WO1999011935A1 - Internal gear pump - Google Patents

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WO1999011935A1
WO1999011935A1 PCT/JP1998/003947 JP9803947W WO9911935A1 WO 1999011935 A1 WO1999011935 A1 WO 1999011935A1 JP 9803947 W JP9803947 W JP 9803947W WO 9911935 A1 WO9911935 A1 WO 9911935A1
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tooth
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circle
gap
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PCT/JP1998/003947
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Inventor
Toshiyuki Kosuge
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Sumitomo Electric Industries, Ltd.
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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/102—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member the two members rotating simultaneously around their respective axes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/082—Details specially related to intermeshing engagement type machines or pumps
    • F04C2/084—Toothed wheels

Definitions

  • the present invention relates to a rotary pump driven by a drive source such as a motor to compress and discharge liquid or gas, and more particularly to an internal gear pump suitable for a liquid pump.
  • a trochoid tooth is a tooth surface of one of the outer gear and the inner gear that is limited to an arc shape, and the tooth surface of the other gear is stronger. It is defined by non-slip rotation.
  • the internal gear pump improved by the present invention specifically uses a cycloid tooth profile for delivering liquid or gas in an internal combustion engine and an automatic transmission. It is described in GB 2 334 243 and DE 39 38 346.
  • the pump according to the above-mentioned German patent is an internal gear pump having an outer gear (outer opening and closing) and an inner gear (inner opening and closing) having different numbers of teeth, and has a complete cycloid tooth profile. It uses the excellent kinematic properties of teeth and tooth spaces.
  • FIG. 4 shows a model diagram of a flattened cycloid tooth profile proposed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-256628.
  • Japanese Unexamined Patent Application Publication No. 5-256628 is a cycloid tooth profile of each gear for the purpose of generating noise due to the pulsation of the delivery flow seen in a known pump, reducing the efficiency of the pump, and reducing the cavitation noise.
  • Fh in Fig. 4 is the original circle drawn by the locus of one point on the circumference of the generated circle re starting from the point z0 on the gear pitch circle P as the starting point.
  • the epicycloid, fr is the original hypocyclode drawn by the locus of one point on the circumference of the generated circle rh, with the generated circle rh rolling on the pitch circle starting from the point z0 on the pitch circle P.
  • Id, fh3 and rh3 are epicycloid and hypocycloid after flattening.
  • Japanese Unexamined Patent Application Publication No. Hei 5—2562 668 attempts to suppress the noise.
  • cusps (Z1, Z2 in Fig. 4) are generated on a part of the tooth profile, which increases the surface pressure typified by Hertz stress, cusps at the cusps, and promotes tooth surface wear. .
  • the cause of the above phenomenon is not limited to the pulsation of the delivery flow.
  • noise and wear are also caused by runout of the drive shaft fitted to the inner gear. Since the run-out of the drive shaft is transmitted to the inner gear as it is, this is equivalent to the generation of an oscillating force on the inner gear, and the unevenness of the gap causes the teeth of the inner gear and the gear to be moved. Beat each other.
  • the remarkable increase in the pulsation of the outflow due to the cavitation generated by the breakage of the liquid bubbles and bubbles in the bombing chamber promotes the striking of the teeth in the case of the structure in which the striking of the teeth is likely to occur. Further promotes tooth surface wear.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and an object of the present invention is to provide an internal gear pump capable of reducing noise generation and improving mechanical efficiency and life. Disclosure of the invention
  • the gear pump of the present invention is an internal gear pump used for a liquid or gas pressure pump, and is characterized by adopting the following configuration. That is, an outer gear, an inner gear meshed with the inner gear and a housing for accommodating these gears are provided, and the tooth gap of the outer gear and the tip of the inner gear facing the inner gear are provided.
  • an internal gear type pump having a hypocycloid shape
  • the tooth tip of the outer gear and the tooth groove of the inner gear facing the outer gear have a hypocycloid shape.
  • the epicycloid shape (fh 1) of the outer gear is formed by a locus of one point on the circumference of the first generated circle (re 1) rolling on the pitch circle
  • the epicycloid shape (fh 2) of the inner gear is
  • the hypocycloid shape (fr 1) of the outer gear is formed by a locus of one point on the circumference of the second generated circle (re 2) rolling on the pitch circle
  • the third generated circle (fr 1) rolling on the pitch circle rhl) is formed by the locus of one point on the circumference of the circle.
