JPWO2004044430A1 - Inscribed oil pump rotor - Google Patents

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JPWO2004044430A1
JPWO2004044430A1 JP2004551196A JP2004551196A JPWO2004044430A1 JP WO2004044430 A1 JPWO2004044430 A1 JP WO2004044430A1 JP 2004551196 A JP2004551196 A JP 2004551196A JP 2004551196 A JP2004551196 A JP 2004551196A JP WO2004044430 A1 JPWO2004044430 A1 JP WO2004044430A1
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JP
Japan
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rotor
circle
tooth
oil pump
clearance
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JP2004551196A
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Japanese (ja)
Inventor
細野 克明
克明 細野
Original Assignee
三菱マテリアル株式会社
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    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04C2/00Rotary-piston machines or pumps
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    • F04C2/082Details specially related to intermeshing engagement type machines or pumps
    • F04C2/084Toothed wheels

Abstract

n(nは自然数)枚の外歯を有するインナーロータ(20)と、(n+1)枚の内歯を有するアウターロータ(10)とが噛み合い、その歯面間に形成される複数のセル(R)の容積変化により流体を吸入・吐出するオイルポンプを構成するオイルポンプロータアッセンブリである。このオイルポンプロータアッセンブリは、容積が最小となっているセル(R)における両ロータ(20,10)の歯面間のクリアランスの大きさをa、容積が拡大する過程にあるセル(R)における両ロータ(20,10)の歯面間のクリアランスの大きさをb、容積が最大となっているセル(R)における両ロータ(20,10)の歯面間のクリアランスの大きさをcとして、a≦b≦cかつa<cを満たすように構成される。An inner rotor (20) having n (n is a natural number) external teeth and an outer rotor (10) having (n + 1) internal teeth mesh with each other, and a plurality of cells (R ) Is an oil pump rotor assembly that constitutes an oil pump that sucks and discharges fluid by volume change. In the oil pump rotor assembly, the clearance between the tooth surfaces of the rotors (20, 10) in the cell (R) having the smallest volume is a, and in the cell (R) in the process of expanding the volume. The clearance between the tooth surfaces of the rotors (20, 10) is b, and the clearance between the tooth surfaces of the rotors (20, 10) in the cell (R) having the largest volume is c. , A ≦ b ≦ c and a <c.

Description

本発明は、アウターロータとインナーロータとの間に形成されるセルの容積変化によって流体を吸入・吐出する内接型オイルポンプに用いられるオイルポンプロータアッセンブリに関する。  The present invention relates to an oil pump rotor assembly used in an internal oil pump that sucks and discharges fluid by changing the volume of a cell formed between an outer rotor and an inner rotor.

従来、内歯を有するアウターロータと、この内歯に噛み合う外歯を有するインナーロータと、流体が吸入される吸入ポートおよび流体が吐出される吐出ポートが形成されたケーシングとを備えた内接型オイルポンプでは、インナーロータを回転させることによって外歯が内歯に噛み合ってアウターロータを回転させ、両ロータ間に形成される複数のセルが回転移動しながら容積変化することによって流体を吸入・吐出するようになっている。
セルは、その回転方向前側と後側で、それぞれインナーロータの外歯とアウターロータの内歯とによってそれぞれ個別に仕切られている。各セルは、インナーロータの外歯の歯先とアウターロータの内歯の歯溝とが等しい回転角度となる位置において容積が最小となり、吸入ポートに沿って回転移動するときに容積を拡大させて流体を吸入する。そして、インナーロータの外歯の歯溝とアウターロータの内歯の歯溝とが等しい回転角度となる位置において容積が最大となり、吐出ポートに沿って回転移動するときに容積を減少させて流体を吐出する。
この内接型オイルポンプでは、インナーロータを回転駆動させて、外歯の歯面が内歯の歯面を押すことにより、アウターロータを回転させる構成となっている。回転力を伝達する両ロータの噛み合いについて考察すると、セルの容積が最小となる回転位置近傍では力の伝達方向が歯面にほぼ垂直となっているのに対し、セルの容積が最大となる回転位置近傍では、両ロータの歯先頂点近傍どうしの接触となるため、力の伝達方向は歯面に垂直ではなく滑り成分が大きく、摩擦が生じている。
したがって、このような滑りを生じる部分で両ロータの歯面同士が接触すると、回転力の伝達に寄与せずに歯面同士が擦れ合って摺動摩擦が増大し、騒音の発生や機械効率の低下等を招くという問題がある。
この問題に対して、回転力を伝達しない接触をさけるために歯面に逃げ部を形成したロータも提案されている。(たとえば、特開平9−166091号公報参照)。
ところで、一般にこのような内接型オイルポンプロータアッセンブリでは、セルを形成する両ロータの歯面間にクリアランスが設けられる。これは、両ロータの形状や取り付けの精度によって歯先同士がぶつかって回転不能となることや騒音が発生すること等を防ぐことがその主な目的であり、アウターロータの歯形の均等追い込みや、歯面を形成する曲線を平坦化するなどの種々の手段により実現されている。
しかしながら、従来の歯形均等追い込みや平坦化、逃げ部の形成といった手段で単にクリアランスを設けるだけでは、バックラッシが必要以上に大きくなってしまい、回転駆動時のロータの暴れによる騒音の発生を避けることが難しいという問題があった。
Conventionally, an inscribed type including an outer rotor having inner teeth, an inner rotor having outer teeth meshing with the inner teeth, and a casing in which a suction port for sucking fluid and a discharge port for discharging fluid are formed. In an oil pump, the outer rotor meshes with the inner teeth by rotating the inner rotor, the outer rotor rotates, and a plurality of cells formed between the two rotors move and rotate to change the volume. It is supposed to be.
The cells are individually partitioned by the outer teeth of the inner rotor and the inner teeth of the outer rotor on the front side and the rear side in the rotational direction, respectively. Each cell has a minimum volume at a position where the outer teeth of the inner rotor and the inner teeth of the outer rotor have the same rotation angle, and the volume is increased when rotating along the suction port. Inhale fluid. Then, the volume is maximized at a position where the outer teeth of the inner rotor and the teeth of the inner teeth of the outer rotor have the same rotation angle, and the volume is reduced when rotating along the discharge port. Discharge.
This inscribed oil pump is configured to rotate the outer rotor by rotating the inner rotor and pushing the tooth surfaces of the outer teeth against the tooth surfaces of the inner teeth. Considering the meshing between the two rotors that transmit the rotational force, the direction of force transmission is almost perpendicular to the tooth surface in the vicinity of the rotational position where the volume of the cell is minimized, whereas the rotation where the volume of the cell is maximized. In the vicinity of the position, contact is made between the tops of the tooth tips of both rotors. Therefore, the force transmission direction is not perpendicular to the tooth surface but a large slip component and friction is generated.
Therefore, if the tooth surfaces of both rotors come into contact with each other at the part where such slip occurs, the tooth surfaces rub against each other without contributing to the transmission of rotational force, increasing sliding friction, generating noise and reducing mechanical efficiency. There is a problem of inviting.
In response to this problem, a rotor having a relief portion on the tooth surface has been proposed in order to avoid contact that does not transmit rotational force. (For example, refer to JP-A-9-166091).
Incidentally, in such an inscribed oil pump rotor assembly, a clearance is generally provided between the tooth surfaces of both rotors forming a cell. The main purpose of this is to prevent the tooth tips from colliding with each other due to the shape of the rotors and the accuracy of the attachment, making it impossible to rotate and generating noise, etc. It is realized by various means such as flattening the curve forming the tooth surface.
However, if the clearance is simply provided by means of conventional tooth profile uniform driving, flattening, and relief formation, the backlash will be unnecessarily large, and it is possible to avoid the generation of noise due to the rotor rampage during rotational driving. There was a problem that it was difficult.

本発明は、上記問題に鑑みてなされたものであり、安定して回転駆動し騒音を抑制できる内接型オイルポンプロータアッセンブリを実現することを目的とする。
以上の課題を解決するために、本発明は、n(nは自然数)枚の外歯を有するインナーロータと、(n+1)枚の内歯を有するアウターロータとが噛み合い、その歯面間に形成される複数のセルの容積変化によりインナー・アウターロータの回転中に流体を吸入・吐出する内接型オイルポンプを構成するオイルポンプロータアッセンブリであって、容積が最小となっているセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをa、容積が拡大する過程にあるセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをb、容積が最大となっているセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをcとして、a≦b≦cかつa<cであって、さらに、クリアランスbは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをb1、回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをb2として、b1≦b2を満たすことを特徴とするオイルポンプロータアッセンブリを提供する。
上記オイルポンプロータアッセンブリにおいて、容積が減少する過程にあるセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをdとして、
a≦b≦cかつa<cかつa≦d≦cであって、さらに、クリアランスdは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをd1、回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをd2として、
d1≧d2を満たすように構成してもよい。
本発明はまた、n(nは自然数)枚の外歯を有するインナーロータと、(n+1)枚の内歯を有するアウターロータとが噛み合い、その歯面間に形成される複数のセルの容積変化により流体をインナー・アウターロータの回転中に吸入・吐出する内接型オイルポンプを構成するオイルポンプロータアッセンブリであって、容積が最小から最大に拡大する過程にあるセルを形成する両ロータの歯面間のクリアランスが、セルの回転移動に伴い漸次増大することを特徴とするオイルポンプロータアッセンブリを提供する。
上記オイルポンプロータアッセンブリにおいて、容積が最大から最小に減少する過程にあるセルを形成する両ロータの歯面間のクリアランスが、セルの回転移動に伴い漸次縮小するように構成してもよい。
これらの発明によれば、セルを形成する両ロータ間のクリアランスが噛み合い部分で最小となった後、縮小することなく、増大し続けて最大となるので、噛み合い部分でのバックラッシが小さく、噛み合いに寄与しない部分でのクリアランスは確保される。また、滑り成分が最も小さい部分で外歯が内歯に噛み合って回転力が伝達され、滑り成分が大きくなる部分では外歯と内歯との噛み合いが生じにくくなる。したがって、騒音やフリクション(摩擦)が小さく機械効率がよい内接型オイルポンプロータアッセンブリを得ることができる。
さらに、セルの容積が減少する過程においては、両ロータ間のクリアランスは漸減し、増大することなく最小となるので、全周にわたって噛み合いに寄与しない部分でのクリアランスを十分確保できるとともに噛み合い部分ではバックラッシを小さくすることができ、騒音やフリクションが小さい内接型オイルポンプロータアッセンブリを得ることが可能となる。
上記オイルポンプロータアッセンブリにおいて、アウターロータおよびインナーロータの歯面は、それぞれ、基礎円上を滑りなく転がる転円の軌跡により創生されるサイクロイド曲線を用いて形成してもよい。
上記オイルポンプロータアッセンブリにおいて、インナーロータの歯面は、トロコイド曲線上に中心を有する軌跡円を該トロコイド曲線に沿って移動させた場合の包絡線により創生されるトロコイド包絡線を用いて形成し、アウターロータの歯先は、軌跡円と同径の円弧曲線を用いて形成してもよい。
これらの発明によれば、従来から採用されているサイクロイド曲線を用いて形成されたサイクロイドロータおよびトロコイド曲線を用いて形成されたトロコイドロータを、より低騒音・低フリクションとすることができる。
上記オイルポンプロータアッセンブリにおいて、サイクロイド曲線を用いて両ロータの歯形が形成される場合、インナーロータの歯形が、基礎円Diに外接してすべりなく転がる第1外転円Aiによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円Diに内接してすべりなく転がる第1内転円Biによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として形成され、アウターロータの歯形が、基礎円Doに外接してすべりなく転がる第2外転円Aoによって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円Doに内接してすべりなく転がる第2内転円Boによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形として形成されており、インナーロータの基礎円Diの直径をφDi、第1外転円Aiの直径をφAi、第1内転円Biの直径をφBi、アウターロータの基礎円Doの直径をφDo、第2外転円Aoの直径をφAo、第2内転円Boの直径をφBo、インナーロータの歯先とアウターロータの歯先との間隙の大きさをt(≠0)とするとき、
φBo=φBiかつ
φDo=φDi・(n+1)/n+t・(n+1)/(n+2)
φAo=φAi+t/(n+2)を満たしてインナーロータとアウターロータとを構成してもよい。
この場合、インナーロータおよびアウターロータの歯形を決定するにはまず、インナーロータおよびアウターロータの外転円および内転円の転がり距離が1周で閉じなければならないから、
φDi=n・(φAi+φBi)
φDo=(n+1)・(φAo+φBo)の各式を満たす必要がある。
さらにこの形態では、インナーロータの歯溝とアウターロータの歯先との周方向のクリアランスを小さくするために、インナーロータおよびアウターロータの内転円の直径を同じくしている。
φBo=φBi
アウターロータの基礎円は従来のオイルポンプロータアッセンブリの場合よりも大きく、
φDo=φDi・(n+1)/n+(n+1)・t/(n+2)
外転円および内転円の転がり距離を閉じるために、アウターロータの外転円を調整すると、
φAo=φAi+t/(n+2)
このオイルポンプロータアッセンブリによれば、インナーロータの外歯とアウターロータの内歯との径方向のクリアランスは確保され、各ロータの歯面間の周方向のクリアランスは従来よりも小さくなるので、両ロータのがたつきが小さく、静粛性の高いオイルポンプの実現が可能となる。
