WO2011058908A1 - ポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車ポンプ - Google Patents

ポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車ポンプ Download PDF

Info

Publication number
WO2011058908A1
WO2011058908A1 PCT/JP2010/069481 JP2010069481W WO2011058908A1 WO 2011058908 A1 WO2011058908 A1 WO 2011058908A1 JP 2010069481 W JP2010069481 W JP 2010069481W WO 2011058908 A1 WO2011058908 A1 WO 2011058908A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
rotor
pump
inner rotor
curve
teeth
Prior art date
Application number
PCT/JP2010/069481
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
真人 魚住
陽充 佐々木
吉田　健太郎
Original Assignee
住友電工焼結合金株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by 住友電工焼結合金株式会社 filed Critical 住友電工焼結合金株式会社
Priority to EP10829868.8A priority Critical patent/EP2469092B1/en
Priority to KR1020127006393A priority patent/KR101332995B1/ko
Priority to JP2010548966A priority patent/JPWO2011058908A1/ja
Priority to CN201080039574.XA priority patent/CN102510952B/zh
Priority to US13/496,438 priority patent/US8876504B2/en
Priority to ES10829868.8T priority patent/ES2692822T3/es
Publication of WO2011058908A1 publication Critical patent/WO2011058908A1/ja

Links

Images

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
    • 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
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/0042—Systems for the equilibration of forces acting on the machines or pump
    • F04C15/0049—Equalization of pressure pulses
    • 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
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/08—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C18/10—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids 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 pump rotor in which an inner rotor having N teeth and an outer rotor of (N + 1) are combined in an eccentric arrangement, and an internal gear pump using the pump rotor.
  • An internal gear pump that employs a pump rotor with a single tooth difference is widely used as an oil pump for a car engine or an automatic transmission (AT).
  • Conventional examples of the internal gear pump include those disclosed in Patent Documents 1 to 3 below.
  • the tooth shapes of the inner rotor and the outer rotor are respectively a trajectory of one point of an abduction circle in which the tooth shape of the inner rotor and the outer rotor rolls in contact with the foundation circle without slipping, and It is created by a single locus.
  • the tooth shape of the outer rotor is formed by a convex arc curve, a cycloid curve, or the like.
  • the tooth profile of the inner rotor is determined by rolling the inner rotor into the tooth profile of the outer rotor.
  • an internal gear pump adopting a trochoidal curve tooth profile is also known.
  • the meshing position of the inner rotor and the outer rotor is ahead of the eccentric shaft in the rotor rotation direction, or is in a position straddling the eccentric shaft.
  • Eccentric shaft here refers to a straight line that passes through each center when the inner rotor and outer rotor are designed to be eccentric.
  • the meshing position is the first contact point between the inner rotor and the outer rotor when the inner rotor and the outer rotor are eccentrically arranged in the design and the outer rotor is rotated in the direction opposite to the rotation direction toward the inner rotor. .
  • the meshing pitch diameter ⁇ D is 2r.
  • the minimum value is ⁇ D min and the maximum value is ⁇ D max .
  • the discharge pulsation decreases as the number of teeth of the rotor increases.
  • the meshing pitch diameter increases and the rotor outer diameter increases.
  • the pump mounted on the vehicle is not particularly preferred to cope with an increase in the outer diameter of the rotor because there is a demand for reduction in size and weight. Under such circumstances, the actual situation is that the demand for increasing the number of teeth of the rotor while maintaining the theoretical discharge amount at the same rotor outer diameter is not met.
  • An object of the present invention is to meet the demand to increase the number of teeth of the rotor while maintaining the same rotor outer diameter and theoretical discharge amount as conventional products, and to improve the pump performance related to discharge pulsation and the like by increasing the number of teeth. .
  • a pump rotor in which an inner rotor having N teeth and an outer rotor having (N + 1) teeth are combined in an eccentric arrangement and an internal gear pump employing the pump rotor are provided.
  • the inner rotor of the pump rotor according to the present invention has either one or both of the tooth tip curve and the bottom curve of the tooth profile as shown in FIGS. 2 (a) and 2 (b) (details of this method will be described later). The one created in the explanation is preferable.
  • the outer rotor of the pump of the present invention is preferably one in which the tooth profile of the outer rotor is formed by an envelope of the tooth profile curve group of the inner rotor formed by rotating the inner rotor while revolving on a circle concentric with the outer rotor. Details of this will also be described later.
  • the meshing position of the inner rotor and the outer rotor always extends from the front of the rotor in the rotational direction or from the rear in the rotational direction to the front in the rotational direction rather than the eccentric shaft. In the area.
  • the maximum value of the meshing pitch diameter ⁇ D max is the amount of eccentricity between the inner rotor and the outer rotor, and the number of teeth of the inner rotor N ⁇ D max ⁇ 1.7e ⁇ sin ⁇ / sin ( ⁇ / N)
  • the meshing pitch diameter does not increase when the eccentricity e is made constant and the number N of teeth of the inner rotor is increased. Further, when the meshing pitch diameter ⁇ D is kept constant and the number N of teeth of the inner rotor is increased, the eccentricity e is not reduced. Therefore, it is possible to stabilize the discharge pressure and increase the discharge amount by increasing the number of teeth N without increasing the outer diameter of the rotor or decreasing the discharge amount.
  • the pump rotor that is preferred in the above has a degree of freedom in the tooth profile design, and it is easy to establish the above relational expression (Formula 1).
  • FIG. 2 is an end view showing an internal gear pump employing the pump rotor of FIG. 1 with a pump case cover removed. It is an end elevation which shows the tooth profile of the rotor for pumps of the sample No. 1 which is an Example of this invention.
  • the pump rotor 1 shown in FIG. 1 combines an inner rotor 2 and an outer rotor 3 having one more tooth than the inner rotor in an eccentric arrangement.
  • the inner rotor 2 of the pump rotor 1 has a tooth profile created by the following method. Details of the tooth profile creation method will be described with reference to FIGS. 2 (a) and 2 (b).
  • the diameter Bd having a point j overlapping the reference point J on the reference circle A of the diameter Ad concentric with the center O I of the inner rotor
  • the creation circles B and C of Cd are moved while satisfying the following conditions (1) to (3), and a locus curve drawn by the point j is drawn between them.
  • it is inverted symmetrically with respect to the straight line L 2, L 3 reaching the addendum vertex T T or tooth root apex T B from the center O I of the inner rotor.
  • a curve symmetric with respect to the straight lines L 2 and L 3 is one or both of the tooth tip curve and the tooth bottom curve of the tooth profile of the inner rotor 2.
  • the creation circle (B, C) is arranged so that the point (j) on the creation circle overlaps the reference point (J) on the reference circle (A).
  • the creation circle center (pa, pb) at that time is set as the movement start point (Spa, Spb).
  • the creation circle (B, C) is arranged so that the point (j) on the creation circle is located at the top of the tooth tip (T T ) or the bottom of the tooth root (T B ), and the creation circle center at that time Let (pa, pb) be the movement end point (Lpa, Lpb).
  • the creation circle center (pa, pb) moves on the creation circle center movement curve (AC 1 , AC 2 ) from the movement start point (Spa, Spb) to the movement end point (Lpa, Lpb), and
  • the creation circle (B, C) rotates at a constant angular velocity in the same direction as the movement direction of the circle.
  • the creation circle center movement curve (AC 1 , AC 2 ) indicates that as the creation circle (B, C) moves from the movement start point (Spa, Spb) to the movement end point (Lpa, Lpb), the inner rotor
  • the distance between the center (O I ) and the center of the creation circle (pa, pb) is increased for the tip curve and decreased for the root curve.
  • the addendum creation circle B is moved within a range of angle theta T until the moving end point Lpa while rotating at a constant angular velocity toward the moving start point Spa to the straight line L 2 side, And during this time, the distance R moves in the radial direction of the reference circle A.
  • the tooth tip creation circle B rotates by an angle ⁇ between the movement start point Spa and the movement end point Lpa. That is, the point j on the generating circle rotates the angle ⁇ and reaches the tooth tip vertex T T.
  • a half curve of the tooth tip curve of the inner rotor is drawn by the locus of the point j while the tooth tip creation circle B moves from the movement start point Spa to the movement end point Lpa.
  • the direction of rotation of the addendum creation circle B when the moving direction in the range of angle theta T are the same. That is, if the direction of rotation is clockwise, the direction of movement of the tooth creation circle B is also clockwise.
  • the root curve can be similarly drawn.
  • the root creation circle C having the diameter ⁇ Cd is moved in the range of the angle ⁇ B from the movement start point Spb to the movement end point Lpb while rotating at a constant angular velocity in the direction opposite to the rotation direction of the tooth tip generation circle B.
  • Dedendum of the inner rotor by the trace to reach the tooth bottoms creation circle C of a tooth bottom vertex T B which is set on the straight line L 3 one point j is the position overlapping the reference point J on the base circle A of the circumferential A half curve is drawn.