  • the hypocycloid shape (fr 2) of the inner gear is a point on the circumference of the fourth generated circle (rh 2) rolling on the pitch circle.
  • the radii of the generated circles (re 1, re 2, rh 1, rh 2) are different from each other, and the gap between the tooth tip of the outer gear and the tooth groove of the opposite inner gear is 3.
  • the diameter difference between the fourth generated circles (rh1, rh2) is approximately equal to
  • the outer gear and the inner gear have the deepest engagement.
  • the gap between the outer gear and the inner gear and the gap between the teeth of the outer gear and the inner gear in the region where the engagement between the outer gear and the inner gear is the shallowest are almost equal. This achieves the stated objectives.
  • the gap between the teeth at the point where the outer gear and the inner gear mesh most deeply, and the gap between the teeth at the area where the engagement between the outer gear and the inner gear is shallowest Since the clearance is made approximately equal, the compression efficiency and life can be improved, noise can be reduced, and tooth surface wear can be reduced.
  • FIG. 1 is an explanatory diagram showing an engagement locus between an inner gear and a gear of a pump of the present invention.
  • FIG. 2 is a front view showing a combined state of an inner gear and an aftergear of the internal gear pump of the present invention.
  • FIG. 3 is a front view showing the internal gear pump according to the present invention with a housing lid removed.
  • Figure 4 shows a model of a flattened cycloid tooth profile.
  • FIG. 1 shows a preferred embodiment of the present invention.
  • fhl and fri represent epicycloids and hypocycloids that define the shapes of the tooth grooves 3 and the tooth tips 4 of the arbor gear 1 shown in FIG.
  • f h 1 is formed as a locus of one point on the circumference of the generated circle, in which the generated circle re 1 rolls on the pitch circle starting from the point z 0 on the pitch circle P.
  • f r l is formed as a locus of one point on the circumference of the generated circle, with the generated circle r h1 rolling on the pitch circle starting from the point z 0 on the pitch circle.
  • f h2 and fr 2 are epicycloids and hypocycloids that define the shape of the tooth tip 6 and the tooth space 5 of the inner gear 2 shown in FIG. f h 2 is formed as a locus of one point on the circumference of the generated circle, in which the generated circle re 2 rolls on the pitch circle starting from the point z 0 ′ on the pitch circle P.
  • fr 2 is formed as a locus of one point on the circumference of the generated circle, with the generated circle r h2 rolling on the pitch circle starting from the point ⁇ ⁇ ′ on the pitch circle.
  • the pitch circle P is the pitch of the gear 1 and the gear 2 in Fig. 2. Although it means a circle, it is shown as the same pitch circle in Fig. 1 for convenience.
  • the gap CR between the outer gear 1 and the inner gear 2 is generated by the difference between the generated circles re1, re2, rhl, and rh2, so that the outer gear 1 and the opposed inner gear 2 In a region where both have a deep relationship, a substantially equal gap is generated.
  • the internal gear pump is provided with an inner gear 2 having a smaller number of teeth than the first gear and the first gear (see FIG. 3).
  • the drive shaft (not shown) is arranged so that the inner gear 2 has a rotation center at a position eccentric from the rotation center of the outer gear 1 and is coaxially arranged with the inner gear 2. ).
  • the housing 10 has a suction port 7 and a discharge port 8 as in a normal pump. Between the inner gear 2 and the outer gear 1, a chamber (bombing chamber) 9 whose volume changes due to the rotation of both gears is created, and the chamber 9 communicates with the suction port 7 at a position where the chamber 9 communicates with the suction port 7. The liquid or gas is sucked into the chamber 9, and the liquid or gas is compressed in the chamber that has been moved to the compression step, and is sent out from the discharge port 8.
  • the drive shaft will run out due to manufacturing errors and the like.
  • the run-out of the drive shaft is transmitted to the inner gear 2 as it is, and is transmitted to the outer gear 1 by engaging with the tooth surface of the inner gear 2.
  • the run-out of the drive shaft causes a theoretical deviation from the engagement between the two gears, causing unexpected tooth wear on the two gears, and noise due to the contact between the teeth of the two gears.
  • the gear 1 and the housing 10 are mechanically pressed against each other, and in the worst case, the gear may be damaged.