さらに、別の形態のオイルポンプロータアッセンブリとして、前記インナーロータが、その基礎円biに外接してすべりなく転がる第1外転円Diによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円biに内接してすべりなく転がる第1内転円diによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として形成され、前記アウターロータが、その基礎円boに外接してすべりなく転がる第2外転円Doによって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円boに内接してすべりなく転がる第2内転円doによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形として形成されており、インナーロータの基礎円biの直径をφbi、第1外転円Diの直径をφDi、第1内転円diの直径をφdi、アウターロータの基礎円boの直径をφbo、第2外転円Doの直径をφDo、第2内転円doの直径をφdo、インナーロータとアウターロータとの偏心量をeとするとき、
φbi=n・(φDi+φdi),φbo=(n+1)・(φDo+φdo)の関係が成り立ち、
また、φDi+φdi=2e、あるいはφDo+φdo=2e、
かつφDo>φDi,φdi>φdo,(φDi+φdi)<(φDo+φdo)が成り立つようにインナーロータとアウターロータとを構成してもよい。
この場合、インナーロータおよびアウターロータの歯形を決定するにはまず、インナーロータおよびアウターロータの外転円および内転円の転がり距離が1周で閉じなければならないので、
φbi=n・(φDi+φdi)、およびφbo=(n+1)・(φDo+φdo)を満たさなければならない。
また、第2外転円Doによって形成されるアウターロータの歯溝の形状に対する第1外転円Diによって形成されるインナーロータの歯先の形状、および第1内転円diによって形成されるインナーロータの歯溝の形状に対する第2内転円doによって形成されるアウターロータの歯先の形状が、噛み合いの過程で両ロータの歯面間に設けられるバックラッシュを大きく確保するために、
φDo>φDi、およびφdi>φdoを満たさなければならない。ここで、バックラッシュとは、噛み合いの過程においてインナーロータの荷重のかかる歯面とは反対側の歯面とアウターロータの歯面との間にできる間隙である。
また、インナーロータとアウターロータとが噛み合うことから、
φDi+φdi=2eおよびφDo+φdo=2eのうちいずれか一方を満たさなければならない。
さらに、本発明では、インナーロータをアウターロータの内側で良好に回転させるとともに、チップクリアランスを確保しつつ、バックラッシュの大きさの適正化を図り、噛み合い抵抗を低減させるために、インナーロータとアウターロータとの噛み合い位置において、インナーロータの基礎円とアウターロータの基礎円とが接しないように、アウターロータの基礎円の径を従来より大きくしている。すなわち、
(n+1)・φbi<n・φboを満たしている。
これにより、(φDi+φdi)<(φDo+φdo)が導かれる。
この構成によれば、インナーロータの外歯とアウターロータの内歯とのチップクリアランスは確保されつつ、各ロータの歯面間の基礎円周方向クリアランスは従来よりも小さくなるので、両ロータのがたつきが小さく、静粛性の優れたオイルポンプの実現が可能になる。特に、オイルポンプロータアッセンブリ内に発生する油圧が微小で、かつこのオイルポンプロータアッセンブリを駆動するトルクが変動しても、アウター側の内歯とインナー側の外歯との衝突発生を回避することができるので、オイルポンプロータアッセンブリの静粛性を確実に実現することができる。
The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to realize an inscribed oil pump rotor assembly that can stably rotate and suppress noise.
In order to solve the above problems, the present invention is configured such that an inner rotor having n (n is a natural number) external teeth meshes with an outer rotor having (n + 1) internal teeth and formed between the tooth surfaces. Oil pump rotor assembly that constitutes an internal oil pump that sucks and discharges fluid during rotation of the inner and outer rotors by changing the volume of a plurality of cells, and both rotors in the cell having the smallest volume A is the clearance between the tooth surfaces of the rotor, and b is the clearance between the tooth surfaces of the rotors in the cell in the process of expanding the volume. C ≦ a ≦ c and a <c, and the clearance b is defined as b1 in the cell on the rear side in the rotational direction, Rotation of the clearance in the direction front side of the cell size as b2, provides an oil pump rotor assembly, characterized by satisfying b1 ≦ b2.
In the oil pump rotor assembly, d is the size of the clearance between the tooth surfaces of both rotors in the cell in the process of decreasing volume.
a ≦ b ≦ c and a <c and a ≦ d ≦ c, and the clearance d is the clearance size in the cell on the rear side in the rotation direction d1, and the clearance size in the cell on the front side in the rotation direction D2
You may comprise so that d1> = d2.
In the present invention, the inner rotor having n (n is a natural number) external teeth and the outer rotor having (n + 1) internal teeth mesh with each other, and the volume change of a plurality of cells formed between the tooth surfaces Is an oil pump rotor assembly that constitutes an internal oil pump that sucks and discharges fluid during rotation of the inner and outer rotors, and teeth of both rotors that form a cell whose volume is in the process of expanding from the minimum to the maximum An oil pump rotor assembly is provided in which the clearance between the surfaces gradually increases with the rotational movement of the cell.
The oil pump rotor assembly may be configured such that the clearance between the tooth surfaces of both rotors forming a cell whose volume is decreasing from the maximum to the minimum gradually decreases with the rotational movement of the cell.
According to these inventions, the clearance between the rotors forming the cell is minimized at the meshing portion, and then continues to increase without being reduced, so that the backlash at the meshing portion is small and meshing is achieved. Clearance is ensured in areas that do not contribute. Further, the outer teeth mesh with the inner teeth at the portion where the sliding component is the smallest, and the rotational force is transmitted, and the engagement between the outer teeth and the inner teeth is less likely to occur at the portion where the sliding component becomes larger. Therefore, an inscribed oil pump rotor assembly with low noise and friction (friction) and good mechanical efficiency can be obtained.
Further, in the process of decreasing the cell volume, the clearance between the rotors gradually decreases and becomes the minimum without increasing, so that a sufficient clearance can be secured in the portion that does not contribute to the meshing over the entire circumference and the backlash in the meshing portion is ensured. Therefore, it is possible to obtain an inscribed oil pump rotor assembly with low noise and friction.
In the oil pump rotor assembly, the tooth surfaces of the outer rotor and the inner rotor may each be formed using a cycloid curve created by a trajectory of a rolling circle that rolls on the basic circle without slipping.
In the oil pump rotor assembly, the tooth surface of the inner rotor is formed by using a trochoidal envelope created by an envelope when a locus circle having a center on the trochoidal curve is moved along the trochoidal curve. The tooth tip of the outer rotor may be formed using an arc curve having the same diameter as the locus circle.
According to these inventions, the cycloid rotor formed using the cycloid curve conventionally employed and the trochoid rotor formed using the trochoid curve can be further reduced in noise and friction.
In the oil pump rotor assembly, when the tooth profile of both rotors is formed using a cycloid curve, the outer shape of the inner rotor tooth profile is created by the first abduction circle Ai that circumscribes the base circle Di and rolls without slipping. The cycloid curve is formed as the tooth profile of the tooth tip, and the inversion cycloid curve created by the first addendum circle Bi inscribed in the base circle Di and rolling without slipping is formed as the tooth profile of the tooth gap, and the tooth profile of the outer rotor is the base circle An abduction cycloid curve created by a second abduction circle Ao that circumscribes Do and rolls without slipping is defined as a tooth shape of the tooth groove, and an inner part that is created by a second abduction circle Bo that inscribed in the base circle Do and rolls without slipping The rotation cycloid curve is formed as the tooth profile of the tooth tip, the diameter of the basic circle Di of the inner rotor is φDi, and the diameter of the first abduction circle Ai is φAi , The diameter of the first addendum circle Bi is φBi, the diameter of the base circle Do of the outer rotor is φDo, the diameter of the second abduction circle Ao is φAo, the diameter of the second addendum circle Bo is φBo, and the tooth tip of the inner rotor When the size of the gap between the outer rotor and the tooth tip of the outer rotor is t (≠ 0),
φBo = φBi and φDo = φDi · (n + 1) / n + t · (n + 1) / (n + 2)
The inner rotor and the outer rotor may be configured to satisfy φAo = φAi + t / (n + 2).
In this case, in order to determine the tooth profile of the inner rotor and outer rotor, first, the rolling distance of the outer and inner rotation circles of the inner rotor and outer rotor must be closed in one round.
φDi = n · (φAi + φBi)
It is necessary to satisfy the following expressions: φDo = (n + 1) · (φAo + φBo).
Furthermore, in this embodiment, in order to reduce the clearance in the circumferential direction between the tooth groove of the inner rotor and the tooth tip of the outer rotor, the diameters of the inner rotation circles of the inner rotor and the outer rotor are made the same.
φBo = φBi
The base circle of the outer rotor is larger than that of the conventional oil pump rotor assembly,
φDo = φDi · (n + 1) / n + (n + 1) · t / (n + 2)
If you adjust the outer rotor abduction circle to close the rolling distance of the abduction circle and the inversion circle,
φAo = φAi + t / (n + 2)
According to this oil pump rotor assembly, the radial clearance between the outer teeth of the inner rotor and the inner teeth of the outer rotor is ensured, and the circumferential clearance between the tooth surfaces of each rotor is smaller than in the prior art. It is possible to realize an oil pump with low rotor shakiness and high quietness.
Furthermore, as an oil pump rotor assembly of another form, the inner rotor has an abduction cycloid curve created by a first abduction circle Di that circumscribes the foundation circle bi and slides without slipping as a tooth profile of the tooth tip, An inversion cycloid curve created by a first inversion circle di that is inscribed in the circle bi and slips without slipping is formed as a tooth profile of the tooth groove, and the outer rotor is inscribed in the base circle bo and rolled without slipping. An abduction cycloid curve created by the abduction circle Do is used as the tooth profile of the tooth gap, and an abduction cycloid curve created by the second addendum circle do that slides in contact with the basic circle bo without slipping is formed as the tooth profile of the tooth tip. The diameter of the basic circle bi of the inner rotor is φbi, the diameter of the first abduction circle Di is φDi, the diameter of the first abduction circle di is φdi, the outer φbo the diameter of the base circle bo of over data, when φDo the diameter of the second circumscribed-rolling circle Do, DO at a diameter of the second Uchiten'en do, the eccentricity of the inner rotor and outer rotor and e,
The relationship of φbi = n · (φDi + φdi), φbo = (n + 1) · (φDo + φdo) holds,
Also, φDi + φdi = 2e, or φDo + φdo = 2e,
Further, the inner rotor and the outer rotor may be configured so that φDo> φDi, φdi> φdo, (φDi + φdi) <(φDo + φdo).
