互いに固着されてい
る。

第１図において、３８はハウジング１０内に作動流体を
吸入するための吸入口であり、３９はこのハウジング１
０内より作動流体を吐出するための吐出口である。本実
施例においては、吸入口３８と吐出口３９との間のロー
タ回転角θ１は７／６π（ｒａｄ）とした。４０及び４
１はハウジング１０に配設された第１昇圧溝、第２昇圧
溝である。

これらの第１、第２昇圧溝４０及び４１は第１図に示し
た如くハウジングｌＯの吐出口よりロータ回転角θ＝２
／３π（ｒａｄ　）の範囲内に設けられている。以下に
本実施例における第１、第２昇圧溝４０及び４１の形状
について第４図乃至第１３図を用いて詳述する。

第４図及び第５図は第１図の要部のみを示す部分図で、
第４図は第１０−タ・１５の回転に伴って第１０−タ１
５の一先端１５ａが第１昇圧溝４０の始点Ａを通過する
瞬間を示している。ここで始点Ａは第１０−タ１５の４
葉のうちある一葉の先端１５ｂ（以下、第２先端１５ｂ
と呼ぶ）が、前記吸入口３８を閉じ切った瞬間に、回転
方向（図中矢印Ｒ）に一つ前方にある他の一葉の先端１
５ａ　（以下、第１先端１５ａと呼ぶ）が位置している
点である。すなわち、各葉は９０°ごとに配されている
ので、始点Ａは吸入口３８からロータ回転角π／　２　
（ｒａｄ）の点に位置している。この第４図に示す状態
の時、吸入口３８での作動流体の圧力をＰ　＋　（ｋｇ
／　ｍ）　、比重量をｒ＋（ｋｇ／ｍ３）とする。

また第１０−タ１５の先端１５ａ、１５ｂ及びハウジン
グ１０の内周面で囲まれた空間４２の体積をＶ（ｍ３）
とし、空間４２内には、圧力ＰＩ、比重量γ、なる作動
流体が充填されているものとする。吐出口３９での作動
流体の圧力をＰ　ｚ　（ｋｇ　／　ｔｒｉ　）、比重量
をＴｚ（ｋｇ／ｍ’）とし、Ｐｚ＝Ｐ＋　とする。

今、ローフ１５が第４図に示された位置から同図中矢印
Ｒ方向にπ／　２　（ｒａｄ）だけ回転した時、即ち第
１０−タ１５の第２先＠１５ｂが第４図における第１先
端１５ａの位置に達した時、前記空間４２内には第１昇
圧？ｌ１４０を経て吐出側作動流体が流れ込んでおり、
空間４２内は昇圧されて圧力Ｐ２、比重量Ｔ２なる状態
になっているものとする。

第１０−タ１５が角速度ω（ｒａｄ／５ｅｃ）で回転し
ているものとすると、前記第１先端１５ａがπ／２　（
ｒａｄ）だけ回転するのに要する時間ｔ＋（ｒａｄ）は
１、＝π／２ω（ｓｅｃ） となる。

また、空間４２が第４図に示された位置にある時は、前
述した如くこの空間４２内の作動流体は圧力ＰＩ、比重
量Ｔ１であるから、重量Ｇ＋（ｋｇ）は Ｇ１−１１　×■ となる。

次に、この空間４２がり、秒後に圧力Ｐ２、比重量γ２
になったとすると、その時の重量Ｇｚ（ｋｇ）Ｇｚ　　
＝　Ｇｌ　　＋　Ｇ３　　＝　ｒ　ａ　　・　■となる
。

ここでＧ、はｔ１秒間に第１昇圧溝４０を経て空間４２
内へ流入した高圧作動流体の重量である。

一方、第１昇圧溝４０を経て空間４２内へ流入する高圧
作動流体の流量ｑ（ｍ３／Ｓ）がｑ＝ｑｏ（１−ｃｏｓ
４ωｔ） なる変化を示すものとする。

ここでｑ。は平均流量（ｍ３／Ｓ）とする。これは流量
ｑが上式に示される如き変化を示し、もう一方の第２昇
圧１４１が第１昇圧溝４０と同一形状ならば、吐出口で
の流量変動△ｑが△ｑ＝ｑｏ（１ｃｏｓ４ωｔ）　　＋
ｑ０（１−ｃｏｓ４ω（ｔ−π／４ω）） ＝２ｑ０ ”ｃｏｓｔ となり吐出口での流量変動△ｑを理論上ゼロとすること
ができるからである。