  • the run-out of the drive shaft is strictly manufactured to reduce it, or the outer gear 1 and the housing
  • the act of increasing the gap between the outer gear 1 and the housing 10 is nothing less than the act of reducing the discharge of the pump. This is because the fluid compressed by the reduction of the volume of the chamber 9 due to the rotation of the gears passes through the gap from the high-pressure part. This is to cause a backflow to the low pressure portion.
  • the gap between the gear teeth at the point where the first gear 1 and the inner gear 2 mesh deepest (the deepest joint), the gap between the outer gear 1 and the inner gear 2
  • the structure in which the gap between the gear teeth in the region where the contact is the shallowest is substantially equal eliminates the non-uniformity between the tooth gaps.
  • the uniformity between the tooth gaps is achieved by making the diameters of the four generated circles appropriately different.
  • the number of teeth of the inner gear 2, the number of teeth of the outer gear 1, the diameter of the generating circle for generating epicycloid, the diameter of the generating circle for generating hypocycloid, and the ratio thereof are not limited. Unrestricted, uniformity between tooth gaps and continuity of tooth profile are guaranteed. Also, the amount (size) between the tooth gaps should be selected according to the required discharge amount of the pump.
  • FIG. 2 shows the combined state of the gears of the internal gear pump according to the present invention.
  • Fig. 2 (a) shows the deepest state of the tooth tip 6 of the inner gear 2 and the tooth groove 3 of the outer gear 1
  • Fig. 2 (b) shows the tooth groove 5 of the inner gear 2 and the outer gear 1 This shows the deepest state of the tooth tips 4 of the teeth.
  • C is the gap between the tooth tip and the tooth groove at the deepest joint of the outer gear 1 and the inner gear 2
  • C 2 is the area where the contact is shallowest (the area opposite the deepest joint) The gap between the teeth of the outer gear 1 and the inner gear 2 is shown.