  • the creation circles B and C by this method are circles that move from the movement start point to the movement end point while keeping their respective diameters constant, or circles that move from the movement start point to the movement end point while reducing the diameter (preferably at the movement end point). Or a circle whose diameter does not become less than 0.2 times the diameter at the movement start point).
  • the curves AC 1 and AC 2 are curves using sinusoidal curves, and are preferably curves satisfying the following expression with respect to the amount of change ⁇ R in the distance from the center O I of the inner rotor to the curves AC 1 and AC 2 .
  • ⁇ R R ⁇ sin (( ⁇ / 2) ⁇ (m / s)) (Formula 2) put it here, R: (distance (R 1 ) from the inner rotor center (O I ) to the end point (Lpa) of the creation circle center (pa)) ⁇ (start point of the creation circle center (pa) from the inner rotor center (O I )) Distance to (Spa) (R 0 )), Or (distance (r 0 ) from the inner rotor center (O I ) to the starting point (Spb) of the creation circle center (pb)) ⁇ (end point of movement of the creation circle center (pb) from the inner rotor center (O I )) Lpb)
  • the curves AC 1 and AC 2 may be a cosine curve, a higher-order curve, an arc curve, an elliptic curve, or a curve created by combining these curves and a straight line having a certain slope. Further, it is preferable that the creation circles B and C are moved on the curves AC 1 and AC 2 where the change rate ⁇ R ′ of the change amount ⁇ R becomes 0 at the movement end points Lpa and Lpb.
  • curves AC 1 and AC 2 in FIG. 2A are curves in which the change ⁇ R in Equation 2 is 0 at the movement end points Lpa and Lpb at the center of the creation circle, the tooth creation circle B and the tooth creation circle C are obtained.
  • the tooth tip and the bottom of the tooth drawn by the locus of the upper point j are not sharp. Therefore, effects such as prevention of noise during pump operation and improvement in durability of the rotor can be obtained.
  • the change amount ⁇ r of the diameter satisfies the following expression.
  • ⁇ r (diameter at the movement start point ⁇ diameter at the movement end point) ⁇ sin (( ⁇ / 2) ⁇ (m / s)) (Expression 3)
  • the addendum vertex T T and the tooth bottom vertex T B is a straight line connecting the center O I of the reference point J the inner rotor on the reference circle A as L 1, from the straight line L 1 each of the straight line L 2 and on the straight line L 1 of the angle theta and T rotational position on the angle theta B rotated position of the straight line L 3 are set.
  • the angle ⁇ T between the straight line L 1 and the straight line L 2 and the angle ⁇ B between the straight line L 1 and the straight line L 3 are set in consideration of the number of teeth, the tip portion, the ratio of the installation region of the bottom portion, and the like.
  • Addendum Creation circle B and dedendum creating circle C centered moving start point Spa of, Spb is located on the straight line L 1, and, moving end point Lpa, Lpb are on the straight line L 2, L 3.
  • the root curve of the inner rotor 2 in which the curve created by the method of FIGS. 2A and 2B is applied to the tooth tip curve a method similar to that for the tooth tip curve using the tooth bottom generating circle C is used.
  • the curve created in step 1 may be adopted, or a curve or cycloid curve created using a known trochoid curve may be adopted as the tooth profile curve.
  • the tooth tip curve of the inner rotor 2 obtained by applying the tooth profile curve created by the method of FIGS. 2 (a) and 2 (b) to the root curve is a curve or cycloid created using a trochoid curve.
  • a curve may be adopted.
  • a method of creating the tooth profile curve of the outer rotor 3 is shown in FIG.
  • the inner rotor 2 is rotated 1 / N times while the center O I of the inner rotor makes one revolution on the circle S.
  • the envelope of the tooth profile curve group of the inner rotor produced in this way is defined as the tooth profile curve of the outer rotor.
  • e the amount of eccentricity between the center of the inner rotor and the center of the outer rotor
  • t the maximum gap between teeth of the outer rotor and the inner rotor pressed against it
  • N the number of teeth of the inner rotor
  • the pump rotor that created the tooth profile in this way has a degree of freedom in setting the tooth profile of the inner rotor and the outer rotor and setting the meshing pitch diameter ⁇ D.
  • the mesh pitch diameter is designed so as to satisfy the above-described (Equation 1), the mesh pitch diameter does not increase so much as to affect the physique of the rotor when the number of teeth N of the inner rotor is increased by keeping the eccentricity e constant. .
  • the meshing pitch diameter is kept constant and the number of teeth N of the inner rotor is increased, the eccentricity e is not reduced.
  • Fixing the maximum value [phi] D max eccentricity e or intermeshing pitch diameter in (Equation 1) also the equation is satisfied by increasing the value of N at that situation. Therefore, the number of teeth N can be increased without increasing the size of the rotor or reducing the theoretical discharge amount.
  • FIG. 4 shows an example of an internal gear pump that employs the pump rotor 1 shown in FIG.
  • the internal gear pump 4 is configured by housing the pump rotor 1 in a rotor chamber 6 formed in a pump case 5.
  • the pump case 5 includes a cover (not shown) that covers the rotor chamber 6.
  • a suction port 7 and a discharge port 8 are formed on the side surface of the rotor chamber 6 provided in the pump case 5.
  • a pump chamber 9 is formed between the inner rotor 2 and the outer rotor 3. The pump chamber 9 increases or decreases the volume as the rotor rotates. In the suction stroke, the volume of the pump chamber 9 increases, and a liquid such as oil is sucked into the pump chamber 9 from the suction port 7.
  • 10 is a shaft hole formed in the inner rotor 2, and a drive shaft (not shown) for rotating the rotor is passed through the shaft hole 10.
  • the pump rotor 1 in FIG. 5 combines an inner rotor 2 having 10 teeth and an outer rotor 3 having 11 teeth
  • the pump rotor 1 in FIG. 6 is an inner rotor having 8 teeth. 2 and the outer rotor 3 having 9 teeth are combined.
  • tooth profile curves of both the tooth tip and the tooth bottom of the inner rotor 2 are created by the methods shown in FIGS. 2 (a) and 2 (b), respectively.
  • a sine curve was used so that the amount of change ⁇ R in the distance from the center of the inner rotor to the curves AC 1 and AC 2 became zero at the movement end point.
  • the design specifications are shown in Sample No. 1 in Table 1.
  • the pump rotor 1 shown in FIGS. 6 (a) to 6 (f) generates tooth profile curves of both the tooth tip and the tooth bottom of the inner rotor 2 by the method shown in FIGS. 2 (a) and 2 (b). did.
  • a sine curve was used so that the amount of change ⁇ R was 0 at the movement end point.
  • the design specifications are shown in Sample No. 2 of Table 1. Both the outer rotor 3 of the pump rotor of Sample 1 and Sample 2 created a tooth profile curve by the method of FIG. 3 using the inner rotor tooth profile envelope. For sample Nos. 3 to 5, tooth profile curves of both the tip and bottom of the inner rotor 2 were created by the methods shown in FIGS. 2 (a) and 2 (b), respectively. Table 1 shows the design specifications.
  • the theoretical discharge amount in Table 1 is a numerical value per 10 mm of rotor thickness.
  • the outer rotor large diameter is the outer rotor root diameter
  • the outer rotor small diameter is the outer rotor tooth tip diameter
  • the inner rotor large diameter is the inner rotor tooth tip diameter
  • the inner rotor small diameter is the inner rotor root diameter.
  • Each circle diameter is represented.
  • FIGS. 5A to 5F show changes in the meshing state of the pump rotor shown in FIG.
  • the teeth of the inner rotor 2 and the outer rotor 3 mesh with each other where the meshing pitch diameter ⁇ D is 42.82 mm, and the inter-tooth gap between the rotors is zero.
  • the portion of the interdental gap 0 is the meshing position G.
  • FIGS. 5 (b) to 5 (f) show a state in which the inner rotor 2 is rotated by 6 °, 15 °, 18 °, 24 °, and 30 ° from the position of FIG. 5 (a), respectively.
  • the meshing pitch diameter ⁇ D is 43.14 mm at the position of FIG. 5B, the maximum of 44.18 mm at the position of FIG. 5C, the minimum of 36.08 mm at the position of FIG. 5D, and FIG. ) Is 38.40 mm, and the position shown in FIG. 5 (f) is 41.40 mm.
  • Both meshing positions G are behind the eccentric shaft CL in the rotational direction of the rotor.
  • FIGS. 6B to 6F show the state in which the inner rotor 2 is rotated by 10 °, 20 °, 30 °, 35 °, and 40 °, respectively, from the position of FIG. 6A.
  • the meshing pitch diameter ⁇ D is 37.31 mm at the position of FIG. 6A, 39.39 mm at the position of FIG. 6B, 42.00 mm at the position of FIG. 6C, and at the position of FIG. 43.74 mm, the maximum at the position shown in FIG. 6 (e) is 44.16 mm, and the position shown in FIG. 6 (f) is 37.39 mm.
  • the meshing position G exceeds the position shown in FIG. 6 (e).
  • the rotor moves rearward in the rotational direction and does not move forward in the rotational direction of the rotor beyond the eccentric axis CL.
  • an inner rotor was created with a trochoidal tooth profile using a trochoidal curve as the tooth profile curve of the inner rotor 2.
  • the trochoid tooth profile is created as follows.
  • the rolling circle B rolls on the reference circle A without slipping.
  • a point away from the center of the rolling circle B by the amount of eccentricity e draws a trochoid curve.
  • the envelope of the locus circle C having the center on the trochoid curve is the trochoidal tooth profile.
  • the outer rotor 3 created a tooth profile curve by the method of FIG. 3 using the inner rotor tooth profile envelope.
  • the specifications of the tooth profile are shown in Table 2 below.
  • the number of teeth is the same size as that of sample Nos. 1 and 2, but the number of teeth is smaller than that of sample Nos. 1 and 2, and the theoretical discharge amount is also small.
  • the maximum value ⁇ D max of the meshing pitch diameter does not satisfy the above formula (1), and the meshing position G between the inner rotor and the outer rotor moves forward in the rotational direction of the rotor from the eccentric shaft.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)
  • Details And Applications Of Rotary Liquid Pumps (AREA)