上式よりＧ、は Ｇ：ｌ　＝７ｚ　Ｘ　Ｊ’、’Ｑ　ｄ　ｔ＝ｒｚ　　Ｘ
ｑ（１×　［ｔ　　　１／４ω・５ｉｎ４　（１）　ｔ
　］”＝γｚ　ＸｑｏＸ　（ω／２ω）となる。

ここでＰ＋　Ｘｒｚ　＝Ｐｚ　ＸＴ＋　とするとＧｘ　
＝ｒｚ　ＸｑｏＸ　（π／２ω）＝　（（Ｐ２ｘγ＋　
）／ｐ＋　）ＸＱＯＸ　（π／２ω） ＝　（Ｐｚ　／Ｐ＋　）ｘ　ＣＧ＋　／Ｖ）Ｘｑ０×（
π／２ω）　　□■ となる。

次にロータ１５の第１先端１５ａが第１０−タ１５の回
転に伴って第５図に示された位置、即ち前記始点Ａから
第１先端１５ａが角度θ＋　（ｒａｄ）だけ回転した時
を考える。この時空間４２内の作動流体は昇圧？１ｓ４
０を経て高圧作動流体が洩れ込むことにより昇圧され、
圧力がＰ（Ｐ＋　≦Ｐ≦Ｐ２）になっているものとする
。第１０−タ１５の角速度はωであるから、第１先端１
５ａが第４図の位置から第５図の位置まで回転するに要
する時間ｔ　（ｓｅｃ）は ｔ＝θ、／ω　となる。

また、を秒後までに空間４２内へ流入した高圧作動流体
の重量をＧとすると ＰＩ／Ｇ＋　＝Ｐｚ　／　（Ｇｌ　　＋Ｇ：＋　）＝Ｐ
／（ｃ＋＋ａ＞ なる関係が成り立つから、 Ｐｚ　　Ｐ＝［（（Ｇｌ　＋Ｇ３　）　／Ｇｌ　ｌ−（
（Ｇｌ　＋Ｇ）／Ｇｌ　）　］　ｘｐ。

＝　（（Ｇ３−Ｇ）／Ｃｚ　ｌ　ｘｐ。

□■ の関係が成立する。

ここで、圧力Ｐ２、比重量γ２なる高圧作動流体の密度
をＰａ　（ｋｇ−ｓｅｃ２／ｍ’）、重力加速度をｇ　
（ｍ／ｓｅｃ”）　、第１昇圧溝４０を流れる高圧作動
流体の速度をＶ（ｍ／Ｓ）とし、始点Ａから回転角θ１
の位置に存る第１昇圧溝４０の断面積をＳ　　（ｍ２）
とすると Ｐｚ　　　Ｐ＝　（１／２）　　×　ＣＰａ　ｘＶ”　
）＝　（１／２）Ｘ　（Ｔｚ　／ｇ）　ｘ　［（ｑ。

Ｘ（１ｃｏｓ４ωｔ）ｌ　　／Ｓ］　　”□■ となる。

■式と０式より （１／２）Ｘ　（Ｔｚ　／ｇ）　　Ｘ　［（ｑｏ　ｘ　
　（１−ｃｏｓ４ωｔ））／Ｓ］　２ −　（（Ｇｚ　　　Ｇ）ｘＧ、）Ｘｐ。

□■ の関係が成立する。

ここで、Ｇ＝　Ｔｚ　Ｘ　ｆ、ｑｄｔ ＝Ｔｚ　Ｘ４０Ｘ　＜　（ｔ　　　（１／４ω）ｓｉｎ
４ω１）） ＝　（Ｐｚ　／ＰＩ　）　Ｘ　（Ｇｌ　／Ｖ）×ｑｏ　
Ｘ　＜　（ｔ　　　（１／４ω）ｓｉｎ４ω１）＞ なる関係と０式とを０式に代入すると、（１／２）Ｘ　
（Ｔｚ　／ｇ）　ｘ　［（ｑｏ　ｘ　（１−ｃｏｓ４　
　ω　ｔ）　　）　　／Ｓ　コ　２””　　［＜　　（
Ｐｚ　　／Ｐ＋　　）　　Ｘ　　（Ｃ＋　　／Ｖ）　　
Ｘｑ６　　Ｘ（（π／２ω）−ｔ＋　（１／４ω）　　
５ｉｎ４ω１）＞／Ｇｌ　コ　×　Ｐ　。