  • C 3 indicates the amount of eccentricity axis of the outer gear 1 and b Runner gear 2.
  • Inner gear pitch diameter 64.0 mm
  • Inner gear epicycloid generation circle diameter ⁇ 2.50 mm
  • Inner gear hypocycloid generation circle diameter 03.90 mm
  • Outer gear epicycloid generation circle diameter ⁇ 2.56 mm
  • FIG. 3 shows a state in which the internal gears of FIGS. 1 and 2 are housed in the housing 10.
  • 7 is a suction port
  • 8 is a discharge port
  • 9 is a chamber
  • 10 is a housing.
  • the housing 10 is provided with a lid (not shown) for sealing the gear storage chamber.

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Description

明 細 書 一 内接歯車式ポンプ 技術分野
本発明は、 モータ等の駆動源により駆動されて液体又は気体を圧縮して吐出す る回転ポンプに関し、 特に液体ポンプに好適な内接歯車式ポンプに関する。 背景技術
内燃機関および自動モータによる車両伝動装置に使用される内歯車ポンプのほ とんどは 卜ロコィ ド歯のものが用いられる。 トロコィ ド歯とは、 アウターギアと イ ンナ一ギアのどちらか一方の歯面が円弧状に制限され、 もう- -方のギアの歯面 力く、 円弧により規定された一方のギアの歯のノ ンスリ ツプ回転により規定される ものをいう。
本発明が改良する内接歯車式ポンプは、 内燃機関および自動伝動装置において 、 液体又は気体を送出するために、 サイクロィ ド歯形を具体的に使用するもので あり、 例えば、 1 9 2 5年の英国特許第 2 3 3 4 2 3号公報や、 独国特許第 3 9 3 8 3 4 6号公報に記載されている。 上記独国特許によるポンプは、 互に歯数の 異なるアウターギア （アウター口一夕） とイ ンナ一ギア （イ ンナ一口一夕） とを 有する内接歯車ポンプにおいて、 完全なサイクロィ ド歯形を有する歯および歯溝 の優れた運動学的特性を用いている。
上記ァウタ一ギアの歯は、 エンジンのクランクシャフ トまたは自動ギアボッ ク スの主シャフ ト （主軸） により駆動されるイ ンナ一ギアの歯に嚙合している。 こ の内接歯車式ポンプでは、 駆動軸であるクランクシャフ 卜等の比較的明白な半径 方向の動きは、 アウターギアの周面とハウジングとの間のク リアランスを適当に 設定する （アウターギアの径方向振れを許容する遊びをつける） ことによって補 償される。 また、 その補償は、 アウターギアをほとんど遊びなしで取り付け、 そ の後、 ィ ンナーギアの軸受とィ ンナーギアとの間に相応の大きな遊びを設けるこ とによっても可能である。 この場合には、 その後、 イ ンナ一ギアの歯をアウター ギアの歯と嚙合させる。 このようなポンプは、 本発明の技術の好適な適用対象と なる。 " 図 4 は、 特開平 5 — 2 5 6 2 6 8号公報で提案されている平坦化されたサイク ロイ ド歯形のモデル図を表している。
特開平 5 - 2 5 6 2 6 8号は、 周知のポンプに見られる送出流脈動に起因する 雑音の発生、 ポンプの効率低下及びキヤ ビティ ーショ ン雑音を低減する目的で各 ギアのサイクロィ ド歯形を平坦化してァゥターギアとィ ンナ一ギアが最も深く嚙 合する位置での歯間隙間を縮小している。 図 4の f hは、 ギアのピッチ円 P上の 点 z 0を起点と して生成円 r eがピツチ円上を転動し、 その生成円 r eの円周上 の一点の軌跡によって画かれる本来のェピサイクロイ ド、 f rは、 ピッチ円 P上 の点 z 0を起点と して生成円 r hがピッチ円上を転動し、 その生成円 r hの円周 上の一点の軌跡によって画かれる本来のハイポサイクロイ ド、 f h 3、 r h 3は 平坦化後のェピサイクロイ ドとハイポサイクロイ ドである。