Abstract

内接歯車ポンプのロータについて、同等の体格で理論吐出量を確保しながらロータの歯数を増加させる要求に応え、その歯数増により吐出脈動などに関するポンプ性能を向上させることを課題としている。歯数がＮのインナーロータ２と（Ｎ+１）のアウターロータ３を偏心配置にして組み合わせたポンプロータ１において、インナーロータ２とアウターロータ３の噛み合いピッチ径の最大値をφＤｍａｘとして、φＤｍａｘ＜１．７ｅ・ｓｉｎ（π／１８０）／ｓｉｎ｛π／（１８０・Ｎ）｝の関係式を満足させてインナーロータ２とアウターロータ３の噛み合い位置Ｇが常に偏心軸ＣＬよりもロータの回転方向後方にあるようにした。

Description

ポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車ポンプ
　この発明は、歯数がＮのインナーロータと、（Ｎ＋１）のアウターロータを偏心配置にして組み合わせたポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車ポンプに関する。
　歯数差が１つの首記のポンプ用ロータを採用した内接歯車ポンプは、車のエンジンや自動変速機（ＡＴ）用のオイルポンプなどとして多用されている。その内接歯車ポンプの従来例として、下記特許文献１～３に開示されたものなどがある。
　特許文献１が開示している内接歯車ポンプにおいては、インナーロータとアウターロータの歯形が、それぞれ、基礎円とその基礎円に接して滑りなく転がる外転円の一点の軌跡及び内転円の一点の軌跡によって創成されている。
　特許文献２が開示している内接歯車ポンプにおいては、直径の異なる２つの基礎円、一方の基礎円に接して滑りなく転がる外転円、他方の基礎円に接して滑りなく転がる内転円を用いて歯先と歯底のサイクロイド歯形を創成し、その歯先と歯底のサイクロイド歯形の間をインボリュート曲線で繋いでいる。
　また、特許文献３が開示している内接歯車ポンプにおいては、アウターロータの歯形が凸円弧曲線やサイクロイド曲線などで形成される。そして、インナーロータの歯形はアウターロータの歯形中にインナーロータを転がして決定されるものになっている。
　このほかに、トロコイド曲線の歯形を採用した内接歯車ポンプも知られている。
特許第３２９３５０７号公報 特開２００８－１２８０４１号公報 特公昭６２－５７８３５号公報
　トロコイド歯形やサイクロイド歯形を採用した従来のポンプ用ロータにおいては、インナーロータとアウターロータの噛み合い位置が偏心軸よりもロータ回転方向の前方にあるか、もしくは、偏心軸を跨ぐ位置にある。
　ここでの偏心軸とは、インナーロータとアウターロータを設計上の偏心配置にした場合の各中心を通る直線を言う。
　さらに、噛み合い位置とは、インナーロータとアウターロータを設計上の偏心配置にし、インナーロータに向けてアウターロータを回転方向と反対方向に回転させたときのインナーロータとアウターロータの最初の接点である。インナーロータ中心から前記噛み合い位置までの距離をｒとしたとき、噛み合いピッチ径φＤは２ｒとなる。インナーロータを回転方向に少しずつ回転させて、前記噛み合いピッチ径を測定したときの最小値をφＤｍｉｎ、最大値をφＤｍａｘとする。
　噛み合い位置が偏心軸よりもロータ回転方向の前方、或は、偏心軸を跨ぐ位置にある従来の内接歯車ポンプは、ロータの歯数を多くするほど吐出脈動が小さくなる。ところが、必要な吐出量を確保しながらロータの歯数を増加させると、噛み合いピッチ径が大きくなってロータ外径が大きくなる。
　これに対し、車両に搭載されるポンプは特に、小型化や軽量化の要求があるためロータ外径が大きくなる対応は好まれない。このような事情から、同一のロータ外径において理論吐出量を維持しながらロータの歯数を増加させる要求に応えられていないのが実情である。
　この発明は、従来品と同等のロータ外径と理論吐出量を維持しながらロータの歯数を増加させる要求に応え、その歯数増により吐出脈動などに関するポンプ性能を向上させることを課題としている。
　上記の課題を解決するため、この発明においては、歯数がＮのインナーロータと（Ｎ＋１）のアウターロータを偏心配置にして組み合わせたポンプ用ロータとそのポンプ用ロータを採用した内接歯車ポンプを改善の対象にして、インナーロータとアウターロータの中心をそれぞれ偏心配置に置いたとき、インナーロータとアウターロータの噛み合い位置が常に偏心軸よりもロータの回転方向後方にあるようにした。
　インナーロータとアウターロータの噛み合いピッチ径の最大値φＤｍａｘについて、
　φＤｍａｘ＜１．７ｅ・ｓｉｎ（π／１８０）／ｓｉｎ｛π／（１８０・Ｎ）｝・・・（式１）
の関係式を満足させることで、インナーロータとアウターロータの噛み合い位置が常に偏心軸よりもロータの回転方向後方にある上記の構成を実現することができる。
　　ここに、ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量
　　　　　　Ｎ：インナーロータの歯数
　なお、この発明のポンプ用ロータのインナーロータは、歯形の歯先曲線、歯底曲線のいずれか一方又は双方が、図２（ａ）と図２（ｂ）の方法（この方法の詳細は後に説明する）で創成されたものが好ましい。
　また、この発明のポンプのアウターロータは、アウターロータと同心の円上をインナーロータが公転しながら自転して作るインナーロータの歯形曲線群の包絡線によってアウターロータの歯形を形成したものがよい。これについての詳細も後に説明する。
　歯形にトロコイド曲線やサイクロイド曲線を用いた従来の内接歯車ポンプのロータにおいては、インナーロータとアウターロータの噛み合い位置が常に偏心軸よりもロータの回転方向前方又は回転方向後方から回転方向前方に至る領域にある。
　噛み合い位置が偏心軸よりもロータの回転方向前方にあるものや偏心軸を跨ぐものは、噛み合いピッチ径の最大値φＤｍａｘが、インナーロータとアウターロータの偏心量をｅ、インナーロータの歯数をＮとして、