＝　（（Ｐｚ　　ｘｑＱ　　）／Ｖ）　　Ｘ　　＜　　
（π／２ω）−ｔ＋（（１／４ω）　　５ｉｎ４ωｔｌ
＞□■ となる。

■を変形して ５２＝（（γｚ　ｘｖｘｑｏ　）／　（２ｘｐｚ　ｘｇ
）ＩＸ　　（（１−ｃｏｓ４　　ω　ｔ）　　２　／　
　（７ｒ／２　　ω）−ｔ＋（（１／４ω）　　５ｉｎ
４ω１）＞となる。

ここで（γｚ　／Ｐｇ　）　−（ｒ＋　／Ｐ＋　）であ
るから Ｓ”　　＝　　（Ｄ＋　　ＸＶＸ　　ｑｏ　　）　　／
　　（２ｘＰ＋　　Ｘｇ）　　ＩＸ　　＜　　（１−ｃ
ｏｓ４　　ω　ｔ）　　２　／　　（π／　２　ω）−
ｔ＋（（１／４　　ω）　　　５ｉｎ４　　ω　１））
Ｓ＝　　　　　　ｒ＋　　ｘＶｘｑｏ　　　　／　　（
２ｘｐ＋　　Ｘｇ）ｘ　　（（１−ｃｏｓ４　　ω　ｔ
）　　／ｌ−ツー１＝ンー’ｌｔａコー×　　　ｑｏ　
　　　　π　　　２　ω）　　−ｔ＋（（１／４　　ω
）ｓｉｎ４ｖｔ丁Ｘ　　（１−ＣＯ３４，＜ＩＪ　ｔ）
□■ が成立する。

■弐において（γＩ／Ｐ＋　）、Ｖ、ｇは運転状態にか
かわらず同一流体を吸排する同一ポンプについては一定
であるため、■式右辺第１項は定数Ｃと見なすことがで
きる。ゆえに０式はＸ　（，１−ｃｏｓ４ωｔ） ただしＣ−γＨＸ　　　　　　ＸＰＩＸｇとなる。

いま、ｒ＋　　＝　１．２　　（ｋｇ／ｍ”）、　　Ｐ
＋　　＝　１００００（ｋｇ／ｍ”）、　　Ｖ　＝　０
．０００１　　（ｍ’）。

ｇ＝９．８　　（ｍ／ｓｅｃ”）　、　　Ｐｚ　＝　１
５０００　　（ｋｉｒ／ｍ”）とした時の始点Ａからの
ロータ回転角θ、　（ｒａｄ）と、第１昇圧溝４０断面
積Ｓ　（ｍ）との関係を示したものが第６図である。こ
こで、本発明のルーツ式ポンプを自動車用過給四として
用いる場合、その使用回転数範囲は２０００（ｒｐｍ）
〜６ｏｏｏ（ｒｐｒｌｌ）であり、低速としてポンプ回
転数２０００　（ｒｐｍ）（角速度ω＝　（２００／　
３）　　π（ｒａｄ）　）　、中速として４０００　（
ｒｐｆｆｉ）　　（角速度ω＝　（４００／３）７ｒ（
ｒａｄ）　）　、高速として６０００　（ｒｐｍ）　　
（角速度ω７２００π（ｒａｄ）　）を各々０式に代入
して求めたＳが第６図中の曲線（イ）、（ロ）、（ハ）
である。そして０式で求めた角度ωにおいて、面積Ｓの
昇圧溝４０を経て閉じ込み空間内へ洩れ込む作動流体の
吐出口３９での流量変動△ｑを第７図に示す。

第７図において、正弦波的に変化している曲線（イ）（
破線で示す）は第１昇圧溝４０を経て洩れ込む流体流量
であり、一点鎖線で表した曲線（ロ）は第２昇圧溝４１
を経て洩れ込む流体流量を示す。この曲線（イ）と曲線
（ロ）は全く波形状が等しく位相がπ／４ラジアンだけ
ズしているので、曲線（イ）と曲線（ロ）の合成である
吐出口３９での流量変動△ｑは直線（ハ）のようになる
。

尚、曲線（イ）と曲線（ロ）との位相がπ／４ラジアン
だけズしているのは、第１０−タ１５、第２０−タ１７
の各葉がπ／２ラジアンごとに位置する４葉型ロータで
あり、このロータがπ／４ラジアンだけ位相をズラして
噛み合っていることに起因する。また、第１昇圧溝４ｏ
、第２昇圧溝４１は、空間４２が吐出口３９に連通ずる
以前に吐出口３９側と空間４２を連通させなければなら
ないので、これらの昇圧溝が形成される位置は吐出口３
９の縁よりロータ回転逆方向に少なくともπ／２ラジア
ンの角度範囲に渡っていなければならない。

ところが第６図からもわかるように、流量変動が理論上
ゼロとなる昇圧溝面積Ｓはポンプ回転数によって異なっ
ている。この面積Ｓをポンプ回転数の変化に対応して変
化させるのは実際上不可能であるから、広範囲に渡るポ
ンプ回転数の変化に対して常に流量変動をゼロにできる
昇圧溝を配設することは不可能である。

そこで本発明者等は低速から高速に至るまで広範囲にわ
たり、吐出口での流量変動ができるだけ小さくなる昇圧
溝の形状を求めることにした。

第８図中曲線（イ）は第６図中曲線（ハ）に示されてい
る高速時用昇圧溝の配設されたポンプを２０００　（ｒ
ｐｍ）という低速回転で運転した場合の第１昇圧溝４０
での流体流量の変化を模式的に表したものである。第８
図において破線で表した曲線（ロ）は２０００　（ｒｐ
ｍ）での理論昇圧溝における流体流量の変化を示したも
のである。

この第８図からもわかる通り昇圧満開始点Ａから同じロ
ータ回転角において昇圧溝面積が大きいほど、圧力差に
よって吐出口３９側から空間４２内に流れ込む流体の流
量が多くなり、結局小さなロータ回転角範囲内で昇圧が
完了してしまうことになって、第１、第２昇圧溝を経て
流れ込む流量変化を合成して圧力脈動を低減するという
効果が得られない。そこで昇圧満開始点からの昇圧溝面
積は小さく徐々に大きくなり、その変化率がロータ回転
角と共に増加する形状とすれば、ポンプ回転数が低い場
合においても昇圧に要するロータ回転角を大きくとるこ
とができ、本発明の要旨である第１昇圧溝４０、第２昇
圧溝４１を経て流れ込む流量変動の合成による圧力脈動
の低減という効果が得られるものと考えられる。

次にロータ回転角に対して昇圧溝面積Ｓが最大値となっ
た後の部分、即ちロータ回転角に対して昇圧溝面積Ｓが
減少する部分が流量変動に及ぼす影響について考えてみ
る。第９図は第６図中曲線（ハ）で表した高速（６００
０（ｒｐｍ）　）時の昇圧溝面積Ｓが最大値となった点
Ｂで吐出口３９に開口した場合の流量変動を示したもの
である。第９図曲線（イ）と（ロ）がπ／　４　（ｒａ
ｄ）の位相の異なる２ケ所の昇圧溝による流体流量の変
化であり、（ハ）は（イ）と（ロ）を合成したものであ
る。

この図からもわかる通り、昇圧溝面積Ｓが最大値となる
点ではほぼ昇圧が完了しているため、閉じ込み空間４２
内と吐出口３９との圧力差は小さく、昇圧溝が最大面積
にて吐出口３９に開口しても２ケ所の第１界圧溝４０、
第２昇圧溝４１を経て空間４２内に流れこむ流体流量の
合計の変動にはさほど影響を及ぼさない。

以上の考え方を盛り込んだ昇圧溝形状を第１０図を用い
て説明する。

まず、第１．２昇圧／＃４０．４１を配設する位置は吐
出口３９の縁からロータ回転逆方向に渡って形成され、
その角度は、吸入口３８と吐出口３９の間のロータ回転
角７／６π（ｒａｄ）から、吐出゛　　口３９と吸入口
３８とが連通しないために最低限度必要な閉じ込み空間
角度π／　２　（ｒａｄ）を差し引いた２／３π（ｒａ
ｄ）とする。そしてこの２／３π（ｒａｄ）の角度に配
設された昇圧溝のうち、低速では第１０図曲線の範囲、
中速ではＹの範囲、高速ではＺの範囲で各々閉じ込み空
間４２への流体流入が行われるようにし、いずれの回転
数においても流体流入にできるだけ大きな角度がとれる
ようにする。このようにすることにより、第１昇圧溝４
０、第２昇圧溝４による流体流量の変動の合成による圧
力脈動の低減を行おうとするものである。

この考え方に基づいて第６図曲線（イ）、（ロ）、（ハ
）の理論昇圧溝形状を参考として決定した本実施例の昇
圧溝面積Ｓ　（ｍ）のロータ回転角θ２（ｒａｄ）に対
する変化が、第１０図に実線で示した曲線（イ）である
。尚、第１０図において破線で示される曲線（ロ）、（
ハ）、（ニ）は第６図中曲線（イ）、（ロ）、（ハ）の
理論昇圧溝形状を各々ｘ、ｙ、ｚの使用範囲に対応する
様に移動させたものである。この様にして求めた第１０
図曲線（イ）の昇圧溝面積Ｓ　（ｒｒｒ）とθ２　（ｒ
ａｄ）の関係は Ｓ＝　（２７Ｘ　（θ２／π）　’　）　−（３４，２
Ｘ（θ３／π）　３）＋　（１７，２５ｘ　（θ２／π
）　”　ｌ　−ｆＯ，２５Ｘ　（θ２／π））□■ となる。

０式を用いて低速（回転数２０００ｒｐｍ）時のロータ
回転角θｔ　（ｒａｄ）に対する流体洩れ量の変化を模
式的に示したものが第１１図である。この図において破
線で示す曲線（イ）は第１昇圧溝４０を通って空間４２
内に流入する流体流入量であり、一点鎖線で示す曲線（
ロ）はπ／　４　（ｒａｄ）位相の異なる第２界圧導４
１を通って空間４２内に流入する流体流入量を示してい
る。また実線で示す曲線（ハ）は曲線（イ）と（ロ）を
合成したものであり、吐出口３９における流量変動を示
している。

同様に第１２図は中速（回転数４０００ｒｐｍ）時にお
ける流体流入量、第１３図は高速（回転数６０００ｒｐ
ｍ）時における流体流入量を模式的に示したものである
。また第１２図及び第１３図における曲線（イ）、（ロ
）及び（ハ）は第１１図における曲線（イ）、（ロ）及
び（ハ）に対応している。

これらの図よりも明らかな通り、本実施例における昇圧
溝を配設したルーツ式ポンプは低速から高速に至るまで
の広範囲な回転数域において、吐出口での流量変動を第
１昇圧溝４０、第２昇圧溝４Ｉを通って空間４２内に流
れこむ流体流入量を合成することにより極めて小さく抑
えることができるという技術的効果を有するものである
。

上述の第１昇圧溝４０、第２昇圧溝４１による騒音低減
効果を示したのが第１４図である。これは吸入圧Ｐ、　
＝　１　　（ｋｇ／ａ＋Ｉ）　、吐出圧Ｐｚ＝１．５（
ｋｇ／ｃＩ１１）の条件において、ポンプ回転数とポン
プ後方１５（ｃｆｆｌ）で測定した騒音レベルとの関係
を示したもので、同図中（イ）は本実施例にかかるポン
プ、（ロ）は従来技術によるポンプに係るものである。

この図から明らかな様に、本実施例による４葉ルーツ式
ポンプは従来技術による２０一ブルーツ式ポンプと比較
していずれの回転数においても騒音レベルが低減されて
いる。

尚、本実施例においては、昇圧溝をハウジング内周面に
配設する構成としていたが、サイドプレートに設けても
同様の技術的効果を得ることができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明実施例の横断面図、第２図は縦断面図、
第３図は従来例を示す横断−面図、第４図及び第５図は
第１図の要部部分図、第６図は昇圧溝の断面積とロータ
回転角度との関係を示すグラフ、第７図、第８図、第９
図は流量変動とロータ回転角度との関係を示すグラフ、
第１０図は昇圧溝の断面積とロータ回転角度との関係を
示すグラフ、第１１図、第１２図、第１３図は流量変動
をロータ回転角度との関係を示すグラフ、第１４図は実
施例の効果を示すグラフである。 １０・・・ハウジング、１５・・・第１０−タ、１７・
・・第２０−夕、３８・・・吸入０．３９・・・吐出口
、４０・・・第１昇圧溝、４１・・・第２昇圧溝。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 　ポンプハウジング内で一対のロータがポンプハウジン
   グ内周面と所定クリアランスを保ちつつ相互に噛み合い
   ながら回転し、一回転毎に定容量の流体を吸入口より吸
   入し、吐出口より吐出するルーツ型ポンプにおいて、 前記一対のロータは各葉が９０°（π／２ラジアン）お
   きに配された４葉型のロータであり、前記ポンプハウジ
   ング内面に前記吐出口の縁より各ロータの回転逆方向に
   少なくとも９０°（π／２ラジアン）の角度範囲に渡っ
   て第１昇圧溝及び第２昇圧溝が形成されており、この第
   １昇圧溝及び第２昇圧溝は前記吐出口に近づくにつれて
   漸次断面積が増加することを特徴とするルーツ型ポンプ
   。