作動流体の圧力脈動、 即ち、 送出流脈動が発生すると、 アウターギアとイ ンナ 一ギアに起振力が働き、 両ギアの歯が半径方向および接線方向に互いに打ち合つ て望ま しくない雑音が発生する。
特開平 5 — 2 5 6 2 6 8号は、 その雑音を抑制しょうと しているが、 同公報の 技術によると、 アウターギアとィ ンナーギアが最も深く嚙み合う点における各ギ ァの歯間隙間は非常に小さ く 、 両ギアの嚙み合いが最も浅く なる領域において各 ギア間の歯間隙間は大き く形成され、 隙間が不均一なものになっている。 これは 、 送出流脈動が発生すると、 ァゥターギアとィ ンナーギアが最も深く嚙み合う位 置で両ギアの歯が互いに打ち合うことを意味し、 雑音の抑制効果が充分に引き出 されない。
さらに、 歯形の一部に尖点 （図 4の Z 1、 Z 2 ) を生じるために、 ヘルツ応力 に代表される面圧の増大、 尖点のチッビングが発生し、 歯面摩耗も促進される。 なお、 上記の現象の発生原因は、 送出流脈動のみではない。 通常の内接歯車式 ポンプは、 インナ一ギアに嵌合している駆動軸の振れによっても騒音、 摩耗が引 き起こされる。 駆動軸の振れはそのままインナーギアに伝達されるため、 イ ンナ —ギアに起振力が発生しているのと同義であり、 隙間の不均一性によってィ ンナ —ギアとァゥタ一ギアの歯が互いに打ち合う。 さらに、 ボンビングチャンバ内における液泡、 気泡の破懐により発生す一るキヤ ビテ一ショ ンによる送出流脈動の顕著な増大は、 歯の打ち合いが起こり易い構造 の場合、 その打ち合いを助長し、 雑音、 歯面摩耗を一層促進させる。
本発明は、 このような事情に鑑みてなされたものであり、 雑音発生を減少させ 、 更には機械効率および寿命の向上が図れる内接歯車式ポンプを提供することを 目的とする。 発明の開示
本発明の歯車ポンプは、 液体又は気体圧送用のポンプに使用される内接歯車式 ポンプであって、 下記の構成を採用したところに特徴を有している。 即ち、 アウターギアと該ァゥターギアに内接して嚙み合うイ ンナ一ギアとこれ等のギ ァを収納するハゥジングを具備し、 ァゥタ一ギアの歯溝とこれと対向するィ ンナ —ギアの歯先はェピサイクロイ ド形状を有し、 アウターギアの歯先とこれと対向 するィンナーギアの歯溝はハイポサイクロイ ド形状を有する内接歯車式ポンプに おいて、
アウターギアのェピサイクロイ ド形状 （ f h 1 ) はピッチ円上を転がる第 1 の 生成円 （ r e 1 ) の円周上の一点の軌跡で形成され、 イ ンナーギアのェピサイク 口ィ ド形状 （ f h 2 ) はピツチ円上を転がる第 2の生成円 （ r e 2 ) の円周上の 一点の軌跡で形成され、 アウターギアのハイポサイ クロイ ド形状 （ f r 1 ) はピ ツチ円上を転がる第 3の生成円 （ r h l ) の円周上の一点の軌跡で形成され、 ィ ンナ一ギアのハイポサイ クロイ ド形状 （ f r 2 ) はピツチ円上を転がる第 4の生 成円 （ r h 2 ) の円周上の一点の軌跡で形成され、 生成円 （ r e 1、 r e 2、 r h 1、 r h 2 ) の各半径は各々異なり、 アウターギアの歯先とこれと対向するィ ンナ一ギアの歯溝間の隙間が、 第 3、 第 4の生成円 （ r h 1、 r h 2 ) の直径差 に略等しく、 アウターギアの歯溝とこれと対向するィンナ一ギアの歯先間の隙間 が、 第 1、 第 2の生成円の （ r e 1、 r e 2 ) の直径差に略等しく 、 アウターギ ァとインナ一ギアがもっとも深く嚙み合う点におけるアウターギアとインナーギ ァ間の隙間と、 アウターギアとィンナ一ギアの嚙み合いがもっとも浅く なる領域 でのアウターギアとィ ンナ一ギアの歯先間の隙間とが略等しくなる構成にして上 記の目的を達成するものである。 一 本発明によれば、 アウターギアとイ ンナ一ギアがもっとも深く嚙み合う点にお ける歯間の隙間と、 アウターギアとィ ンナ一ギアの嚙み合いがもっとも浅く なる 領域での歯間の隙間とが略等しく なるようにしたので、 圧縮効率および寿命の向 上、 ひいては雑音の低減、 歯面摩耗の低減が図れる。 図面の簡単な説明
図 1 は、 本発明のポンプのイ ンナーギアとァゥタ一ギアの嚙み合い軌跡を示す 説明図。
図 2は、 本発明の内接歯車式ポンプのイ ンナ一ギアとァゥターギアの嚙合状態 を示す正面図。
図 3は、 本発明の内接歯車式ポンプをハゥジングの蓋を外した状態にして示す 正面図。
図 4は、 平坦化されたサイクロィ ド歯形のモデル図。 発明を実施するための最良の形態
図 1 に本発明の好ま しい実施の形態を示す。 f h l、 f r i は図 2 に示すァゥ ターギア 1 の歯溝 3、 歯先 4 の形状を規定するェピサイクロイ ド、 ハイポサイ ク ロイ ドを示す。 f h 1 は、 ピッチ円 P上の点 z 0を起点と して生成円 r e 1 がピ ツチ円上を転動し、 その生成円の円周上の一点の軌跡と して形成される。 f r l は同じく、 ピツチ円上の点 z 0を起点と して生成円 r h 1がピツチ円上を転動し 、 その生成円の円周上の一点の軌跡と して形成される。
f h 2、 f r 2 は図 2 に示すィ ンナ一ギア 2の歯先 6、 歯溝 5の形状を規定す るェピサイクロイ ド、 ハイポサイクロイ ドを示す。 f h 2 は、 ピッチ円 P上の点 z 0 ' を起点と して生成円 r e 2がピッチ円上を転動し、 その生成円の円周上の 一点の軌跡と して形成される。 f r 2は同じく、 ピッチ円上の点 ζ θ ' を起点と して生成円 r h 2がピツチ円上を転動し、 その生成円の円周上の一点の軌跡と し て形成される。
尚、 ピッチ円 Pは図 2のァゥ夕一ギア 1 とィ ンナ一ギア 2のそれぞれのピッチ 円を意味するが、 図 1 においては便宜上同一のピッチ円と して表示してある。 ァ ウタ一ギア 1 とイ ンナ一ギア 2間の隙間 C Rは、 生成円 r e 1、 r e 2、 r h l 、 r h 2直径の差によって生じるので、 アウターギア 1 とこれと対向するイ ンナ 一ギア 2間には両者がもつとも深く嚙み合う領域では略等しい隙間が生じること になる。
本発明の内接歯車式ポンプは、 図 3に示されるように、 ァゥターギア 1 とァゥ 夕一ギアより も歯数の少ないィ ンナーギア 2がハウジング 1 0内に設けられ （ハ ウジングの蓋は図示せず） 、 イ ンナ一ギア 2がアウターギア 1 の回転中心より偏 心した位置に回転中心をもつように配置され、 そのイ ンナ一ギア 2 と同軸に配さ れる駆動シャフ 卜 （図示せず） により回転駆動される構造を有する。 ハウジング 1 0は、 通常のポンプと同じく吸引口 7、 吐出口 8を有している。 イ ンナ一ギア 2 とアウターギア 1間には両ギアの回転により容積変化を生じるチャ ンバ （ボン ビングチャ ンバ） 9が作り出され、 そのチャ ンバ 9が吸引口 7 と連通している位 置でチヤ ンバ 9内に液体または気体が吸入され、 その液体又は気体が圧縮工程に 移ったチヤ ンバ内で圧縮されて吐出口 8から送り出される。
通常、 回転ポンプを使用すると、 製造誤差等により駆動軸に振れが発生する。 駆動軸の振れはそのままイ ンナ一ギア 2に伝達され、 イ ンナ一ギア 2の歯面と嚙 み合う ことによりアウターギア 1 に伝達される。 これにより、 駆動軸の振れは理 論上の両歯車の嚙み合いからのズレを生じさせ、 両歯車に予期せぬ歯の摩耗が発 生するとともに、 両歯車の歯同志が当たることで雑音を生じさせる。 さらに、 ァ ゥ夕一ギア 1 とハウジング 1 0 とが機械的に押しつけられ、 最悪の場合はギアの 破損という事態になる。
この結果、 従来技術においては、 歯間隙間の不均一性によって生じる上記の不 具合を無くすために、 駆動軸の振れを厳密な製造を行って小さ く抑えるか、 もし く はアウターギア 1 とハウジング 1 0間の隙間を大きなものにする必要があった しかしながら、 アウターギア 1 とハウジング 1 0間の隙間を大き くする行為は 、 ポンプの吐出量を低下させる行為に他ならない。 何故ならば、 ギアの回転によ るチヤ ンバ 9の容積縮小により圧縮された流体がその隙間を通って高圧部分から 低圧部分に逆流するためである。 + 本発明は、 ァゥ夕一ギア 1 とィ ンナ一ギア 2がもっとも深く嚙み合う点 （最深 嚙合部） における各ギア歯間の隙間と、 アウターギア 1 とィ ンナ一ギア 2の嚙み 合いがもっとも浅く なる領域での各ギア歯間の隙間とが略等しく なる構成にして 歯間隙間の不均一性を解消する。
いうまでもなく、 歯間隙間の均一性は 4個の生成円の直径に適宜差を設けて達 成される。
その結果、 歯形形状の連続性を損なうことなく、 言い換えれば歯形形状の一部 に尖点を生じることなく滑らかな歯形を実現して尖点を起点とする歯面摩耗の発 生を押さえることができる。
ところで、 本発明ではィ ンナ一ギア 2の歯数、 アウターギア 1 の歯数、 ェピサ イクロイ ドを生成する生成円の直径とハイポサイクロイ ドを生成する生成円の直 径およびその比には何等拘束されず、 歯間隙間の均一性と歯形形状の連続性が保 証される。 また、 歯間隙間の量 （大きさ） もポンプの必要吐出量に応じて選択さ れるべきものである。
図 2 に本発明の内接歯車式ポンプの歯車の嚙合状態を示す。 図 2 ( a ) は、 ィ ンナ一ギア 2の歯先 6 とアウターギア 1 の歯溝 3の最深嚙合状態を示し、 図 2 ( b ) は、 インナ一ギア 2の歯溝 5 とアウターギア 1 の歯先 4の最深嚙合状態を示 す。
1 はアウターギア、 2 はイ ンナーギア、 3、 4 はアウターギア 1 の歯溝、 歯先 を示す。 5、 6はインナ一ギア 2の歯溝、 歯先を示す。 また、 C , は、 アウター ギア 1 とインナ一ギア 2の最深嚙合部における歯先と歯溝間の隙間、 C 2 は、 嚙 み合いがもっと も浅く なる領域 （最深嚙合部の反対領域） におけるアウターギア 1 とイ ンナ一ギア 2の歯先間の隙間を示す。 C 3 は、 アウターギア 1 とイ ンナー ギア 2の軸心の偏心量を示す。
次に、 本発明のポンプにおけるインナ一ギア、 ァウタ一ギアの代表的な寸法諸 元 ¾示す。
ィ ンナーギア歯数 ： 1 0枚
イ ンナーギアピッチ円径 ： 6 4 . 0 0 m m イ ンナ一ギアェピサイクロイ ド生成円径 ： ø 2. 5 0 mm
イ ンナ一ギアハイポサイクロイ ド生成円径 ： 0 3. 9 0 mm
アウターギア歯数 ： 1 1枚
アウターギアピッチ円径 ： 7 0. 4 0 mm
アウターギアェピサイクロイ ド生成円径 ： ø 2. 5 6 mm
アウターギアハイポサイクロイ ド生成円径 ： 0 3. 8 4 mm
ィンナ一ギアとァゥターギアの軸心の偏心量 ： 3. 2 0 mm
上記諸元にて歯形を作成しその隙間を測定すると、 アウターギア 1 とイ ンナー ギア 2がもっとも深く嚙み合う点における歯間の隙間 （図 2 ( a ) もしく は図 2 ( b ) の C , ) は略 0. 0 6 mmとなり、 ァゥ夕一ギア 1 とイ ンナーギア 2の嚙 み合いがもっとも浅く なる領域での歯間の隙間 （図 2 ( a ) もしく は図 2 ( b ) の C 2 ) は前者とほぼ等しく略 0. 0 6 mmになる。
また、 歯形形状の一部を拡大すると、 ェピサイクロイ ドの開始点もしく は終了 点と、 ハイポサイクロイ ドの開始点もしく は終了点が尖点を生じることなく連続 性を確保しているのが判る。
図 3に、 図 1、 図 2の内接歯車をハウジング 1 0に収納した伏態を示す。 7は 吸引口、 8は排出口、 9はチャ ンバ、 1 0はハウジングである。 ハウジング 1 0 には、 歯車収納室を封止する蓋 （図示せず） が取付けられる。
なお、 試作品による試験結果から、 本発明の構造を有する内接歯車式ポンプは
、 従来技術の同種のポンプに比較して寿命、 機械効率ともに飛躍的に向上するこ とがわかった。

Claims

請求の範囲
( 1 ) アウターギアと当該アウターギアに内接して嚙み合うインナ一ギアと、 これ等のギアを収納するハウジングを具備し、 アウターギアの歯溝とこれと対向 するィ ンナーギアの歯先はェピサイクロイ ド形状を有し、 ァゥターギアの歯先と これと対向するィ ンナ一ギアの歯溝はハィポサイクロイ ド形状を有する内接歯車 式ポンプにおいて、
ァゥターギアのェピサイク口ィ ド形状はァゥターギアのピッチ円上を転がる第
1の生成円の円周上の一点の軌跡で形成され、 インナ一ギアのェピサイクロイ ド 形状はィ ンナ一ギアのピツチ円上を転がる第 2の生成円の円周上の一点の軌跡で 形成され、 ァゥ夕一ギアのハイポサイクロイ ド形状はアウターギアのピッチ円上 を転がる第 3の生成円の円周上の一点の軌跡で形成され、 ィ ンナ一ギアのハイポ サイクロィ ド形状はィ ンナ一ギアのピツチ円上を転がる第 4の生成円の円周上の 一点の軌跡で形成され、 生成円の各半径は各々異なり、 アウターギアの歯先とこ れと対向するイ ンナ一ギアの歯溝間の隙間が、 第 3、 第 4の生成円の直径差に略 等しく 、 ァゥターギアの歯溝とこれと対向するィ ンナ一ギアの歯先間の隙間が、 第 1 、 第 2の生成円の直径差に略等しく 、 アウターギアとイ ンナ一ギアがもっと も深く嚙み合う点におけるアウターギアとィ ンナ一ギア間の隙間と、 アウターギ ァとィ ンナ一ギアの嚙み合いがもっとも浅く なる領域でのァゥ夕一ギアとイ ンナ —ギアの歯先間の隙間とが略等しいことを特徴とする内接歯車式ポンプ。
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