　φＤｍａｘ≧１．７ｅ・ｓｉｎα／ｓｉｎ（α／Ｎ）
の関係式が成立する。
　α（ｒａｄｉａｎ）は微小角度であり、ここでは、α＝π／１８０と仮定する。
　この関係式より、偏心量ｅを一定にさせてインナーロータの歯数Ｎを増やすと、噛み合いピッチ径が大きくなってロータ外径を大きくせざるを得なくなる。
　また、噛み合いピッチ径を一定にしてインナーロータの歯数を増やすと、偏心量ｅが小さくなって理論吐出量が減少する。つまり、従来のポンプ用ロータでは、ロータの歯数Ｎを増やすとロータの体格と理論吐出量のどちらかの要求を満たせなくなる。
　この不具合に対し、前掲の関係式（式１）が成立するものは、偏心量ｅを一定にさせてインナーロータの歯数Nを増やしたときに噛み合いピッチ径が大きくならない。また、噛み合いピッチ径φＤを一定にしてインナーロータの歯数Ｎを増やしたときに偏心量ｅが小さくならない。そのため、ロータの外径が大きくなったり吐出量が減少したりせずに歯数Ｎを増やして吐出圧の安定化や吐出量の増加などを図ることが可能になる。
　なお、上記において好ましいとしたポンプ用ロータは、歯形設計に自由度があり、上記の関係式（式１）を成立させるのが容易である。
この発明のポンプ用ロータの一例を示す端面図である。 図１のポンプ用ロータに採用したインナーロータの歯形創成方法の説明図である。 同上の方法での歯先創成円の中心の移動状態を示すイメージ図である。 図１のポンプ用ロータに採用したアウターロータの歯形創成方法の説明図である。 図１のポンプ用ロータを採用した内接歯車ポンプをポンプケースのカバーを外した状態にして示す端面図である。 この発明の実施例である試料No.１のポンプ用ロータの歯形を示す端面図である。 図５（ａ）の状態からインナーロータが６°回転した位置での噛み合いピッチ径を示す図である。 図５（ａ）の状態からインナーロータが１５°回転した位置での噛み合いピッチ径を示す図である。 図５（ａ）の状態からインナーロータが１８回転した位置での噛み合いピッチ径を示す図である。 図５（ａ）の状態からインナーロータが２４°回転した位置での噛み合いピッチ径を示す図である。 図５（ａ）の状態からインナーロータが３０°回転した位置での噛み合いピッチ径を示す図である。 この発明の実施例である試料No.２のポンプ用ロータの歯形を示す端面図である。 図６（ａ）の状態からインナーロータがそれぞれ１０°回転した位置での噛み合いピッチ径を示す図である。 図６（ａ）の状態からインナーロータがそれぞれ２０°回転した位置での噛み合いピッチ径を示す図である。 図６（ａ）の状態からインナーロータがそれぞれ３０°回転した位置での噛み合いピッチ径を示す図である。 図６（ａ）の状態からインナーロータがそれぞれ３５°回転した位置での噛み合いピッチ径を示す図である。 図６（ａ）の状態からインナーロータがそれぞれ４０°回転した位置での噛み合いピッチ径を示す図である。
　以下、添付図面の図１～図６（ｆ）に基づいて、この発明のポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車ポンプの実施の形態を説明する。図１に示すポンプ用ロータ１は、インナーロータ２と、歯数がインナーロータよりも１つ多いアウターロータ３を偏心配置にして組み合わせている。このポンプ用ロータ１のインナーロータ２は、以下の方法で歯形を創成したものである。その歯形創成方法の詳細を、図２（ａ）と図２（ｂ）に基づいて説明する。
　図２（ａ）と図２（ｂ）の歯形創成方法は、まず、インナーロータの中心ＯＩと同心の直径Ａｄの基準円Ａ上の基準点Ｊと重なる点ｊを外周に有する直径Ｂｄ，Ｃｄの創成円Ｂ，Ｃを、下記の条件（１）～（３）を満たして移動させて、その間に点ｊが描く軌跡曲線を描く。次に、インナーロータの中心ＯＩから歯先頂点ＴＴ又は歯底頂点ＴＢに至る直線Ｌ２、Ｌ３に対して対称に反転させる。その直線Ｌ２、Ｌ３に対して対称な曲線がインナーロータ２の歯形の歯先曲線、歯底曲線のいずれか一方又は双方となる。
－創成円Ｂ，Ｃの移動条件－
（１）前記創成円上の点（ｊ）が前記基準円（Ａ）上の基準点（Ｊ）に重なるように前記創成円（Ｂ、Ｃ）を配置する。その時の創成円中心（ｐａ、ｐｂ）を移動始点（Ｓｐａ、Ｓｐｂ）とする。次に、前記創成円上の点（ｊ）が歯先頂点（ＴＴ）又は歯底頂点（ＴＢ）に位置するように前記創成円（Ｂ、Ｃ）を配置し、その時の創成円中心（ｐａ、ｐｂ）を移動終点（Ｌｐａ、Ｌｐｂ）とする。そして、移動始点（Ｓｐａ、Ｓｐｂ）から、移動終点（Ｌｐａ、Ｌｐｂ）に至る創成円中心移動曲線（ＡＣ１、ＡＣ２）上を前記創成円中心（ｐａ、ｐｂ）が移動し、かつ、前記創成円（Ｂ、Ｃ）がその円の移動方向と同方向に一定角速度で角度自転する。
　（２）前記創成円中心移動曲線（ＡＣ１、ＡＣ２）は、前記創成円（Ｂ、Ｃ）が前記移動始点（Ｓｐａ、Ｓｐｂ）から移動終点（Ｌｐａ、Ｌｐｂ）移動するにつれて、前記インナーロータ中心（ＯＩ）と創成円中心（ｐａ、ｐｂ）との間の距離を、前記歯先曲線にあっては増加変化させ、そして前記歯底曲線にあっては減少変化させる。
　（３）歯先頂点（ＴＴ）とインナーロータ中心ＯＩとの距離は、基準円Ａの半径と移動開始時の創成円の直径の和よりも大きく、又は歯底頂点（ＴＢ）とインナーロータ中心ＯＩとの距離は、基準円Ａの半径と移動開始時の創成円の直径の差よりも小さい。
　この方法でのインナーロータ２の歯形創成において、歯先創成円Ｂが、移動始点Ｓｐａから直線Ｌ２側に向って一定の角速度で回転しながら移動終点Ｌｐａまで角度θＴの範囲で移動し、かつ、この間に基準円Ａの径方向に距離Ｒ移動する。
　その歯先創成円Ｂは、移動始点Ｓｐａから移動終点Ｌｐａに至る間に角度θ自転する。つまり、創成円上の点ｊが角度θ回転して歯先頂点ＴＴに到達する。歯先創成円Ｂが移動始点Ｓｐａから移動終点Ｌｐａに移動する間における前記点ｊの軌跡によってインナーロータの歯先曲線の半分の曲線が描かれる。