In this case, in order to determine the tooth profile of the inner rotor and outer rotor, first, the rolling distance of the outer and inner rotation circles of the inner rotor and outer rotor must be closed in one round.
φbi = n · (φDi + φdi) and φbo = (n + 1) · (φDo + φdo) must be satisfied.
Further, the shape of the tooth tip of the inner rotor formed by the first abduction circle Di with respect to the shape of the tooth groove of the outer rotor formed by the second abduction circle Do, and the inner formed by the first inversion circle di In order for the shape of the tooth tip of the outer rotor formed by the second addendum circle do to the shape of the tooth gap of the rotor to ensure a large backlash provided between the tooth surfaces of both rotors in the process of meshing,
φDo> φDi and φdi> φdo must be satisfied. Here, the backlash is a gap formed between the tooth surface opposite to the tooth surface on which the load of the inner rotor is applied and the tooth surface of the outer rotor in the meshing process.
Also, because the inner rotor and outer rotor mesh with each other,
Either φDi + φdi = 2e or φDo + φdo = 2e must be satisfied.
Furthermore, in the present invention, in order to rotate the inner rotor well inside the outer rotor and to optimize the size of the backlash while ensuring the tip clearance, the inner rotor and the outer rotor are reduced. The diameter of the base circle of the outer rotor is made larger than before so that the base circle of the inner rotor and the base circle of the outer rotor do not come into contact with each other at the meshing position with the rotor. That is,
(N + 1) · φbi <n · φbo is satisfied.
This leads to (φDi + φdi) <(φDo + φdo).
According to this configuration, the tip clearance between the outer teeth of the inner rotor and the inner teeth of the outer rotor is ensured, and the basic circumferential clearance between the tooth surfaces of each rotor is smaller than the conventional one. It is possible to realize an oil pump that has small chatter and excellent quietness. In particular, even if the hydraulic pressure generated in the oil pump rotor assembly is very small and the torque for driving the oil pump rotor assembly varies, collision between the outer teeth on the outer side and the outer teeth on the inner side should be avoided. Therefore, the quietness of the oil pump rotor assembly can be realized with certainty.

図1は、本発明の第1実施形態による内接型オイルポンプロータアッセンブリを示す平面図であり、歯面間クリアランスa,b,dを示す。
図2は、本発明の第1実施形態による内接型オイルポンプロータアッセンブリを示す平面図であり、歯面間クリアランスcを示す。
図3は、インナーロータの回転角と歯面間クリアランスとの関係について、図1に示す本発明による内接型オイルポンプロータアッセンブリと従来のロータアッセンブリとを比較する図である。
図4は、本発明に係るオイルポンプロータアッセンブリの第2実施形態を示す平面図であって、インナーロータとアウターロータとが、
φBo=φBiかつ
φDo=φDi・(n+1)/n+t・(n+1)/(n+2)
φAo=φAi+t/(n+2)の関係を満たし、さらにクリアランスtの値が、t=0.12mmに設定されて構成されたオイルポンプロータアッセンブリを示す平面図である。
図5は、図4に示すオイルポンプロータアッセンブリの噛み合い部分を示すV部拡大図である。
図6は、図4に示すオイルポンプロータアッセンブリを用いたオイルポンプによる騒音と従来のオイルポンプによる騒音との比較を示すグラフである。
図7は、本発明に係るオイルポンプロータアッセンブリの第3実施形態を示す平面図である。
図8は、図7に示すオイルポンプの噛み合い部分を示すVII1部拡大図である。
図9は、図7に示すオイルポンプロータアッセンブリを用いたオイルポンプのバックラッシュと、従来のオイルポンプのバックラッシュとの比較を示すグラフである。
図10は、図7に示すオイルポンプロータアッセンブリを用いたオイルポンプによる騒音と従来のオイルポンプによる騒音との比較を示すグラフである。
FIG. 1 is a plan view showing an inscribed oil pump rotor assembly according to a first embodiment of the present invention, and shows interdental clearances a, b, and d.
FIG. 2 is a plan view showing the inscribed oil pump rotor assembly according to the first embodiment of the present invention, and shows the inter-tooth clearance c.
FIG. 3 is a view comparing the inscribed oil pump rotor assembly according to the present invention shown in FIG. 1 and a conventional rotor assembly with respect to the relationship between the rotation angle of the inner rotor and the clearance between tooth surfaces.
FIG. 4 is a plan view showing a second embodiment of the oil pump rotor assembly according to the present invention, wherein the inner rotor and the outer rotor are
φBo = φBi and φDo = φDi · (n + 1) / n + t · (n + 1) / (n + 2)
FIG. 6 is a plan view showing an oil pump rotor assembly that satisfies the relationship φAo = φAi + t / (n + 2) and further has a clearance t set to t = 0.12 mm.
FIG. 5 is an enlarged view of a V portion showing a meshing portion of the oil pump rotor assembly shown in FIG.
FIG. 6 is a graph showing a comparison between noise caused by an oil pump using the oil pump rotor assembly shown in FIG. 4 and noise caused by a conventional oil pump.
FIG. 7 is a plan view showing a third embodiment of the oil pump rotor assembly according to the present invention.
FIG. 8 is an enlarged view of part VII showing a meshing portion of the oil pump shown in FIG.
FIG. 9 is a graph showing a comparison between a backlash of an oil pump using the oil pump rotor assembly shown in FIG. 7 and a backlash of a conventional oil pump.
FIG. 10 is a graph showing a comparison between noise caused by an oil pump using the oil pump rotor assembly shown in FIG. 7 and noise caused by a conventional oil pump.

以下、図1から3を参照して本発明の第1実施形態について説明する。
図1,2に示す本実施形態の内接型オイルポンプロータアッセンブリは、アウターロータ10およびインナーロータ20の歯面が、それぞれ、基礎円上を滑りなく転がる転円の軌跡により創生されるサイクロイド曲線を用いて形成されたサイクロイドロータであって、両ロータ10,20の各パラメータは以下のように設定される。
アウターロータ10の基礎円Doの直径:φ57.31[mm]
アウターロータ10の外転円Aoの直径:φ2.51[mm]
アウターロータ10の内転円Boの直径:φ2.70[mm]
アウターロータ10の歯数Zo:11[枚]
インナーロータ20の基礎円Diの直径:φ52.00[mm]
インナーロータ20の外転円Aiの直径:φ2.50[mm]
インナーロータ20の内転円Biの直径:φ2.76[mm]
インナーロータ20の歯数Zi:10[枚]
偏心量e:2.60[mm]
アウターロータ10とインナーロータ20とは、内接してその内歯と外歯とで噛み合い、歯面間にセルRを形成している。このセルRは、図1,2の矢印方向(反時計回り)に回転するインナーロータ20とともにアウターロータ10が回転することにより、容積が変化しながら回転移動される。
セルRの容積は、インナーロータ20の回転角度位置θを、図の下方を0°、上方を180°とすると、θ=0°のときに最小(Vmin)となり(図1)、θ=198°で最大(Vmax)となる(図2)まで、インナーロータ20の回転により漸次拡大される。セルRは、この容積拡大の過程で、ケーシング(図示せず)に設けられた吸入ポートから流体を吸入する。
ここで、あるセルRを周方向に閉じる部分、換言すると、あるセルRを形成する両ロータ10,20の歯面間の隙間のうち最も狭い部分を、そのセルRにおける歯面間のクリアランスと呼ぶことにする。
このクリアランスのうち、容積が最小となっているセルR(Vmin)における両ロータ10,20の歯面間のクリアランスの大きさをa、容積が拡大する過程にあるセルRにおける両ロータ10,20の歯面間のクリアランスの大きさをb(図1)、容積が最大となっているセルR(Vmax)における両ロータ10,20の歯面間のクリアランスの大きさをcとする(図2)と、各セルRにおけるクリアランスの大きさは、
a≦b≦cかつa<cとなっている。
さらに、容積が減少する過程にあるセルRにおける両ロータ10,20の歯面間のクリアランスの大きさをdとすると、
a≦d≦cとなっている。
本実施形態の内接型オイルポンプロータアッセンブリにおけるアウターロータ10およびインナーロータ20間のクリアランスの大きさと、従来のロータにおける両ロータ間のクリアランスの大きさの比較を図3に示す。
従来のロータにおけるクリアランスは、セルの容積が最小となる部分において最大であり、セルの回転移動に伴い徐々に縮小し、セルの容積が最大となる部分で最小となる。このため、従来のロータでは、噛み合い影響部αよりもクリアランスが小さい範囲βや範囲γでも両ロータの歯面同士が接触しやすくなり、摩擦による機械効率の低下や騒音が発生する場合がある。
一方、本実施形態では、この図に示すように、セルRを形成する両ロータの歯面間のクリアランスは、容積が最小(Vmin)から最大(Vmax)に拡大する過程においては、漸次増大し続けている。すなわち、0<θ<198°の範囲のクリアランスbについて、回転方向後方側のセルRにおけるクリアランスの大きさをb1、回転方向前方側のセルRにおけるクリアランスの大きさをb2とすると、常にb1≦b2が成立している。
インナーロータ20が回転角度位置θ=0°から回転するとき、アウターロータ10とインナーロータ20とは、図1に示す範囲αでは歯面どうしが噛み合って回転力を伝達している。この範囲α(噛み合い影響部)においても、クリアランスの大きさは図3に示すように増大する一方であり、回転方向後方側よりも小さくなることはない。
さらにインナーロータ20が回転した範囲βでのクリアランスは、範囲αよりも大きく、回転に伴い増大し続ける。したがって、この範囲βでの両ロータ10,20間は、噛み合い影響部αに比べて歯面同士が接触しにくくなっている。
さらにインナーロータ20が回転した範囲γ(性能影響部)でのクリアランスは、範囲βよりもさらに大きく、回転方向前方側ほど大きくなり、インナーロータ20の回転角度θ=198°において最大となる。したがって、この範囲γでの両ロータ10,20間は、範囲βに比べて歯面同士が接触しにくくなっている。