　この際に歯先創成円Ｂの自転の方向と、角度θＴの範囲での移動方向は同一である。
つまり、自転の方向が右回転であれば、歯先創成円Ｂの移動の方向も右回りである。
　このようにして描いた曲線を直線Ｌ２に対して反転する。つまり、直線Ｌ２を中心にして対称形状にする。こうして、インナーロータ２の歯先曲線が出来上がる。
　歯底曲線も同様にして描くことができる。直径φＣｄの歯底創成円Ｃを上記歯先創成円Ｂの回転方向とは逆方向に一定角速度で回転させながら移動始点Ｓｐｂから移動終点Ｌｐｂに向けて角度θＢの範囲で移動させる。その歯底創成円Ｃの円周の一点ｊが基準円Ａ上の基準点Ｊに重なる位置から直線Ｌ３上に設定された歯底頂点ＴＢに到達するまでの軌跡によってインナーロータの歯底曲線の半分の曲線が描かれる。
　この方法での創成円Ｂ，Ｃは、それぞれの直径を一定に保って移動始点から移動終点へ移動する円、又は直径を縮めながら移動始点から移動終点へ移動する円（好ましくは移動終点での直径が移動始点での直径の０．２倍未満にならない円）のどちらかである。
　曲線ＡＣ１、ＡＣ２は、正弦曲線を用いた曲線であって、インナーロータの中心ＯＩから曲線ＡＣ１、ＡＣ２までの距離の変化量ΔＲについて下式を満たす曲線であるのも好ましい。
　ΔＲ＝Ｒ×ｓｉｎ（（π／２）×（ｍ／ｓ））・・・（式２）
　ここにおいて、
Ｒ：（インナーロータ中心（ＯＩ）から創成円中心（ｐａ）の移動終点（Ｌｐａ）までの距離（Ｒ１））－（インナーロータ中心（ＯＩ）から創成円中心（ｐａ）の移動始点（Ｓｐａ）までの距離（Ｒ０））、
又は（インナーロータ中心（ＯＩ）から創成円中心（ｐｂ）の移動始点（Ｓｐｂ）までの距離（ｒ０））－（インナーロータ中心（ＯＩ）から創成円中心（ｐｂ）の移動終点（Ｌｐｂ）までの距離（ｒ１））、
ｓ：ステップ数、
ｍ＝０→ｓ
であり、そのステップ数ｓは、前記移動始点（Ｓｐａ、Ｓｐｂ）、インナーロータ中心（ＯＩ）および移動終点（Ｌｐａ、Ｌｐｂ）で作られる角度（θＴ：∠Ｓｐａ、ＯＩ、Ｌｐａ、θB：∠Ｓｐｂ、ＯＩ、Ｌｐｂ）を等間隔に分割する数を言う。
　曲線ＡＣ１，ＡＣ２は、余弦曲線、高次曲線、円弧曲線、楕円曲線、もしくはこれらの曲線と一定の傾きをもつ直線とを合成した曲線を用いて創成される曲線でもよい。
さらに、前記変化量ΔＲの変化率ΔＲ´が移動終点Ｌｐａ，Ｌｐｂにおいて０になる曲線ＡＣ１，ＡＣ２上を創成円Ｂ，Ｃを移動させると好ましい。
　図２（ａ）における曲線ＡＣ１、ＡＣ２を、式２の前記変化量ΔＲが創成円中心の移動終点Ｌｐａ，Ｌｐｂにおいて０になる曲線にすると、歯先創成円Ｂや歯底創成円Ｃ上の一点ｊの軌跡によって描かれる歯先や歯底が鋭利にならない。そのため、ポンプ運転時の騒音の防止、ロータの耐久性向上などの効果が得られる。
創成円Ｂ、Ｃが、直径を縮めながら移動始点（Ｓｐａ、Ｓｐｂ）から移動終点（Ｌｐａ、Ｌｐｂ）へ移動する場合、その直径の変化量△ｒは以下の式を満たすと好ましい。
Δｒ＝（移動始点での直径－移動終点での直径）×ｓｉｎ（（π／２）×（ｍ／ｓ））・・・（式３）
　ここにおいて、ｓ：ステップ数、ｍ＝０→ｓである。
　図２（ａ）において、歯先頂点ＴＴと歯底頂点ＴＢは、前記基準円Ａ上の基準点Ｊとインナーロータの中心ＯＩとを結ぶ直線をＬ１として、その直線Ｌ１から角度θＴ回転した位置の直線Ｌ２上及び直線Ｌ１から角度θＢ回転した位置の直線Ｌ３上にそれぞれ設定される。また、直線Ｌ１と直線Ｌ２間の角度θＴ及び直線Ｌ１と直線Ｌ３間の角度θＢは、歯数と歯先部、歯底部の設置領域の比率などを考慮して設定される。
　歯先創成円Ｂと歯底創成円Ｃの中心の移動始点Ｓｐａ，Ｓｐｂは、直線Ｌ１上にあり、そして、移動終点Ｌｐａ，Ｌｐｂは、直線Ｌ２，Ｌ３上にある。
　図２（ａ）と図２（ｂ）の方法で創成された曲線を歯先曲線に適用したインナーロータ２の歯底曲線には、歯底創成円Ｃを用いて歯先曲線と同様の方法で創成した曲線を採用してもよいし、既知のトロコイド曲線を用いて創成される曲線やサイクロイド曲線を歯形曲線に採用してもよい。同様に、図２（ａ）と図２（ｂ）の方法で創成された歯形曲線を歯底曲線に適用したインナーロータ２の歯先曲線には、トロコイド曲線を用いて創成される曲線やサイクロイド曲線を採用してもよい。
　アウターロータ３の歯形曲線の創成方法を、図３に示す。アウターロータ３の中心ＯＯと同心の直径（２ｅ＋ｔ）の円Ｓ上をインナーロータ２の中心ＯＩを公転させる。つぎに、インナーロータの中心ＯＩがその円Ｓ上を１周公転する間にインナーロータ２を１／Ｎ回自転させる。こうして作られるインナーロータの歯形曲線群の包絡線をアウターロータの歯形曲線とする。
　ここに、ｅ：インナーロータの中心とアウターロータの中心の偏心量
　　　　　ｔ：アウターロータとそれに押し付けたインナーロータの歯間最大隙間
　　　　　Ｎ：インナーロータの歯数
　このようにして歯形を創成したポンプ用ロータは、インナーロータとアウターロータの歯形の設定、噛み合いピッチ径φＤの設定に自由度がある。
　そこで、インナーロータとアウターロータの噛み合いピッチ径φＤについて、
　φＤｍａｘ＜１．７ｅ・ｓｉｎ（π／１８０）／ｓｉｎ｛π／（１８０・Ｎ）｝・・・（式１）
の関係式が成立する設計を行なう。こうして作られたポンプ用ロータは、インナーロータ２とアウターロータ３の噛み合いが偏心軸ＣＬよりもロータの回転方向後方でなされる。
　噛み合いピッチ径について、前掲の（式１）を満たす設計を行なうと、偏心量ｅを一定させてインナーロータの歯数Ｎを増やしたときに噛み合いピッチ径がロータの体格に影響を及ぼすほど大きくならない。そして、噛み合いピッチ径を一定にしてインナーロータの歯数Ｎを増やしたときに偏心量ｅが小さくならない。（式１）において偏心量ｅ又は噛み合いピッチ径の最大値φＤｍａｘを固定し、その状況でＮの値を大きくしても同式は成立する。従って、ロータの体格を大きくしたり理論吐出量を減少させたりせずに歯数Ｎを増やすことができる。
　図１のポンプ用ロータ１を採用した内接歯車ポンプの一例を図４に示す。この内接歯車ポンプ４は、ポンプ用ロータ１を、ポンプケース５に形成されたロータ室６に収納して構成されている。ポンプケース５には、ロータ室６を覆うカバー（図示せず）が含まれる。
　ポンプケース５に設けられたロータ室６の側面には、吸入ポート７と吐出ポート８が形成されている。インナーロータ２とアウターロータ３間には、ポンプ室９が形成される。このポンプ室９がロータ回転に伴って容積を増減させる。吸入行程でポンプ室９の容積が増加してオイルなどの液体が吸入ポート７からポンプ室９に吸入される。
　また、吐出行程では、ロータ回転に伴ってポンプ室９の容積が減少し、ポンプ室９内の液体が吐出ポート８に送り出される。図４において、１０はインナーロータ２に形成された軸穴であり、この軸穴１０にロータを回転させる駆動軸（図示せず）が通される。
　図５（ａ）～図６（ｆ）に、この発明のポンプ用ロータの実施例を示す。図５のポンプ用ロータ１は、歯数が１０のインナーロータ２と、歯数が１１のアウターロータ３を組み合わせており、また、図６のポンプ用ロータ１は、歯数が８のインナーロータ２と歯数が９のアウターロータ３を組み合わせている。
　図５（ａ）～図５（ｆ）のポンプ用ロータ１は、インナーロータ２の歯先と歯底の双方の歯形曲線をそれぞれ図２（ａ）と図２（ｂ）の方法で創成した。そして、インナーロータ中心から曲線ＡＣ１，ＡＣ２までの距離の変化量ΔＲが移動終点において０になるように正弦曲線を用いた。設計諸元を表１の試料No.１に示した。
また、図６（ａ）～図６（ｆ）のポンプ用ロータ１は、インナーロータ２の歯先と歯底の双方の歯形曲線を図２（ａ）と図２（ｂ）の方法で創成した。そして、前記変化量ΔＲが移動終点において０になるように正弦曲線を用いた。設計諸元を表１の試料No.２に示した。試料１及び試料２のポンプ用ロータのアウターロータ３は、どちらも、インナーロータ歯形の包絡線を使用する図３の方法で歯形曲線を創成した。
試料No.３から５もンナーロータ２の歯先と歯底の双方の歯形曲線をそれぞれ図２（ａ）と図２（ｂ）の方法で創成した。設計諸元を表１に示した。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
 各部の寸法と理論吐出量は、小数点以下第３位を四捨五入（以下の説明も同様）。
　表１の理論吐出量は、ロータ厚み１０ｍｍ当たりの数値である。アウターロータ大径はアウターロータの歯底円径を、アウターロータ小径はアウターロータの歯先円径を、インナーロータ大径はインナーロータの歯先円径を、インナーロータ小径はインナーロータの歯底円径をそれぞれ表す。
　図５（ａ）～図５（ｆ）は、同図のポンプ用ロータの噛み合い状態の変化を表している。図５（ａ）の位置では噛み合いピッチ径φＤが４２．８２ｍｍとなるところでインナーロータ２とアウターロータ３の歯が互いに噛み合って両ロータの歯間隙間が０になっている。
その歯間隙間０の部分が噛み合い位置Ｇである。
　図５（ａ）の位置からインナーロータ２がそれぞれ６°、１５°、１８°、２４°、及び３０°回転した状態を図５（ｂ）～図５（ｆ）に示す。噛み合いピッチ径φＤは、図５（ｂ）の位置では４３．１４ｍｍ、図５（ｃ）の位置では最大の４４．１８ｍｍ、図５（ｄ）の位置では最小の３６．０８ｍｍ、図５（ｅ）の位置では３８．４０ｍｍ、図５（ｆ）の位置では４１．４０ｍｍであり、噛み合い位置Ｇはいずれも偏心軸ＣＬよりもロータの回転方向後方にある。
　噛み合いピッチ径φＤが最大である図５（ｃ）の位置を過ぎると噛み合い位置Ｇは、噛み合いピッチ径φＤが最小である図５（ｄ）の位置に移る。従って、噛み合い位置Ｇが偏心軸ＣＬを越えてロータの回転方向前方に移動することはない。
　図６のポンプ用ロータ１も同様である。図６（ａ）の位置からインナーロータ２がそれぞれ１０°、２０°、３０°、３５°、及び４０°回転した状態を図６（ｂ）～図６（ｆ）に示す。噛み合いピッチ径φＤは、図６（ａ）の位置では３７．３１ｍｍ、図６（ｂ）の位置では３９．３９ｍｍ、図６（ｃ）の位置では４２．００ｍｍ、図６（ｄ）の位置では４３．７４ｍｍ、図６（ｅ）の位置では最大の４４．１６ｍｍ、図６（ｆ）の位置では３７．３９ｍｍであり、この場合も、図６（ｅ）の位置を過ぎると噛み合い位置Ｇはロータの回転方向後方に移り、偏心軸ＣＬを越えてロータの回転方向前方に移動することがない。
　表１のNo.１～No.５の各試料は、いずれも、噛み合いピッチ径の最大値φＤｍａｘが、前掲の式（１）を満たし、インナーロータとアウターロータの噛み合い位置Ｇが偏心軸よりもロータの回転方向後方にある。
比較例として、インナーロータ２の歯形曲線にトロコイド曲線を用いたトロコイド歯形によりインナーロータを創成した。トロコイド歯形は以下のようにして創成する。基準円Ａ上を転円Ｂがすべることなく転がる。転円Ｂの中心から偏心量ｅ離れた点がトロコイド曲線を描く。トロコイド曲線上に中心を有する軌跡円Ｃの包絡線がトロコイド歯形となる。アウターロータ３は、インナーロータ歯形の包絡線を使用する図３の方法で歯形曲線を創成した。
歯形の諸元は以下の表２に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
比較例は、歯数が試料No.1～2と同等のサイズであるが、試料No.1～2よりも歯数が少なく理論吐出量も少ない。噛み合いピッチ径の最大値φＤｍａｘが、前掲の式（１）を満たさず、インナーロータとアウターロータの噛み合い位置Ｇが偏心軸よりもロータの回転方向前方に移動する場合がある。
１　　　　　ポンプ用ロータ
２　　　　　インナーロータ
３　　　　　アウターロータ
４　　　　　内接歯車ポンプ
５　　　　　ポンプケース
６　　　　　ロータ室
７　　　　　吸入ポート
８　　　　　吐出ポート
９　　　　　ポンプ室
１０　　　　軸穴
ＯＩ　　　　インナーロータ中心
Ｏｏ　　　　アウターロータ中心
ｅ　　　　　インナーロータとアウターロータの偏心量
Ｎ　　　　　インナーロータの歯数