そして、セルRが容積最大(Vmax)となるときのクリアランスc(図2)は、セルRの吸入側と吐出側とを隔てているため性能に影響するが、従来と同じ大きさであるので、この点で従来よりも性能が低下することはない。
また、セルRの容積が最大(Vmax)となった後、さらに回転方向前方側でのクリアランスd(図1)は、インナーロータ20の回転に伴い徐々に減少し、θ=396°で再び最小となる。すなわち、198<θ<396°の範囲のクリアランスdについて、回転方向後方側のセルRにおけるクリアランスの大きさをd1、回転方向前方側のセルRにおけるクリアランスの大きさをd2とすると、常にd1≧d2が成立している。
したがってセルRの容積減少側でも容積増大側と同様に、噛み合い影響部α側よりも性能影響部γ側の方が歯面同士が接触しにくくなっている。
以上説明したように、本実施形態の内接型オイルポンプロータアッセンブリでは、回転力を効率よく伝達する噛み合い影響部αでのクリアランスが小さく、回転力を効率よく伝達できない性能影響部γでのクリアランスが大きく、その間でクリアランスが徐々に増大するように構成されているので、歯面同士が接触する回転力伝達が噛み合い影響部αで行われ、その他の部分では歯面同士が接触しにくくなり、騒音の発生や効率の低下を回避することができる。
なお、クリアランスの大きさがaからcまで増大する際、a<b、b1<b2、b<cとなっていることがより好ましいが、縮小することなくa<cとなっていれば、a=b、b1=b2あるいはb=cとなる部分が生じていてもよい。
同様に、クリアランスの大きさがcからaまで減少する際、c>d、d1>d2、d>aとなっていることがより好ましいが、増大することなくc>aとなっていれば、c=d、d1=d2あるいはd=aとなる部分が生じていてもよい。
上記の寸法諸元を有する本実施形態におけるオイルポンプロータアッセンブリ、及び、これと同等の寸法諸元を有するオイルポンプロータアッセンブリにおいて、上記aの値は、以下の範囲内であることが好ましい。
0.010≦a≦0.040[mm]
aが0.010mmより小さく設定された場合、オイルポンプロータアッセンブリの回転が滑らかに行われなくなり、ポンプとしての機能が阻害される。逆に、aが0.040mmより大きく設定された場合、バックラッシが大きく、騒音低減の効果が得られなくなる。
また、上記cの値は、以下の範囲内であることが好ましい。
0.040≦c≦0.150[mm]
cが0.040mmより小さく設定された場合、噛み合い位置(図1における0°付近)での噛み合いが不可能となり、0.150mmより大きく設定された場合、歯面間の隙間からのオイル漏れ量が多くなり、ポンプの吐出性能が著しく悪化する。
次に、本発明の第2実施形態について、図4から図6を参照して説明する。図4に示すオイルポンプロータアッセンブリは、n(nは自然数、本実施形態においてはn=10)枚の外歯が形成されたインナーロータ110と、各外歯と噛み合う(n+1)(本実施形態においてはn+1=11)枚の内歯が形成されたアウターロータ120とを備え、これらインナーロータ110とアウターロータ120とがケーシング150の内部に収納されている。
インナーロータ110,アウターロータ120の歯面間には、両ロータ110,120の回転方向に沿ってセルCが複数形成されている。各セルCは、両ロータ110,120の回転方向前側と後側で、インナーロータ110の外歯111とアウターロータ120の内歯121とがそれぞれ接触することによって個別に仕切られ、かつ両側面をケーシング150によって仕切られており、これによって独立した流体搬送室を形成している。そして、セルCは両ロータ110,120の回転に伴って回転移動し、1回転を1周期として容積の増大、減少を繰り返すようになっている。
インナーロータ110は、回転軸に取り付けられて軸心Oiを中心として回転可能に支持されており、インナーロータ110の基礎円Diに外接してすべりなく転がる第1外転円Aiによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円Diに内接してすべりなく転がる第1内転円Biによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として形成されている。
アウターロータ120は、軸心Ooをインナーロータ110の軸心Oiに対して偏心(偏心量:e)させて配置され、軸心Ooを中心としてケーシング150の内部に回転可能に支持されており、アウターロータ120の基礎円Doに外接してすべりなく転がる第2外転円Aoによって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円Doに内接してすべりなく転がる第2内転円Boによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形として形成されている。
インナーロータ110の基礎円Diの直径をφDi、第1外転円Aiの直径をφAi、第1内転円Biの直径をφBi、アウターロータ120の基礎円Doの直径をφDo、第2外転円Aoの直径をφAo、第2内転円Boの直径をφBoとするとき、インナーロータ110とアウターロータ120との間には以下の関係式が成り立つ。なお、ここでは寸法単位をmm(ミリメートル)とする。
まず、インナーロータ110について、第1外転円Aiおよび第1内転円Biの転がり距離が1周で閉じなければならない。つまり、第1外転円Aiおよび第1内転円Biの各転がり距離の和の整数倍(歯数倍)が基礎円Diの円周に等しくなければならないことから、
π・φDi=n・π・(φAi+φBi)すなわち、φDi=n・(φAi+φBi) ...(Ia)
同様に、アウターロータ120について、第2外転円Aoおよび第2内転円Boの各転がり距離の和の整数倍(歯数倍)が基礎円Doの円周に等しくなければならないことから、
π・φDo=(n+1)・π・(φAo+φBo)すなわち、φDo=(n+1)・(φAo+φBo) ...(Ib)
つぎにアウターロータ120について、従来のアウターロータro(第2外転円ao(直径φao)、第2内転円bo(直径φbo)、基礎円do(直径φdo))を基にして、本実施形態のアウターロータ120の歯形を決定する条件について説明する。
なお、アウターロータroは本実施形態のインナーロータ110に対して偏心させて(偏心量e)で配置され、クリアランスtを有して噛み合っている。クリアランスtとは、インナーロータ110の1つの歯先がアウターロータ120の1つの歯溝に密着するようにインナーロータ110とアウターロータ120とを配置した際に、この噛み合い位置から回転方向に180°離れた位置においてインナーロータ110の1つの歯先とアウターロータ120の1つの歯先との間に形成される隙間の大きさである。
ここで、以下の関係が成り立つ。
φdo=φDi・(n+1)/n ...(II)かつ
φdo=(n+1)・(φao+φbo) ...(III)
φao=φAi+t/2 ...(IIIa)
φbo=φBi−t/2 ...(IIIIb)。
なお、アウターロータroに噛み合うインナーロータ110については、一般的な関係式
φai+φbi=φAi+φBi=2e ...(1)
φDi=φdo−2e ...(2)を満たしている。
本実施形態では、噛み合い位置におけるアウターロータ120の歯先とインナーロータ110の歯溝との間の周方向のクリアランスt2を小さくするとともに径方向のクリアランスt1を確保するために、
φBo=φbi=φBi ...(IV)
また、この式(IV)および式(1)から、
φai=φAi ...(3)
このようにアウターロータ120の内転円を設定すると、
t=(φDo−φBo+φAo)−(φDi+φAi+φAi)であるクリアランスtは、式(1)〜(3)および式(IV)から、
t=(φDo−φdo)+(φAo−φai) ...(V)となる。
上記の式(Ib),(III),(IV),(V)から、
t=(φAo−φai)・(n+2) ...(VI)であるから、
φAo=φai+t/(n+2)となる。
ここで、まず基礎円Doの直径φDoを求める。(Ib),(III)から
φDo−φdo=(n+1)・(φAo+φBo)−(n+1)・(φao+φbo)であって、さらに(IIIa),(IIIb),(IV)により
φDo−φdo=(n+1)・(φAo−φai) ...(VII)(VI)から(VII)は
φDo−φdo=(n+1)・t/(n+2)となるので、さらに(II)から、φDoは
φDo=(n+1)・φDi/n+(n+1)・t/(n+2) ...(A)
つぎに、(Ib)から
φAo=φDo/(n+1)−φBoであるから、(A)により
φAo=φDi/n+t/(n+2)−φBoさらに(Ia)、(IV)から
φAo=φAi+t/(n+2) ...(B)
上記の各式をまとめると、アウターロータ120は、
φBo=φbi=φBi ...(IV)
φDo=(n+1)・φDi/n+(n+1)・t/(n+2) ...(A)
φAo=φAi+t/(n+2) ...(B)を満たして構成される。
図4に、以上の関係を満たして構成されたインナーロータ110(基礎円DiがφDi=52.00mm、第1外転円AiがφAi=2.50mm、第1内転円BiがφBi=2.70mm、歯数n=10)およびアウターロータ120(外径がφ70mm、基礎円DoがφDo=57.31mm、第2外転円AoがφAo=2.51mm、第2内転円BoがφBo=2.70mm)がクリアランスt=0.12mm、偏心量e=2.6mmで組み合わされたオイルポンプロータアッセンブリを示す。
ケーシング150には、両ロータ110,120の歯面間に形成されるセルCのうち、容積が増大過程にあるセルCに沿って円弧状の吸入ポート(図示せず)が形成されているとともに、容積が減少過程にあるセルCに沿って円弧状の吐出ポート(図示せず)が形成されている。
セルCは、外歯111と内歯121との噛み合いの過程の途中において容積が最小となった後、吸入ポートに沿って移動するときに容積を拡大させて流体を吸入し、容積が最大となった後、吐出ポートに沿って移動するときに容積を減少させて流体を吐出するようになっている。
なお、クリアランスtが小さすぎると、容積が減少過程にあるセルCから絞り出される流体に圧力脈動が生じてキャビテーション雑音が発生しポンプの運転音が大きくなるとともに、圧力脈動によって両ロータの回転が円滑に行われなくなる。
一方クリアランスtが大きすぎると、流体の圧力脈動が生じなくなり運転音が低減するとともに、バックラッシュが大きくなるので歯面間の摺動抵抗が減少し機械効率が向上するが、その反面、個々のセルCにおける液密性が損なわれ、ポンプ性能、特に容積効率を悪化させてしまう。しかも、正確な噛み合い位置での駆動トルクの伝達が行われなくなり、回転の損失が大きくなるためにやはり機械効率が低下してしまう。
そこでクリアランスtは、0.03mm≦t≦0.30mmを満たす範囲とすることが好ましく、本実施形態では最も好適な0.12mmとしている。
ところで、上記のように構成されたオイルポンプロータアッセンブリにおいては、上記式(IV),(A),(B)の関係を満たすことにより、図5に示すように、アウターロータ120の歯先の歯形がインナーロータ110の歯溝の歯形とほぼ等しくなっている。これにより図5に示すように、噛み合い位置における径方向のクリアランスt1は従来と同じt/2=0.06mmが確保されたまま、周方向のクリアランスt2が小さくなるので、回転時に両ロータ110,120が互いに受ける衝撃が小さくなっている。また、噛み合い時の圧力方向が歯面に対して直角となるので、両ロータ110,120間のトルク伝達がすべりなく高効率で行われ、摺動抵抗による発熱や騒音が低減されている。
また、本実施形態においても、容積が最小となっているセルCにおける両ロータ110,120の歯面間のクリアランスの大きさをa(クリアランスa,b,c等は図示せず)、容積が拡大する過程にあるセルCにおける両ロータ110,120の歯面間のクリアランスの大きさをb、容積が最大となっているセルCにおける両ロータ110,120の歯面間のクリアランスの大きさをcとすると、a≦b≦cかつa<cであって、さらに、前記クリアランスbは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをb1、回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをb2として、b1≦b2を満たしている。また、容積が減少する過程にあるセルCにおける両ロータ110,120の歯面間のクリアランスの大きさをdとすると、a≦b≦cかっa<cかっa≦d≦cであって、さらに、前記クリアランスdは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをd1、回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをd2とすると、d1≧d2を満たしている。
図6に、従来のオイルポンプロータアッセンブリを用いた場合に発生する騒音と、本実施形態によるオイルポンプロータアッセンブリを用いた場合に発生する騒音とを比較するグラフを示す。このグラフから、本実施形態によるオイルポンプロータアッセンブリを用いたオイルポンプは、従来よりも騒音が小さく、静粛性が高いことがわかる。
次に、本発明の第3実施形態について、図7から図10を参照して説明する。
図7に示すオイルポンプロータアッセンブリは、n(nは自然数、本実施形態においてはn=10)枚の外歯が形成されたインナーロータ210と、各外歯と噛み合うn+1(本実施形態においては11)枚の内歯が形成されたアウターロータ220とを備え、これらインナーロータ210とアウターロータ220とがケーシング250の内部に収納されている。
インナーロータ210,アウターロータ220の歯面間には、両ロータ210,220の回転方向に沿ってセルCが複数形成されている。各セルCは、両ロータ210,220の回転方向前側と後側で、インナーロータ210の外歯211とアウターロータ220の内歯221とがそれぞれ接触することによって個別に仕切られ、かつ両側面をケーシング250によって仕切られており、これによって独立した流体搬送室を形成している。そして、セルCは両ロータ210,220の回転に伴って回転移動し、1回転を1周期として容積の増大、減少を繰り返すようになっている。
インナーロータ210は、回転軸に取り付けられて軸心Oiを中心として回転可能に支持されており、インナーロータ210の基礎円biに外接してすべりなく転がる第1外転円Diによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円biに内接してすべりなく転がる第1内転円diによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として形成されている。
アウターロータ220は、軸心Ooをインナーロータ210の軸心Oiに対して偏心(偏心量:e)させて配置され、軸心Ooを中心としてケーシング250の内部に回転可能に支持されており、アウターロータ220の基礎円boに外接してすべりなく転がる第2外転円Doによって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円boに内接してすべりなく転がる第2内転円doによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形として形成されている。
インナーロータ210の基礎円biの直径をφbi、第1外転円Diの直径をφDi、第1内転円diの直径をφdi、アウターロータ220の基礎円boの直径をφbo、第2外転円Doの直径をφDo、第2内転円doの直径をφdoとするとき、インナーロータ210とアウターロータ220との間には以下の関係式が成り立つ。なお、ここでは寸法単位をmm(ミリメートル)とする。
まず、インナーロータ210について、第1外転円Diおよび第1内転円diの転がり距離が1周で閉じなければならない。つまり、第1外転円Diおよび第1内転円diの転がり距離の和の整数倍(歯数倍)が基礎円biの円周に等しくなければならないことから、
π・φbi=n・π・(φDi+φdi)すなわち、φbi=n・(φDi+φdi) ...(Ia)
同様に、アウターロータ220について、第2外転円Doおよび第2内転円doの転がり距離が基礎円boの円周に等しくなければならないことから、
π・φbo=(n+1)・π・(φDo+φdo)すなわち、φbo=(n+1)・(φDo+φdo) ...(Ib)
また、第2外転円Doによって形成されるアウターロータの歯溝の形状に対する第1外転円Diによって形成されるインナーロータの歯先の形状、および第1内転円diによって形成されるインナーロータの歯溝の形状に対する第2内転円doによって形成されるアウターロータの歯先の形状が、噛み合いの過程で両ロータの歯面間に設けられるバックラッシュを大きく確保するために、
φDo>φDi、およびφdi>φdoを満たさなければならない。ここで、バックラッシュとは、噛み合いの過程においてインナーロータの荷重のかかる歯面とは反対側の歯面とアウターロータの歯面との間にできる間隙である。
また、インナーロータとアウターロータとが噛み合うことから、
φDi+φdi=2eおよびφDo+φdo=2eのうちいずれか一方を満たさなければならない。
さらに、本発明では、インナーロータ210をアウターロータ220の内側で良好に回転させるとともに、チップクリアランスを確保しつつ、バックラッシュの大きさの適正化を図り、噛み合い抵抗を低減させるために、インナーロータ210とアウターロータ220の噛み合い位置において、インナーロータ210の基礎円biとアウターロータ220の基礎円boとが接しないように、アウターロータ220の基礎円boの径を大きくしている。すなわち、
(n+1)・φbi<n・φboを満たす。
この式と、式(Ia)および(Ib)とから、(φDi+φdi)<(φDo+φdo)が得られる。なお、前述した噛み合い位置とは、図8に示すように、アウター側の内歯221の歯先と、インナー側の外歯211の歯溝とが正対したときの位置をいう。
ただし、
0.005mm≦(φD+φdo)−(φDi+φdi)≦0.070mm(mm:ミリメートル) ...(Ic)を満たしてインナーロータ210とアウターロータ220とが構成されている(以下、(φDo+φdo)−(φDi+φdi)を単にAという)。
なお、本実施形態においては、以上の関係を満たして構成されたインナーロータ210(基礎円biがφbi=65.00mm、第1外転円DiがφDi=3.90mm、第1内転円diがφdi=2.60mm、歯数n=10)およびアウターロータ220(外径がφ87.0mm、基礎円boがφbo=71.599mm、第2外転円DoがφDo=3.9135mm、第2内転円doがφdo=2.5955mm)が、偏心量e=3.25mmで組み合わされてオイルポンプロータアッセンブリを構成している。なお、本実施形態においては、両ロータの歯幅(回転軸方向の大きさ)は10mmに設定されている。また、第1外転円DiがφDi=3.90mm、第1内転円diがφdi=2.60mm、第2外転円DoがφDo=3.9135mm、第2内転円doがφdo=2.5955mmとされており、これにより、A=0.009mmとされている(図8参照)。
ケーシング250には、両ロータ210,220の歯面間に形成されるセルCのうち、容積が増大過程にあるセルCに沿って円弧状の吸入ポート(図示せず)が形成されているとともに、容積が減少過程にあるセルCに沿って円弧状の吐出ポート(図示せず)が形成されている。
セルCは、外歯211と内歯221との噛み合いの過程の途中において容積が最小となった後、吸入ポートに沿って移動するときに容積を拡大させて流体を吸入し、容積が最大となった後、吐出ポートに沿って移動するときに容積を減少させて流体を吐出するようになっている。
なお、Aが小さすぎると、チップクリアランスおよびバックラッシュの大きさの適正化を図ることができず、インナー側の外歯211とアウター側の内歯221との噛み合い騒音の低減化を図ることができない。
一方、Aが大きすぎると、インナー側の外歯211とアウター側の内歯221の歯丈(基礎円の法線方向の歯の大きさ)の差や、厚さ(基礎円の周方向の歯の大きさ)の差の適正化を図ることができず、インナー、アウターロータ210,220の回転中に、バックラッシュがなくなる部分が生ずる場合がある。この場合、両ロータの良好な回転を実現できず、機械効率の低下や外歯211と内歯221との衝突による異音発生を招来することになる。
そこで、Aは、0.005mm≦A≦0.070mmを満たす範囲とすることが好ましく、本実施形態では最も好適な0.009mmとしている。
以上のように構成されたオイルポンプロータアッセンブリにおいては、アウターロータ220の歯先の歯形がインナーロータ210の歯溝の歯形とほぼ等しくなる。これにより、図8に示すように、チップクリアランスttは従来と同様に確保されたまま、基礎円周方向クリアランスtsが小さくなるので、回転時に両ロータ210,220が互いに受ける衝撃が小さくなる。したがって、特に、オイルポンプロータアッセンブリ内に発生する油圧が微小で、かつこのオイルポンプロータアッセンブリを駆動するトルクが変動しても、アウター側の内歯221とインナー側の外歯211との衝突発生を回避することができるので、オイルポンプロータアッセンブリの静粛性を確実に実現することができる。また、噛み合い時の圧力方向が歯面に対して直角となるので、両ロータ210,220間のトルク伝達が滑りなく高効率に行われ、摺動抵抗による発熱や騒音が低減されている。
図9に、従来のオイルポンプロータアッセンブリにおけるインナーロータの回転角度位置ごとのバックラッシュ(図9における破線)と、本実施形態によるオイルポンプロータアッセンブリにおけるインナーロータの回転角度位置ごとのバックラッシュ(図9における実線)とを比較するグラフを示す。このグラフから、本実施形態によるオイルポンプロータアッセンブリは、前記噛み合い位置と、セルCの容積が増大および減少する過程とにおいては、従来よりもバックラッシュを小さくすることができ、また、セルCの容積が最大となる位置においては、従来と同等のバックラッシュとすることができることがわかる。したがって、後者の場合、容積が最大となるときのセルCの液密性を確保することができ、搬送効率は従来と同等に維持できることがわかる。なお、図9に、インナーロータの回転角が0°から198°までのバックラッシュしか記載していないのは、198°から396°までは、図9に示す198°から0°までのバックラッシュの変化と同様(対称)であるため記載を省略したものである。
また、図10に、従来のオイルポンプロータアッセンブリを用いた場合に発生する騒音と、本実施形態によるオイルポンプロータアッセンブリを用いた場合に発生する騒音とを比較するグラフを示す。このグラフから、本実施形態によるオイルポンプロータアッセンブリは、図9に示すように、噛み合い位置と、セルCの容積が増大および減少する過程とにおいては、従来よりもバックラッシュが小さくなるので、従来よりも騒音を小さくし、静粛性の向上を図ることができたことがわかる。
なお、以上の実施形態において示した各構成部材、その諸形状や組み合わせ等は一例であって、本発明の趣旨から逸脱しない範囲において設計要求に基づき種々変更可能である。
たとえば、内接型オイルポンプロータアッセンブリを構成する両ロータについて、上記実施形態では両ロータがサイクロイド曲線を用いて形成された歯面形状を有するいわゆるサイクロイドロータとしたが、トロコイド曲線上に中心を有する軌跡円を該トロコイド曲線に沿って移動させた場合の包絡線を用いて形成された歯面形状を有するインナーロータと、このインナーロータに噛み合うアウターロータとで構成されるいわゆるトロコイドロータなど、上述したクリアランスの条件を満たすものであればどのような歯面形状を有するロータであってもよい。
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
The inscribed oil pump rotor assembly of the present embodiment shown in FIGS. 1 and 2 is a cycloid created by the locus of a rolling circle in which the tooth surfaces of the outer rotor 10 and the inner rotor 20 roll on the basic circle without slipping. It is a cycloid rotor formed using a curve, and each parameter of both rotors 10 and 20 is set as follows.
Diameter of the base circle Do of the outer rotor 10: φ57.31 [mm]
Diameter of abduction circle Ao of outer rotor 10: φ2.51 [mm]
Diameter of inner rotation Bo of outer rotor 10: φ2.70 [mm]
Number of teeth of outer rotor 10 Zo: 11 [sheets]
Diameter of basic circle Di of inner rotor 20: φ52.00 [mm]
Diameter of abduction circle Ai of inner rotor 20: φ2.50 [mm]
Diameter of inner rotation circle Bi of inner rotor 20: φ2.76 [mm]
Number of teeth Zi of inner rotor 20: 10 [sheets]
Eccentricity e: 2.60 [mm]
The outer rotor 10 and the inner rotor 20 are inscribed and meshed with the inner and outer teeth to form a cell R between the tooth surfaces. The cell R is rotated and moved while the outer rotor 10 rotates together with the inner rotor 20 that rotates in the arrow direction (counterclockwise) of FIGS.
The volume of the cell R is minimum (Vmin) when θ = 0 ° when the rotation angle position θ of the inner rotor 20 is 0 ° in the lower part and 180 ° in the upper part (FIG. 1), and θ = 198. It is gradually enlarged by the rotation of the inner rotor 20 until it reaches the maximum (Vmax) at ° (FIG. 2). In the process of expanding the volume, the cell R sucks fluid from a suction port provided in a casing (not shown).
Here, the part which closes a certain cell R in the circumferential direction, in other words, the narrowest part among the gaps between the tooth surfaces of the rotors 10 and 20 forming a certain cell R is defined as the clearance between the tooth surfaces in the cell R. I will call it.
Among these clearances, the size of the clearance between the tooth surfaces of the rotors 10 and 20 in the cell R (Vmin) having the smallest volume is a, and both the rotors 10 and 20 in the cell R in the process of increasing the volume. The clearance between the tooth surfaces of the rotors 10 and 20 in the cell R (Vmax) having the maximum volume is defined as c (FIG. 2). ) And the size of the clearance in each cell R is
a ≦ b ≦ c and a <c.
Furthermore, when the size of the clearance between the tooth surfaces of the rotors 10 and 20 in the cell R in the process of decreasing the volume is d,
a ≦ d ≦ c.
FIG. 3 shows a comparison between the size of the clearance between the outer rotor 10 and the inner rotor 20 in the inscribed oil pump rotor assembly of the present embodiment and the size of the clearance between both rotors in the conventional rotor.
The clearance in the conventional rotor is maximum at a portion where the volume of the cell is minimum, gradually decreases with the rotational movement of the cell, and is minimum at a portion where the volume of the cell is maximum. For this reason, in the conventional rotor, the tooth surfaces of both rotors easily come into contact with each other even in the range β and the range γ where the clearance is smaller than the meshing influence portion α, and mechanical efficiency may be reduced and noise may be generated due to friction.
On the other hand, in the present embodiment, as shown in this figure, the clearance between the tooth surfaces of both rotors forming the cell R gradually increases in the process of increasing the volume from the minimum (Vmin) to the maximum (Vmax). continuing. That is, with respect to the clearance b in the range of 0 <θ <198 °, assuming that the clearance size in the cell R on the rear side in the rotation direction is b1 and the clearance size in the cell R on the front side in the rotation direction is b2, b1 ≦ b2 is established.
When the inner rotor 20 rotates from the rotational angle position θ = 0 °, the outer rotor 10 and the inner rotor 20 are engaged with each other in the range α shown in FIG. Also in this range α (engagement influencing portion), the size of the clearance increases as shown in FIG. 3 and does not become smaller than the rear side in the rotational direction.
Further, the clearance in the range β in which the inner rotor 20 is rotated is larger than the range α and continues to increase with rotation. Therefore, between the rotors 10 and 20 in this range β, the tooth surfaces are less likely to contact each other than the meshing influence portion α.
Further, the clearance in the range γ (performance affecting part) in which the inner rotor 20 is rotated is further larger than the range β and becomes larger toward the front side in the rotation direction, and becomes maximum at the rotation angle θ of the inner rotor 20 = 198 °. Therefore, the tooth surfaces between the rotors 10 and 20 in this range γ are less likely to contact each other than in the range β.
The clearance c (FIG. 2) when the cell R reaches the maximum volume (Vmax) affects the performance because it separates the suction side and the discharge side of the cell R, but is the same size as the conventional one. In this respect, the performance does not deteriorate as compared with the prior art.
Further, after the volume of the cell R reaches the maximum (Vmax), the clearance d (FIG. 1) on the front side in the rotation direction gradually decreases with the rotation of the inner rotor 20, and again reaches the minimum at θ = 396 °. It becomes. That is, for a clearance d in the range of 198 <θ <396 °, if the clearance size in the cell R on the rear side in the rotation direction is d1, and the clearance size in the cell R on the front side in the rotation direction is d2, d1 ≧ d2 is established.
Therefore, on the volume decreasing side of the cell R, the tooth surfaces are less likely to contact each other on the performance influencing portion γ side than on the meshing influencing portion α side.
As described above, in the inscribed oil pump rotor assembly of the present embodiment, the clearance at the meshing influence portion α that efficiently transmits the rotational force is small, and the clearance at the performance influence portion γ that cannot efficiently transmit the rotational force. Since the clearance is configured to gradually increase in the meantime, the rotational force transmission where the tooth surfaces contact each other is performed at the meshing influence portion α, and the tooth surfaces are less likely to contact each other at other portions. Generation of noise and reduction in efficiency can be avoided.
When the clearance increases from a to c, it is more preferable that a <b, b1 <b2, and b <c. However, if a <c without reduction, a = B, b1 = b2 or b = c may occur.
Similarly, when the clearance size decreases from c to a, it is more preferable that c> d, d1> d2, and d> a, but if c> a without increasing, There may be a portion where c = d, d1 = d2, or d = a.
In the oil pump rotor assembly in the present embodiment having the above dimensional specifications and the oil pump rotor assembly having the same dimensional specifications, the value a is preferably in the following range.
0.010 ≦ a ≦ 0.040 [mm]
When a is set to be smaller than 0.010 mm, the oil pump rotor assembly is not smoothly rotated, and the function as a pump is hindered. On the contrary, when a is set larger than 0.040 mm, the backlash is large and the noise reduction effect cannot be obtained.
The value c is preferably within the following range.
0.040 ≦ c ≦ 0.150 [mm]
When c is set smaller than 0.040 mm, meshing at the meshing position (near 0 ° in FIG. 1) becomes impossible, and when it is set larger than 0.150 mm, the amount of oil leakage from the gap between the tooth surfaces As a result, the discharge performance of the pump is significantly deteriorated.
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The oil pump rotor assembly shown in FIG. 4 has an inner rotor 110 formed with n (n is a natural number, n = 10 in the present embodiment) outer teeth and meshes with each outer tooth (n + 1) (this embodiment). , The outer rotor 120 having n + 1 = 11) inner teeth is formed, and the inner rotor 110 and the outer rotor 120 are housed in the casing 150.
A plurality of cells C are formed between the tooth surfaces of the inner rotor 110 and the outer rotor 120 along the rotational direction of the rotors 110 and 120. Each cell C is individually partitioned by the contact between the outer teeth 111 of the inner rotor 110 and the inner teeth 121 of the outer rotor 120 on the front and rear sides in the rotational direction of both rotors 110 and 120, and both side surfaces are separated. It is partitioned by a casing 150, thereby forming an independent fluid transfer chamber. The cell C rotates with the rotation of the rotors 110 and 120, and repeats the increase and decrease in volume with one rotation as one cycle.
The inner rotor 110 is attached to a rotating shaft and is supported so as to be rotatable about an axis Oi. The inner rotor 110 is formed by a first abduction circle Ai that circumscribes the basic circle Di of the inner rotor 110 and rolls without sliding. An inversion cycloid curve formed by a first addendum circle Bi inscribed in the base circle Di and slipping without slipping is formed as a tooth profile of the tooth gap.
The outer rotor 120 is disposed with its axis Oo eccentrically (eccentric amount: e) with respect to the axis Oi of the inner rotor 110, and is rotatably supported inside the casing 150 around the axis Oo. The abduction cycloid curve created by the second abduction circle Ao that circumscribes the base circle Do of the outer rotor 120 and rolls without slipping is defined as the tooth profile of the tooth groove, and the second inversion circle that inscribes the base circle Do and rolls without slipping. An adductor cycloid curve created by Bo is formed as the tooth profile of the tooth tip.
The diameter of the base circle Di of the inner rotor 110 is φDi, the diameter of the first abduction circle Ai is φAi, the diameter of the first inversion circle Bi is φBi, the diameter of the base circle Do of the outer rotor 120 is φDo, and the second abduction When the diameter of the circle Ao is φAo and the diameter of the second inversion circle Bo is φBo, the following relational expression holds between the inner rotor 110 and the outer rotor 120. Here, the unit of dimension is mm (millimeter).
First, with respect to the inner rotor 110, the rolling distance of the first outer rotation circle Ai and the first inner rotation circle Bi must be closed in one round. That is, since an integral multiple (number of teeth) of the sum of the rolling distances of the first abduction circle Ai and the first addition circle Bi must be equal to the circumference of the basic circle Di,
π · φDi = n · π · (φAi + φBi), that is, φDi = n · (φAi + φBi). . . (Ia)
Similarly, for the outer rotor 120, an integral multiple (number of teeth) of the sum of the rolling distances of the second abduction circle Ao and the second addition circle Bo must be equal to the circumference of the basic circle Do.
π · φDo = (n + 1) · π · (φAo + φBo), that is, φDo = (n + 1) · (φAo + φBo). . . (Ib)
Next, with respect to the outer rotor 120, this embodiment is performed based on the conventional outer rotor ro (second abduction circle ao (diameter φao), second inversion circle bo (diameter φbo), basic circle do (diameter φdo)). The conditions for determining the tooth profile of the outer rotor 120 of the configuration will be described.
The outer rotor ro is arranged eccentrically with respect to the inner rotor 110 of the present embodiment (eccentric amount e) and meshes with a clearance t. The clearance t is 180 ° in the rotational direction from the meshing position when the inner rotor 110 and the outer rotor 120 are arranged so that one tooth tip of the inner rotor 110 is in close contact with one tooth groove of the outer rotor 120. This is the size of a gap formed between one tooth tip of the inner rotor 110 and one tooth tip of the outer rotor 120 at a distant position.
Here, the following relationship holds.
φdo = φDi · (n + 1) / n. . . (II) and
φdo = (n + 1) · (φao + φbo). . . (III)
φao = φAi + t / 2. . . (IIIa)
φbo = φBi−t / 2. . . (IIIIb).
For the inner rotor 110 meshing with the outer rotor ro, a general relational expression
φai + φbi = φAi + φBi = 2e. . . (1)
φDi = φdo-2e. . . Satisfies (2).
In the present embodiment, in order to reduce the circumferential clearance t2 between the tooth tip of the outer rotor 120 and the tooth groove of the inner rotor 110 at the meshing position, and to secure the radial clearance t1,
φBo = φbi = φBi. . . (IV)
From the formula (IV) and formula (1),
φai = φAi. . . (3)
When the inner rotation circle of the outer rotor 120 is set in this way,
The clearance t where t = (φDo−φBo + φAo) − (φDi + φAi + φAi) is obtained from the formulas (1) to (3) and the formula (IV).
t = (φDo−φdo) + (φAo−φai). . . (V).
From the above formulas (Ib), (III), (IV), (V),
t = (φAo−φai) · (n + 2). . . (VI)
φAo = φai + t / (n + 2).
Here, the diameter φDo of the basic circle Do is first obtained. From (Ib), (III)
φDo−φdo = (n + 1) · (φAo + φBo) − (n + 1) · (φao + φbo), further according to (IIIa), (IIIb), (IV)
φDo−φdo = (n + 1) · (φAo−φai). . . (VII) From (VI) to (VII)
Since φDo−φdo = (n + 1) · t / (n + 2), from (II), φDo is
φDo = (n + 1) · φDi / n + (n + 1) · t / (n + 2). . . (A)
Next, from (Ib)
Since φAo = φDo / (n + 1) −φBo, according to (A)
φAo = φDi / n + t / (n + 2) −φBo and further from (Ia) and (IV)
φAo = φAi + t / (n + 2). . . (B)
Summarizing the above equations, the outer rotor 120 is
φBo = φbi = φBi. . . (IV)
φDo = (n + 1) · φDi / n + (n + 1) · t / (n + 2). . . (A)
φAo = φAi + t / (n + 2). . . It is configured to satisfy (B).
FIG. 4 shows an inner rotor 110 configured to satisfy the above relationship (basic circle Di is φDi = 52.00 mm, first abduction circle Ai is φAi = 2.50 mm, and first inversion circle Bi is φBi = 2. .70 mm, number of teeth n = 10) and outer rotor 120 (outer diameter is φ70 mm, basic circle Do is φDo = 57.31 mm, second abduction circle Ao is φAo = 2.51 mm, and second addendum circle Bo is φBo = 2.70 mm) shows an oil pump rotor assembly in which a clearance t = 0.12 mm and an eccentricity e = 2.6 mm are combined.
The casing 150 is formed with an arcuate suction port (not shown) along the cell C whose volume is increasing among the cells C formed between the tooth surfaces of the rotors 110 and 120. An arc-shaped discharge port (not shown) is formed along the cell C whose volume is decreasing.
The cell C has a minimum volume during the meshing process of the external teeth 111 and the internal teeth 121, and then expands the volume when moving along the suction port to suck the fluid. Then, when moving along the discharge port, the volume is reduced and the fluid is discharged.
If the clearance t is too small, pressure pulsation is generated in the fluid squeezed out from the cell C whose volume is decreasing, cavitation noise is generated, pump operating noise is increased, and both rotors are rotated by the pressure pulsation. It will not be performed smoothly.
On the other hand, if the clearance t is too large, the pressure pulsation of the fluid does not occur and the operation noise is reduced, and the backlash is increased, so that the sliding resistance between the tooth surfaces is reduced and the mechanical efficiency is improved. The liquid tightness in the cell C is impaired, and the pump performance, particularly volumetric efficiency, is deteriorated. In addition, the transmission of drive torque at the correct meshing position is not performed, and the loss of rotation increases, so that the mechanical efficiency is also lowered.
Therefore, the clearance t is preferably in a range satisfying 0.03 mm ≦ t ≦ 0.30 mm, and is most preferably 0.12 mm in this embodiment.
By the way, in the oil pump rotor assembly configured as described above, by satisfying the relations of the above formulas (IV), (A), and (B), as shown in FIG. The tooth profile is substantially equal to the tooth profile of the tooth groove of the inner rotor 110. As a result, as shown in FIG. 5, the radial clearance t1 at the meshing position is kept at t / 2 = 0.06 mm, which is the same as the conventional one, and the circumferential clearance t2 becomes small. The impact which 120 receives mutually is small. Further, since the pressure direction at the time of meshing is perpendicular to the tooth surface, torque transmission between the rotors 110 and 120 is performed with high efficiency without slipping, and heat generation and noise due to sliding resistance are reduced.
Also in this embodiment, the size of the clearance between the tooth surfaces of the rotors 110 and 120 in the cell C having the smallest volume is a (clearances a, b, c, etc. are not shown), and the volume is The size of the clearance between the tooth surfaces of the rotors 110 and 120 in the cell C in the process of expanding is b, and the size of the clearance between the tooth surfaces of the rotors 110 and 120 in the cell C where the volume is maximum. Assuming c, a ≦ b ≦ c and a <c, and the clearance b is b1 as the clearance size in the cell on the rear side in the rotation direction, and the clearance size in the cell on the front side in the rotation direction. As b2, b1 ≦ b2 is satisfied. If the clearance between the tooth surfaces of the rotors 110 and 120 in the cell C in the process of decreasing volume is d, a ≦ b ≦ c or a <c or a ≦ d ≦ c, Further, the clearance d satisfies d1 ≧ d2, where d1 is a clearance size in the cell on the rear side in the rotation direction and d2 is a clearance size in the cell on the front side in the rotation direction.
FIG. 6 shows a graph comparing the noise generated when the conventional oil pump rotor assembly is used with the noise generated when the oil pump rotor assembly according to the present embodiment is used. From this graph, it can be seen that the oil pump using the oil pump rotor assembly according to the present embodiment has lower noise and higher quietness than the conventional one.
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
The oil pump rotor assembly shown in FIG. 7 has an inner rotor 210 formed with n (n is a natural number, n = 10 in this embodiment) outer teeth, and n + 1 (in this embodiment) meshed with each outer tooth. 11) an outer rotor 220 having inner teeth formed therein, and the inner rotor 210 and the outer rotor 220 are housed in the casing 250.
A plurality of cells C are formed between the tooth surfaces of the inner rotor 210 and the outer rotor 220 along the rotational direction of the rotors 210 and 220. Each cell C is individually partitioned by the contact between the outer teeth 211 of the inner rotor 210 and the inner teeth 221 of the outer rotor 220 on the front and rear sides of the rotors 210 and 220 in the rotational direction. It is partitioned by a casing 250, thereby forming an independent fluid transfer chamber. The cell C rotates with the rotation of the rotors 210 and 220, and repeats the increase and decrease in volume with one rotation as one cycle.
The inner rotor 210 is attached to a rotary shaft and is supported so as to be rotatable about an axis Oi. The inner rotor 210 is formed by a first abduction circle Di that circumscribes the base circle bi of the inner rotor 210 and rolls without sliding. An inversion cycloid curve formed by a first addendum circle di inscribed in the base circle bi and slipping without slipping is formed as a tooth profile of the tooth gap.
The outer rotor 220 is arranged with the axis Oo eccentrically (eccentric amount: e) with respect to the axis Oi of the inner rotor 210, and is supported rotatably inside the casing 250 about the axis Oo. An abduction cycloid curve created by a second abduction circle Do that circumscribes the base circle bo of the outer rotor 220 and rolls without slipping is a tooth profile of the tooth groove, and a second inversion circle that inscribes the base circle bo and rolls without slipping. The adductor cycloid curve created by do is formed as the tooth profile of the tooth tip.
The diameter of the base circle bi of the inner rotor 210 is φbi, the diameter of the first abduction circle Di is φDi, the diameter of the first inversion circle di is φdi, the diameter of the base circle bo of the outer rotor 220 is φbo, and the second abduction When the diameter of the circle Do is φDo and the diameter of the second inversion circle do is φdo, the following relational expression is established between the inner rotor 210 and the outer rotor 220. Here, the unit of dimension is mm (millimeter).
First, for the inner rotor 210, the rolling distance of the first outer turning circle Di and the first inner turning circle di must be closed in one round. That is, since an integral multiple (number of teeth) of the sum of the rolling distances of the first abduction circle Di and the first abduction circle di must be equal to the circumference of the basic circle bi,
π · φbi = n · π · (φDi + φdi), that is, φbi = n · (φDi + φdi). . . (Ia)
Similarly, for the outer rotor 220, the rolling distance of the second abduction circle Do and the second addition circle do must be equal to the circumference of the basic circle bo.
π · φbo = (n + 1) · π · (φDo + φdo), that is, φbo = (n + 1) · (φDo + φdo). . . (Ib)
Further, the shape of the tooth tip of the inner rotor formed by the first abduction circle Di with respect to the shape of the tooth groove of the outer rotor formed by the second abduction circle Do, and the inner formed by the first inversion circle di In order for the shape of the tooth tip of the outer rotor formed by the second addendum circle do to the shape of the tooth gap of the rotor to ensure a large backlash provided between the tooth surfaces of both rotors in the process of meshing,
φDo> φDi and φdi> φdo must be satisfied. Here, the backlash is a gap formed between the tooth surface opposite to the tooth surface on which the load of the inner rotor is applied and the tooth surface of the outer rotor in the meshing process.
Also, because the inner rotor and outer rotor mesh with each other,
Either φDi + φdi = 2e or φDo + φdo = 2e must be satisfied.
Furthermore, in the present invention, the inner rotor 210 is rotated well inside the outer rotor 220, and the inner rotor 210 is made to optimize the size of the backlash and reduce the meshing resistance while ensuring the tip clearance. The diameter of the base circle bo of the outer rotor 220 is increased so that the base circle bi of the inner rotor 210 and the base circle bo of the outer rotor 220 do not contact each other at the meshing position of 210 and the outer rotor 220. That is,
(N + 1) · φbi <n · φbo is satisfied.
From this equation and equations (Ia) and (Ib), (φDi + φdi) <(φDo + φdo) is obtained. The meshing position described above refers to a position when the tooth tip of the inner tooth 221 on the outer side and the tooth groove of the outer tooth 211 on the inner side face each other as shown in FIG.
However,
0.005mm ≦ (φD o + Φdo) − (φDi + φdi) ≦ 0.070 mm (mm: millimeter). . . The inner rotor 210 and the outer rotor 220 are configured to satisfy (Ic) (hereinafter (φDo + φdo) − (φDi + φdi) is simply referred to as A).
In the present embodiment, the inner rotor 210 configured to satisfy the above relationship (the basic circle bi is φbi = 65.00 mm, the first abduction circle Di is φDi = 3.90 mm, and the first addendum di is Is φdi = 2.60 mm, number of teeth n = 10) and outer rotor 220 (outer diameter is φ87.0 mm, base circle bo is φbo = 71.599 mm, second abduction circle Do is φDo = 3.9135 mm, second The oil pump rotor assembly is configured by combining the inward circle do (φdo = 2.5955 mm) with the eccentricity e = 3.25 mm. In the present embodiment, the tooth width (size in the rotation axis direction) of both rotors is set to 10 mm. The first abduction circle Di is φDi = 3.90 mm, the first abduction circle di is φdi = 2.60 mm, the second abduction circle Do is φDo = 3.9135 mm, and the second abduction circle do is φdo = Thus, A is set to 0.005 mm (see FIG. 8).
The casing 250 has an arc-shaped suction port (not shown) formed along the cell C whose volume is increasing among the cells C formed between the tooth surfaces of the rotors 210 and 220. An arc-shaped discharge port (not shown) is formed along the cell C whose volume is decreasing.
The cell C has a minimum volume during the meshing process of the external teeth 211 and the internal teeth 221, and then expands the volume when moving along the suction port to suck the fluid. Then, when moving along the discharge port, the volume is reduced and the fluid is discharged.
If A is too small, it is impossible to optimize the tip clearance and the backlash size, and it is possible to reduce the meshing noise between the outer teeth 211 on the inner side and the inner teeth 221 on the outer side. Can not.
On the other hand, if A is too large, the difference in the tooth height (the size of the tooth in the normal direction of the basic circle) between the outer teeth 211 on the inner side and the inner teeth 221 on the outer side, or the thickness (the circumferential direction of the basic circle). The difference in the tooth size) cannot be optimized, and there may be a portion where backlash does not occur during rotation of the inner and outer rotors 210 and 220. In this case, good rotation of both the rotors cannot be realized, resulting in a decrease in mechanical efficiency and generation of abnormal noise due to a collision between the external teeth 211 and the internal teeth 221.
Therefore, A is preferably in a range satisfying 0.005 mm ≦ A ≦ 0.070 mm, and is most preferably 0.009 mm in the present embodiment.
In the oil pump rotor assembly configured as described above, the tooth profile of the tooth tip of the outer rotor 220 is substantially equal to the tooth profile of the tooth groove of the inner rotor 210. As a result, as shown in FIG. 8, the tip circumferential clearance ts is reduced while the tip clearance tt is secured in the same manner as in the prior art, so that the impact received by the rotors 210 and 220 on each other during rotation is reduced. Therefore, even if the hydraulic pressure generated in the oil pump rotor assembly is very small and the torque for driving the oil pump rotor assembly fluctuates, the outer side internal teeth 221 and the inner side external teeth 211 collide. Therefore, the quietness of the oil pump rotor assembly can be realized with certainty. Further, since the pressure direction at the time of meshing is perpendicular to the tooth surface, torque transmission between the rotors 210 and 220 is performed with high efficiency without slipping, and heat generation and noise due to sliding resistance are reduced.
FIG. 9 shows backlash for each rotation angle position of the inner rotor in the conventional oil pump rotor assembly (broken line in FIG. 9) and backlash for each rotation angle position of the inner rotor in the oil pump rotor assembly according to the present embodiment (FIG. 9). 9 is a graph comparing the solid line in FIG. From this graph, in the oil pump rotor assembly according to the present embodiment, the backlash can be made smaller than before in the meshing position and the process in which the volume of the cell C increases and decreases. It can be seen that the backlash equivalent to the conventional one can be obtained at the position where the volume is maximum. Therefore, in the latter case, it can be seen that the liquid tightness of the cell C when the volume is maximized can be ensured, and the conveyance efficiency can be maintained at the same level as the conventional one. Note that FIG. 9 only shows the backlash when the rotation angle of the inner rotor is 0 ° to 198 °. The backlash from 198 ° to 0 ° shown in FIG. The description is omitted because it is the same (symmetric) as the change of.
FIG. 10 shows a graph comparing the noise generated when the conventional oil pump rotor assembly is used with the noise generated when the oil pump rotor assembly according to the present embodiment is used. From this graph, the oil pump rotor assembly according to the present embodiment, as shown in FIG. 9, the backlash is smaller than the conventional in the meshing position and the process in which the volume of the cell C increases and decreases. It can be seen that noise can be reduced and quietness can be improved.
In addition, each structural member shown in the above embodiment, its various shapes, combinations, etc. are examples, and can be variously changed based on a design request | requirement in the range which does not deviate from the meaning of this invention.
For example, with respect to both rotors constituting the inscribed oil pump rotor assembly, in the above embodiment, both rotors are so-called cycloid rotors having a tooth surface shape formed using a cycloid curve, but have a center on the trochoid curve. The so-called trochoidal rotor, which is composed of an inner rotor having a tooth surface shape formed using an envelope when the locus circle is moved along the trochoid curve and an outer rotor meshing with the inner rotor, is described above. The rotor may have any tooth shape as long as the clearance condition is satisfied.

産業上の利用の可能性Industrial applicability

以上説明したように、本発明に係る内接型オイルポンプロータアッセンブリによれば、セルを形成する両ロータ間のクリアランスが噛み合い部分で最小となった後、増大し続けて最大となるので、噛み合い部分でのバックラッシが小さく、噛み合いに寄与しない部分でのクリアランスは確保される。
また、本発明に係る他の内接型オイルポンプロータアッセンブリによれば、セルを形成する両ロータ間のクリアランスが最大となった後、減少し続けて噛み合い部分で最小となるので、噛み合い部分でのバックラッシが小さく、噛み合いに寄与しない部分でのクリアランスは確保される。
したがって、滑り成分が最も小さい部分で外歯が内歯に噛み合って回転力が伝達され、滑り成分が大きくなる部分では外歯と内歯との噛み合いが生じにくくなるので、騒音やフリクション(摩擦)が小さく機械効率がよい内接型オイルポンプの実現が可能となる。
本発明に係る他の内接型オイルポンプロータアッセンブリによれば、従来から採用されているサイクロイド曲線を用いて形成されたサイクロイドロータおよびトロコイド曲線を用いて形成されたトロコイドロータを、より低騒音・低フリクションとすることができ、より高性能な内接型オイルポンプを実現することができる。
As described above, according to the inscribed oil pump rotor assembly according to the present invention, the clearance between the two rotors forming the cell is minimized at the meshing portion and then continues to increase and becomes maximum. The backlash at the portion is small, and the clearance at the portion that does not contribute to the meshing is ensured.
Further, according to another inscribed oil pump rotor assembly according to the present invention, after the clearance between the two rotors forming the cell is maximized, it continues to decrease and becomes minimum at the meshing portion. The backlash is small, and a clearance is secured at a portion that does not contribute to the meshing.
Therefore, the outer teeth mesh with the inner teeth at the part where the sliding component is the smallest and the rotational force is transmitted, and the engagement between the outer teeth and the inner teeth is less likely to occur at the part where the sliding component becomes large, so noise and friction (friction) It is possible to realize an inscribed oil pump that is small and has high mechanical efficiency.
According to another inscribed oil pump rotor assembly according to the present invention, a cycloid rotor formed using a conventionally employed cycloid curve and a trochoid rotor formed using a trochoid curve are reduced in noise and noise. It is possible to realize a low-friction and higher performance inscribed oil pump.

Claims (8)

  1. n(nは自然数)枚の外歯を有するインナーロータと、(n+1)枚の内歯を有するアウターロータとが噛み合い、その歯面間に形成される複数のセルの容積変化によりインナー・アウターロータの回転中に流体を吸入・吐出するオイルポンプを構成するオイルポンプロータアッセンブリであって、
    容積が最小となっている前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをa、容積が拡大する過程にある前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをb、容積が最大となっている前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをcとして、
    a≦b≦cかつa<cであって、さらに、前記クリアランスbは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをb1、回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをb2として、
    b1≦b2を満たすことを特徴とするオイルポンプロータアッセンブリ。
    An inner rotor having n (n is a natural number) outer teeth and an outer rotor having (n + 1) inner teeth mesh with each other, and the inner and outer rotors are changed in volume by a plurality of cells formed between the tooth surfaces. An oil pump rotor assembly that constitutes an oil pump that sucks and discharges fluid during rotation of
    The clearance between the tooth surfaces of both rotors in the cell having the smallest volume is a, the clearance between the tooth surfaces of both rotors in the cell in the process of expanding the volume is b, and the volume is Let c be the size of the clearance between the tooth surfaces of both rotors in the largest cell.
    a ≦ b ≦ c and a <c, and the clearance b is b1 as the clearance size in the cell on the rear side in the rotation direction, and b2 as the clearance size in the cell on the front side in the rotation direction.
    An oil pump rotor assembly satisfying b1 ≦ b2.
  2. 請求項1に記載のオイルポンプロータアッセンブリであって、
    容積が減少する過程にある前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをdとして、
    a≦b≦cかつa<cかつa≦d≦cであって、さらに、前記クリアランスdは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをd1、回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをd2として、
    d1≧d2を満たす。
    The oil pump rotor assembly according to claim 1,
    Assuming that the clearance between the tooth surfaces of the rotors in the cell in the process of decreasing the volume is d,
    a ≦ b ≦ c and a <c and a ≦ d ≦ c, and the clearance d is defined as a clearance size in the cell on the rear side in the rotation direction d1, and a clearance size in the cell on the front side in the rotation direction. Let d2 be
    d1 ≧ d2 is satisfied.
  3. n(nは自然数)枚の外歯を有するインナーロータと、(n+1)枚の内歯を有するアウターロータとが噛み合い、その歯面間に形成される複数のセルの容積変化によりインナー・アウターロータの回転中に流体を吸入・吐出するオイルポンプを構成するオイルポンプロータアッセンブリであって、
    容積が最小から最大に拡大する過程にある前記セルを形成する両ロータの歯面間のクリアランスが、前記セルの回転移動に伴い漸次増大することを特徴とするオイルポンプロータアッセンブリ。
    An inner rotor having n (n is a natural number) outer teeth and an outer rotor having (n + 1) inner teeth mesh with each other, and the inner and outer rotors are changed in volume by a plurality of cells formed between the tooth surfaces. An oil pump rotor assembly that constitutes an oil pump that sucks and discharges fluid during rotation of
    An oil pump rotor assembly, wherein the clearance between the tooth surfaces of both rotors forming the cell in the process of expanding the volume from the minimum to the maximum gradually increases with the rotational movement of the cell.
  4. 請求項3に記載のオイルポンプロータアッセンブリであって、容積が最大から最小に減少する過程にある前記セルを形成する両ロータの歯面間のクリアランスが、前記セルの回転移動に伴い漸次縮小する。4. The oil pump rotor assembly according to claim 3, wherein a clearance between tooth surfaces of both rotors forming the cell in a process in which a volume is reduced from a maximum to a minimum gradually decreases with the rotational movement of the cell. .
  5. 請求項1から4のいずれか1項に記載のオイルポンプロータアッセンブリであって、
    前記アウターロータおよびインナーロータの歯面が、それぞれ、基礎円上を滑りなく転がる転円の軌跡により創生されるサイクロイド曲線を用いて形成されている。
    An oil pump rotor assembly according to any one of claims 1 to 4,
    The tooth surfaces of the outer rotor and the inner rotor are each formed using a cycloid curve created by a trajectory of a rolling circle that rolls on the foundation circle without slipping.
  6. 請求項1から4のいずれか1項に記載のオイルポンプロータアッセンブリであって、
    前記インナーロータの歯面が、トロコイド曲線上に中心を有する軌跡円を該トロコイド曲線に沿って移動させた場合の包絡線により創生されるトロコイド包絡線を用いて形成され、前記アウターロータの歯先が、前記軌跡円と同径の円弧曲線を用いて形成されている。
    An oil pump rotor assembly according to any one of claims 1 to 4,
    The tooth surface of the inner rotor is formed using a trochoidal envelope created by an envelope when a locus circle having a center on the trochoidal curve is moved along the trochoidal curve, and the teeth of the outer rotor The tip is formed using an arc curve having the same diameter as the locus circle.
  7. 請求項1または3に記載のオイルポンプロータアッセンブリであって、
    インナーロータの歯形が、基礎円Diに外接してすべりなく転がる第1外転円Aiによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円Diに内接してすべりなく転がる第1内転円Biによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として形成され、アウターロータの歯形が、基礎円Doに外接してすべりなく転がる第2外転円Aoによって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円Doに内接してすべりなく転がる第2内転円Boによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形として形成されており、
    インナーロータの基礎円Diの直径をφDi、第1外転円Aiの直径をφAi、第1内転円Biの直径をφBi、アウターロータの基礎円Doの直径をφDo、第2外転円Aoの直径をφAo、第2内転円Boの直径をφBo、インナーロータの歯先とアウターロータの歯先との間隙の大きさをt(≠0)とするとき、
    φBo=φBiかつ
    φDo=φDi・(n+1)/n+t・(n+1)/(n+2)
    φAo=φAi+t/(n+2)を満たしてインナーロータとアウターロータとが構成されている。
    An oil pump rotor assembly according to claim 1 or 3,
    The tooth profile of the inner rotor is the abduction cycloid curve created by the first abduction circle Ai that circumscribes the base circle Di and rolls without slipping. An abduction cycloid curve created by the second abduction circle Ao formed by the addendum cycloid curve created by the rolling circle Bi as the tooth profile of the tooth gap and the tooth profile of the outer rotor circumscribing the base circle Do and slipping. Is formed as a tooth profile of the addendum cycloid curve created by the second addendum circle Bo inscribed in the basic circle Do and slipping without slipping,
    The diameter of the base circle Di of the inner rotor is φDi, the diameter of the first abduction circle Ai is φAi, the diameter of the first inversion circle Bi is φBi, the diameter of the base circle Do of the outer rotor is φDo, and the second abduction circle Ao ΦAo, the diameter of the second addendum circle Bo is φBo, and the size of the gap between the tooth tip of the inner rotor and the tooth tip of the outer rotor is t (≠ 0),
    φBo = φBi and φDo = φDi · (n + 1) / n + t · (n + 1) / (n + 2)
    An inner rotor and an outer rotor are configured to satisfy φAo = φAi + t / (n + 2).
  8. 請求項1または3に記載のオイルポンプロータアッセンブリであって、
    前記インナーロータが、その基礎円biに外接してすべりなく転がる第1外転円Diによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円biに内接してすべりなく転がる第1内転円diによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として形成され、
    前記アウターロータが、その基礎円boに外接してすべりなく転がる第2外転円Doによって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円boに内接してすべりなく転がる第2内転円doによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形として形成されており、
    インナーロータの基礎円biの直径をφbi、第1外転円Diの直径をφDi、第1内転円diの直径をφdi、アウターロータの基礎円boの直径をφbo、第2外転円Doの直径をφDo、第2内転円doの直径をφdo、インナーロータとアウターロータとの偏心量をeとするとき、
    φbi=n・(φDi+φdi),φbo=(n+1)・(φDo+φdo)の関係にあり、
    また、φDi+φdi=2e、あるいはφDo+φdo=2e、
    かつφDo>φDi,φdi>φdo,(φDi+φdi)<(φDo+φdo)を満たしてインナーロータとアウターロータとが構成されている。
    An oil pump rotor assembly according to claim 1 or 3,
    The inner rotor has an abduction cycloid curve created by a first abduction circle Di that circumscribes the base circle bi and rolls without slipping, and has a tooth shape at the tip of the tooth, and is inscribed in the base circle bi and rolls without slipping. An adduction cycloid curve created by the rolling circle di is formed as a tooth profile of the tooth gap,
    The outer rotor has a tooth shape of an abduction cycloid curve created by a second abduction circle Do that circumscribes the base circle bo and rolls without slipping, and is inscribed in the base circle bo and rolls without slipping. An addendum cycloid curve created by the rolling circle do is formed as the tooth profile of the tooth tip,
    The diameter of the base circle bi of the inner rotor is φbi, the diameter of the first abduction circle Di is φDi, the diameter of the first addendum circle di is φdi, the diameter of the base circle bo of the outer rotor is φbo, and the second abduction circle Do ΦDo, the diameter of the second inversion circle do is φdo, and the eccentricity between the inner rotor and the outer rotor is e,
    φbi = n · (φDi + φdi), φbo = (n + 1) · (φDo + φdo),
    Also, φDi + φdi = 2e, or φDo + φdo = 2e,
    In addition, φDo> φDi, φdi> φdo, (φDi + φdi) <(φDo + φdo) are satisfied, and the inner rotor and the outer rotor are configured.
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