Claims (3)

  1. 歯数がＮのインナーロータ（２）と歯数が（Ｎ＋１）のアウターロータ（３）を偏心配置にして組み合わせた内接歯車ポンプ用のロータであって、
    　インナーロータ（２）とアウターロータ（３）の噛み合い位置（Ｇ）が常に偏心軸（ＣＬ）よりもロータの回転方向後方にあるようにしたポンプ用ロータ。
  2. 　インナーロータ（２）とアウターロータ（３）との噛み合いピッチ径φＤの最大値φＤｍａｘについて、
    　φＤｍａｘ＜１．７ｅ・ｓｉｎ（π／１８０）／ｓｉｎ｛π／（１８０・Ｎ）｝・・・（式１）
    の関係式を満足させた請求項1に記載のポンプ用ロータ。
    　　ここに、ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量
    　　　　　　Ｎ：インナーロータの歯数
  3. 内接歯車式ポンプであって、
    請求項１又は２に記載のポンプ用ロータ（１）と、
    ポンプケース（５）とを含み
    前記ポンプケースは、前記ポンプ用ロータを収容するポンプ室（９）と、吸入ポート（７）と吐出ポート（８）とを有する内接歯車式ポンプ。
PCT/JP2010/069481 2009-11-16 2010-11-02 ポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車ポンプ WO2011058908A1 (ja)

Priority Applications (6)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP10829868.8A EP2469092B1 (en) 2009-11-16 2010-11-02 Rotor for pump and internal gear pump using same
KR1020127006393A KR101332995B1 (ko) 2009-11-16 2010-11-02 펌프용 로터와 그것을 이용한 내접 기어 펌프
JP2010548966A JPWO2011058908A1 (ja) 2009-11-16 2010-11-02 ポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車ポンプ
CN201080039574.XA CN102510952B (zh) 2009-11-16 2010-11-02 泵转子以及使用该转子的内齿轮泵
US13/496,438 US8876504B2 (en) 2009-11-16 2010-11-02 Pump rotor combining and eccentrically disposing an inner and outer rotor
ES10829868.8T ES2692822T3 (es) 2009-11-16 2010-11-02 Rotor para bomba y bomba de engranajes internos que lo usa

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2009260944 2009-11-16
JP2009-260944 2009-11-16

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2011058908A1 true WO2011058908A1 (ja) 2011-05-19

Family

ID=43991567

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2010/069481 WO2011058908A1 (ja) 2009-11-16 2010-11-02 ポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車ポンプ

Country Status (7)

Country Link
US (1) US8876504B2 (ja)
EP (1) EP2469092B1 (ja)
JP (1) JPWO2011058908A1 (ja)
KR (1) KR101332995B1 (ja)
CN (1) CN102510952B (ja)
ES (1) ES2692822T3 (ja)
WO (1) WO2011058908A1 (ja)

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2013061820A1 (ja) * 2011-10-24 2013-05-02 住友電工焼結合金株式会社 内接歯車ポンプ
CN103089609A (zh) * 2011-11-08 2013-05-08 株式会社山田制作所 内接齿轮式泵
JP2019094872A (ja) * 2017-11-27 2019-06-20 住友電工焼結合金株式会社 内接歯車式ポンプとそのポンプのアウターロータの歯形創成方法

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN103827495B (zh) * 2012-04-17 2016-03-02 住友电工烧结合金株式会社 泵转子和使用该泵转子的内齿轮泵
US9624929B2 (en) * 2012-12-21 2017-04-18 Lg Innotek Co., Ltd. Electric pump
DE102018103723A1 (de) * 2018-02-20 2019-08-22 Nidec Gpm Gmbh Verzahnung für eine Gerotorpumpe und Verfahren zur geometrischen Bestimmung derselben

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3293507B2 (ja) 1996-01-17 2002-06-17 三菱マテリアル株式会社 オイルポンプロータ
WO2007034888A1 (ja) * 2005-09-22 2007-03-29 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha オイルポンプロータ
JP2008128041A (ja) 2006-11-17 2008-06-05 Sumitomo Denko Shoketsu Gokin Kk 内接歯車式ポンプ

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE2644531C2 (de) * 1976-10-01 1986-06-12 Fürstlich Hohenzollernsche Hüttenverwaltung Laucherthal, 7480 Sigmaringen Hydrostatische Zahnradmaschine mit einem Trochoidenzahnradpaar
DE3026222A1 (de) 1980-07-10 1982-02-04 Siegfried Alexander Dipl.-Ing. 7960 Aulendorf Eisenmann Zahnringpumpe
JPS5979083A (ja) * 1982-10-27 1984-05-08 Sumitomo Electric Ind Ltd 回転ポンプ用ロ−タ−
JPS6257835U (ja) 1985-10-01 1987-04-10
DE3938346C1 (ja) * 1989-11-17 1991-04-25 Siegfried A. Dipl.-Ing. 7960 Aulendorf De Eisenmann
JPH03293507A (ja) 1990-04-11 1991-12-25 Nippondenso Co Ltd ３次元形状測定装置
DE4200883C1 (ja) * 1992-01-15 1993-04-15 Siegfried A. Dipl.-Ing. 7960 Aulendorf De Eisenmann
US5813844A (en) * 1995-12-14 1998-09-29 Mitsubishi Materials Corporation Oil pump rotor having a generated tooth shape
ES2236374T3 (es) 2002-03-01 2005-07-16 Hermann Harle Maquina de engranaje interno con holgura de dientes.
JP3917026B2 (ja) * 2002-07-10 2007-05-23 アイシン精機株式会社 オイルポンプロータ
JP4136957B2 (ja) * 2003-03-25 2008-08-20 住友電工焼結合金株式会社 内接歯車式ポンプ
CN101821510B (zh) * 2008-08-08 2012-09-05 住友电工烧结合金株式会社 内齿轮泵转子及使用内齿轮泵转子的内齿轮泵

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3293507B2 (ja) 1996-01-17 2002-06-17 三菱マテリアル株式会社 オイルポンプロータ
WO2007034888A1 (ja) * 2005-09-22 2007-03-29 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha オイルポンプロータ
JP2008128041A (ja) 2006-11-17 2008-06-05 Sumitomo Denko Shoketsu Gokin Kk 内接歯車式ポンプ

Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2013061820A1 (ja) * 2011-10-24 2013-05-02 住友電工焼結合金株式会社 内接歯車ポンプ
JP2013092050A (ja) * 2011-10-24 2013-05-16 Sumitomo Electric Sintered Alloy Ltd 内接歯車ポンプ
CN103890398A (zh) * 2011-10-24 2014-06-25 住友电工烧结合金株式会社 内齿轮泵
US9541085B2 (en) 2011-10-24 2017-01-10 Sumitomo Electric Sintered Alloy, Ltd. Internal gear pump
CN103089609A (zh) * 2011-11-08 2013-05-08 株式会社山田制作所 内接齿轮式泵
JP2013100761A (ja) * 2011-11-08 2013-05-23 Yamada Seisakusho Co Ltd 内接歯車式ポンプ
US9464525B2 (en) 2011-11-08 2016-10-11 Yamada Manufacturing Co., Ltd. Internal gear pump having an eccentric inner rotor and outer rotor having teeth non-trochoid tooth profiles and a moving center of the outer rotor
JP2019094872A (ja) * 2017-11-27 2019-06-20 住友電工焼結合金株式会社 内接歯車式ポンプとそのポンプのアウターロータの歯形創成方法
JP6996063B2 (ja) 2017-11-27 2022-01-17 住友電工焼結合金株式会社 内接歯車式ポンプのアウターロータの歯形創成方法

Also Published As

Publication number Publication date
ES2692822T3 (es) 2018-12-05
CN102510952B (zh) 2017-09-29
JPWO2011058908A1 (ja) 2013-03-28
US8876504B2 (en) 2014-11-04
EP2469092A4 (en) 2017-06-21
CN102510952A (zh) 2012-06-20
US20120177525A1 (en) 2012-07-12
KR20120041258A (ko) 2012-04-30
EP2469092B1 (en) 2018-08-15
KR101332995B1 (ko) 2013-11-25
EP2469092A1 (en) 2012-06-27

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4600844B2 (ja) 内接歯車式ポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車式ポンプ
JP4557514B2 (ja) 内接歯車式ポンプ及びそのポンプのインナーロータ
WO2011058908A1 (ja) ポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車ポンプ
WO2007034888A1 (ja) オイルポンプロータ
US8360762B2 (en) Oil pump rotor
JPH05256268A (ja) 歯車式機械
US6890164B2 (en) Internal gear pump
JP2011017318A (ja) ポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車ポンプ
KR100345406B1 (ko) 오일펌프로우터
JP5252557B2 (ja) ポンプ用ロータとそれを用いた内接歯車式ポンプ
JP2007255292A (ja) 内接歯車ポンプ
JP4803442B2 (ja) オイルポンプロータ
JP6080300B2 (ja) ギヤポンプおよびインナーロータの製造方法
JP5561287B2 (ja) アウターロータの歯形創成方法と内接歯車ポンプ
JP5674044B2 (ja) 内接歯車ポンプ
JP4967180B2 (ja) 内接歯車ポンプ
JP5194308B2 (ja) 内接歯車式ポンプ用ロータ
JP2006009616A (ja) 内接歯車式ポンプ
JP5194310B2 (ja) 内接歯車式ポンプ用ロータ
JP2006063883A (ja) 内接歯車式ポンプ
JP2013060924A (ja) 内接歯車ポンプ
JPH01285683A (ja) 内接形ギヤポンプ

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 201080039574.X

Country of ref document: CN

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2010548966

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 10829868

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 20127006393

Country of ref document: KR

Kind code of ref document: A

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 13496438

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 1201001146

Country of ref document: TH

Ref document number: 2010829868

Country of ref document: EP

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE