WO2013108553A1 - 内接歯車ポンプ - Google Patents

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WO2013108553A1
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inner rotor
tooth profile
gear pump
internal gear
rotor
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真人 魚住
小菅　敏行
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住友電工焼結合金株式会社
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    • Y10T29/49236—Fluid pump or compressor making
    • Y10T29/49242—Screw or gear type, e.g., Moineau type

Definitions

  • the present invention relates to an internal gear pump including a pump rotor in which a tooth-shaped inner rotor using a trochoid curve and an outer rotor having one more tooth than the inner rotor are combined. More specifically, the present invention relates to an internal gear pump in which pumping performance is improved by preventing cusps from occurring at the tooth tips of the inner rotor, and a method for generating a tooth profile of the inner rotor.
  • the internal gear pump is used as an oil pump for lubricating a car engine, for an automatic transmission (AT), for a continuously variable transmission (CVT), for supplying diesel fuel, and the like.
  • FIG. 8 first, the diameter A of the base circle, the diameter B of the rolling circle, the eccentricity e, and the diameter C of the locus circle are determined.
  • the rolling circle rolls on the basic circle without slipping, and a trochoid curve T drawn by a point at a distance (eccentricity e) from the center of the rolling circle is obtained.
  • An inner rotor curve (tooth profile) TC is obtained as an envelope of the arc group when the center C 0 of the locus circle C is moved on the trochoid curve T (see FIG. 2 of Patent Document 1).
  • the outer rotor having one more tooth than the inner rotor 2 is used (inner rotor tooth number: n, outer rotor tooth number: n + 1).
  • the tooth profile is created by a method of creating using the locus of the tooth profile curve group of the inner rotor 2 obtained by the above method, or other known methods.
  • the former method using the locus of the tooth profile curve group of the inner rotor has a diameter (2e + t) in which the center of the inner rotor is centered on the center of the outer rotor (e: the amount of eccentricity between the inner rotor 2 and the outer rotor 3, t: inner
  • the inner rotor 2 is rotated (1 / n) times.
  • an envelope of the inner rotor tooth profile curve group is drawn, and the envelope is used as the tooth profile of the outer rotor 3 (FIGS. 3-5).
  • the pump rotor is made by combining the inner rotor 2 and the outer rotor 3 manufactured in this manner in an eccentric arrangement.
  • the pump rotor is housed in a rotor chamber of a housing having a suction / discharge port to constitute an internal gear pump (see FIG. 1 of the present application, paragraph 0048 of FIG. 2, and FIG. 10).
  • a loop R may be formed at both ends of the tooth tip 2a (FIG. 9A), or both ends of the tooth tip may be formed. It may become a cusp s (FIG. 9B). Since the tooth profile shape having the former loop R is practically impossible and the loop R cannot be formed in the tooth profile, both ends of the tooth tip are cusps s.
  • the surface pressure stress (hertz stress) at the apex (edge) s increases, and wear and settling progress in this part. In addition, the pump performance decreases and vibration and noise increase.
  • the mechanical efficiency must be 50% or more, and the Hertz stress safety factor (material surface pressure fatigue limit ⁇ hertz stress) when the rotors 2 and 3 are engaged must be 1.5 or more.
  • X Hertzian stress safety factor is required to be 75% or more.
  • the first object of the present invention is to prevent cusps s from occurring at both ends of the tooth tip 2a of the tooth profile of the inner rotor 2.
  • a second problem is to suppress a decrease in mechanical efficiency and an increase in Hertz stress.
  • the lower envelope TC has a cusp s.
  • the inner envelope of the arc group obtained by moving the center C 0 of the locus circle C on the trochoid curve T is defined as the inner rotor curve (tooth profile) TC.
  • the radius (C / 2) of the locus circle C is always set smaller than the radius of curvature ⁇ of the trochoid curve T. That is, the radius of the locus circle C (C / 2) ⁇ the minimum curvature radius ⁇ min of the trochoid curve T (C / 2 ⁇ min ).
  • n number of teeth of the inner rotor 2
  • C trajectory circle diameter
  • e As an eccentricity
  • ⁇ is differentiated by x
  • the molecule is ( ⁇ + 1) x 2 ( ⁇ x 2 ⁇ 3 ⁇ ).
  • the present invention is configured as described above, in the tooth profile formed of the trochoid curve, there is no loop R or cusp s at both ends of the tooth tip, and it is possible to suppress a decrease in mechanical efficiency and an increase in Hertz stress.
  • FIG. 7 is an envelope diagram of a circle C when the center of the circle C moves on the trajectory line T, where the radius r of the arc portion is smaller than the radius c of the circle C.
  • FIG. 6 is an envelope diagram of the circle C when the center of the circle C moves on the trajectory line T, where r> c. It is calculation explanatory drawing of the curvature-radius minimum value (rho) min of the trochoid curve T. FIG. It is calculation explanatory drawing of the curvature-radius minimum value (rho) min of the trochoid curve T. FIG. It is explanatory drawing of the origin of the inner rotor design using a trochoid curve. It is an enlarged view which shows the tooth profile shape of the conventional inner rotor. It is an enlarged view which shows the tooth profile shape of the conventional inner rotor.
  • the tooth profile of the inner rotor 2 is created by the tooth profile creation method of FIG. 8, and the tooth profile of the outer rotor 3 is created by the method described in Patent Document 1 and Patent Document 2. Then, an inner rotor 2 having 6 teeth and an outer rotor 3 having 7 teeth each formed of an iron-based sintered alloy are manufactured, and both are combined to form an internal gear type oil pump rotor 1. .
  • the internal gear type oil pump rotor 1 is housed in a rotor chamber 6 of a pump housing 5 having a suction port 7 and a discharge port 8 to constitute an internal gear type pump 9.
  • the number of teeth of the inner rotor n 6
  • the rolling circle diameter B 5 mm (hereinafter the same)
  • the basic circle diameter A 30 (n ⁇ B)
  • the eccentricity e 2
  • the outer rotor outer diameter the same size Diameter +6 (thickness: 3)
  • theoretical discharge amount 3.25 cm 3 / rev
  • tip clearance t 0.08 mm
  • side clearance 0.03 mm
  • body clearance 0.13 mm
  • oil type / oil temperature ATF 80 ° C.
  • the discharge pressure was 0.3 MPa
  • the rotation speed was 3000 rpm
  • the material surface pressure fatigue strength was 600 MPa.
  • the material surface pressure fatigue strength is a representative value of the sintered material, and the material is appropriately selected according to the purpose of the rotor (increase in Hertz stress due to increase in discharge pressure).
  • the “mechanical efficiency”, “Hertz stress”, “Hertz safety factor”, and “mechanical efficiency ⁇ safety factor” at each K (C / 2 ⁇ min ) are shown in Table 1 below.
  • the tooth profile of the outer rotor 3 is not limited to the envelope of the tooth profile curve group formed by the revolution and rotation of the inner rotor 2 described above.
  • the minimum tooth profile line of the outer rotor 3 for allowing the inner rotor 2 and the outer rotor 3 to rotate without interference is the envelope, and the outer rotor 3 can be formed as a tooth profile drawn outside the envelope. If it exists, the tooth profile by any means may be used.
  • the number of teeth n of the inner rotor 2 is not limited to six, but is arbitrary. Thus, it should be thought that embodiment disclosed this time is an illustration and restrictive at no points.
  • the scope of the present invention is defined by the terms of the claims, and is intended to include any modifications within the scope and meaning equivalent to the terms of the claims.

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Abstract

基礎円径：Ａ、転円半径：ｂ、軌跡円径：Ｃ、離心量：ｅ（ｍｍ）として、基礎円上で前記転円を滑りなく転がらせてこの転円の中心からｅ離反した固定点の軌跡でトロコイド曲線Ｔを描き、そのトロコイド曲線Ｔ上に中心を持つ軌跡円の群の包絡線を歯数ｎのインナーロータ２の歯形となし、そのインナーロータを歯数が（ｎ＋１）のアウターロータと組み合わせてポンプロータ１を構成する内接歯車ポンプ９である。そのインナーロータの歯形曲線が下式（１）を満足するものとする。Ｋ＜１が満足されることによって、インナーロータ２の歯形歯先両端に尖点ｓが生じない。

Description

内接歯車ポンプ
　この発明は、トロコイド曲線を利用した歯形のインナーロータと、歯数がインナーロータよりも１枚多いアウターロータを組み合わせたポンプロータを備える内接歯車ポンプに関する。詳しくは、そのインナーロータの歯先に尖点が生じないようにしてポンプ性能を高めた内接歯車ポンプ及びそのインナーロータの歯形創成方法に関する。
　内接歯車ポンプは、車のエンジンの潤滑用、自動変速機（ＡＴ）用、無段変速機（ＣＶＴ）用、ディーゼル燃料供給用等のオイルポンプなどとして利用されている。
　この内接歯車ポンプのインナーロータの歯形にトロコイド曲線を利用したものがある。図８に示すように、まず、基礎円の直径Ａ、転円の直径Ｂ、離心量ｅ、軌跡円の直径Ｃをきめる。次に、基礎円上を転円が滑ることなく転がり、その転円中心から距離（離心量ｅ）の点が描くトロコイド曲線Ｔを得る。そのトロコイド曲線Ｔ上に軌跡円Ｃの中心Ｃ０を移動させた際のその円弧群の包絡線としてインナーロータ曲線（歯形）ＴＣが得られる（特許文献１第２図参照）。
　アウターロータはインナーロータ２より歯数を１枚多くしたものが用いられる（インナーロータ歯数：ｎ、アウターロータ歯数：ｎ＋１）。その歯形は、上記の方法で得られたインナーロータ２の歯形曲線群の軌跡を用いて創成する方法や周知のその他の方法で創成される。例えば、そのインナーロータの歯形曲線群の軌跡を用いる前者の方法は、インナーロータ中心がアウターロータ中心を中心とする直径（２ｅ＋ｔ）（ｅ：インナーロータ２とアウターロータ３の偏心量、ｔ：インナーロータ２とアウターロータ３の理論偏心位置でのチップクリアランス）の円上を１周公転させ、その間にインナーロータ２を（１／ｎ）回自転させる。このインナーロータ２の公転と自転によりインナーロータ２がｎ回転した際のそのインナーロータ歯形曲線群の包絡線を描き、その包絡線をアウターロータ３の歯形とする（特許文献１第３～５図、特許文献２段落００４４、図９参照）。
　このようにして製作されたインナーロータ２とアウターロータ３を偏心配置にして組み合わせてポンプロータとする。このポンプロータを吸入・吐出ポートを有するハウジングのロータ室に収納して内接歯車ポンプを構成する（本願図１、特許文献２段落００４８、図１０参照）。
　このトロコイド曲線を利用した歯形のインナーロータ２において、上記基礎円直径Ａ等の緒元の選定によっては、歯先２ａ両端においてループＲが形成されたり（図９（ａ））、歯先両端が尖点ｓとなったりする（図９（ｂ））。前者のループＲを有する歯形形状は実際上実現不可能であって、そのループＲが歯形には形成され得ないことから、歯先両端は尖点ｓとなる。
　このように歯先両端が尖点ｓとなった歯形は、ポンプとして使用すると、その尖点（エッジ）ｓにおける面圧応力（ヘルツ応力）が大きくなり、この部分での摩耗やヘタリが進行し、ポンプ性能の低下や振動、騒音の増加を招く。
実公平６－３９１０９号公報 特許第４６００８４４号公報
　従来から、尖点ｓができたときには、Ｒ曲面で補正する（Ｒ曲面を形成して尖点ｓを除去する）方法が採られている。しかし、このＲ曲面による補正は、インナーロータ２とアウターロータ３の歯間隙間の拡大を招き、ポンプ性能（容積効率など）を低下させる。
　また、軌跡円径Ｃの大きさによって、（１）ロータの大きさ、（２）インナーロータ２の最小曲率とアウターロータの最小曲率がそれぞれ変動し、（１）の変動により、両ロータの機械効率の低下、（２）の変動により、ヘルツ応力の増大を招く場合がある。
　経験則から、その機械効率は５０％以上、両ロータ２、３の噛み合い時のヘルツ応力安全率（材料面圧疲労限度÷ヘルツ応力）は１．５以上が必要であり、その積（機械効率×ヘルツ応力安全率）は７５％以上が必要である。
　この発明は、その問題を解消するために、インナーロータ２の歯形の歯先２ａ両端に尖点ｓが生じないようにすることを第１の課題とする。その尖点ｓがないインナーロータ２の歯形において、機械効率の低下、及びヘルツ応力の増大を抑えることを第２の課題とする。
　図６（ａ）、図６（ｂ）、及び図６（ｃ）に、半径ｒの円弧で結んだ２本の直線で構成された軌道線Ｔ上を円Ｃの中心が移動した場合の前記円Ｃの包絡線ＴＣを示す。図６（ａ）のように、円Ｃの半径ｃが軌道線Ｔの円弧の半径ｒより小さい（ｃ＜ｒ）場合、軌道線Ｔに対して同図上下に滑らかな包絡線ＴＣを描くことができる。一方図６（ｃ）に示すように、円Ｃの半径ｃが軌道線Ｔの円弧の半径ｒより大きい（ｃ＞ｒ）場合、軌道線Ｔに対して同図上側の包絡線ＴＣは滑らかであるが、同図下側の包絡線ＴＣは、交差ループＲを有する。図６（ｂ）に示すように、円Ｃの半径ｃが軌道線Ｔの円弧の半径ｒと同じ（ｃ＝ｒ）場合、同図下側の包絡線ＴＣは、尖点ｓを持つこととなる。
　インナーロータの歯形にトロコイド曲線を用いる場合、図８に示すように、トロコイド曲線Ｔ上に軌跡円Ｃの中心Ｃ０を移動させた円弧群の内側の包絡線をインナーロータ曲線（歯形）ＴＣとする。トロコイド曲線Ｔの曲率半径ρが局所的にその軌跡円Ｃの半径（Ｃ／２）より小さい部分を有する（ρｍｉｎ＜（Ｃ／２））場合、その部分で軌跡円Ｃの円弧群の包絡線ＴＣが交差し、インナーロータ曲線（歯形）ＴＣにループＲが形成されることとなる（図９（ａ））。曲率半径ρと軌跡円Ｃの半径が同一となる部分を有する場合は、交差することなく、尖点ｓが形成されることとなる（図９（ｂ））。
　以上のことから、この発明は、まず、軌跡円Ｃの半径（Ｃ／２）がトロコイド曲線Ｔの曲率半径ρよりも常に小さく設定されている。すなわち、軌跡円Ｃの半径（Ｃ／２）＜トロコイド曲線Ｔの最小曲率半径ρｍｉｎとしたのである（Ｃ／２＜ρｍｉｎ）。
　つぎに、図７（ａ）、図７（ｂ）に示すように、ｎ：インナーロータ２の歯数、ｂ：転円Ｂの半径（＝Ｂ／２）、Ｃ：軌跡円径、ｅ：離心量とすると、
ＣＯＳ（π／２－θ）＝ｓｉｎθ＝（ｘ２＋ｂ２－ｅ２）／２ｂｘ
となる。
　曲率半径ρは、Ｅｕｌｅｒ－Ｓａｖａｒｙの法則から、
（１／ｘ＋１／（ρ－ｘ））ｓｉｎθ＝１／ａ＋１／ｂ
である。
（１／ａ＋１／ｂ）＝γとすると、
ρ＝ｘ＋１／（γ／ｓｉｎθ－１／ｘ）
となり、α＝ｂ２－ｅ２、β＝２ｂγ－１として、このρの式に上記ｓｉｎθを代入すると、
ρ＝ｘ＋（ｘ３＋αｘ）／（βｘ２－α）
となる。
　さらに、ρをｘで微分すると、
ｄρ／ｄｘ＝１＋（（３ｘ２＋α）（βｘ２－α）－（ｘ３＋αｘ）（２βｘ））／（βｘ２－α）２
　＝（（βｘ２－α）２＋（（３ｘ２＋α）（βｘ２－α）－（ｘ３＋αｘ）（２βｘ）））／（βｘ２－α）２
であり、その分子は（β＋１）ｘ２（βｘ２－３α）である。
　ここで、ｅ≦Ｘ≦２ｂ、β＋１＝２ｂγ≠０から、ｄρ／ｄｘ＝０を満たすｘは、
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000007
となる（ｘ＞０）。
　よって、
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000008
のき、曲率半径ρが最少となり（ρｍｉｎ）、
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000009
となって、
上記α＝ｂ２－ｅ２、β＝２ｂγ－１、ａ／ｂ＝ｎから、
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000010
が得られる。
上記曲率半径最小値ρｍｉｎ＞軌跡円半径（ρｍｉｎ＞Ｃ／２）とし、
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000011
が得られる。
　以下、この
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000012
とし、Ｋ＜１を満たすことにより、図８において、軌跡円Ｃの半径（Ｃ／２）がトロコイド曲線Ｔの曲率半径ρよりも常に小さくなって、インナーロータ２の歯形の歯先２ａ両端に尖点ｓが生じなくなるため、上記第１の課題を達成する。
つぎに、上記のように、機械効率×ヘルツ応力安全率：７５％以上を得るために、下記の実験結果から、Ｋの値は、０．２≦Ｋ≦０．９７とする。又、Ｋ１＝２ρｍｉｎ－Ｃとすると、０．３≦Ｋ１≦９．８とする。
　さらに、
Figure JPOXMLDOC01-appb-I000013
とすると、０．０６≦Ｋ２≦１．８とする。
　望ましくは、機械効率５０％以上、かつヘルツ応力安全率１．５倍以上を得るために、０．７≦Ｋ≦０．９６、０．５≦Ｋ１≦２、０．１≦Ｋ２≦０．７とする。
　これらの条件を満たす歯形とすることによって上記第２の課題を達成した。
　因みに、Ｋは「比」、Ｋ１は「量」であり、Ｋ２はＫ１を比にしたものである。
　この発明は以上のように構成したので、トロコイド曲線からなる歯形において、その歯先両端にループＲや尖点ｓができることがなく、また、機械効率の低下及びヘルツ応力の増大を抑制できる。
この発明にかかる内接歯車ポンプの一実施形態のハウジングのカバーを外した状態にして示す端面図である。 同実施形態のインナーロータの歯部の拡大図である。 同実施形態における機械効率×ヘルツ応力安全率とＫの関係図である。 同実施形態における同Ｋ１との関係図である。 同実施形態における同Ｋ２との関係図である。 軌道線Ｔ上を円Ｃ中心が移動した際のその円Ｃの包絡線図であり、円弧部の径ｒ＜円Cの半径ｃの場合である。 軌道線Ｔ上を円Ｃ中心が移動した際のその円Ｃの包絡線図であり、ｒ＝ｃの場合である。 軌道線Ｔ上を円Ｃ中心が移動した際のその円Ｃの包絡線図であり、ｒ＞ｃの場合である。 トロコイド曲線Ｔの曲率半径最小値ρｍｉｎの計算説明図である。 トロコイド曲線Ｔの曲率半径最小値ρｍｉｎの計算説明図である。 トロコイド曲線を利用したインナーロータ設計の緒元の説明図である。 従来のインナーロータの歯形形状を示す拡大図である。 従来のインナーロータの歯形形状を示す拡大図である。
　図１、図２にこの発明の一実施形態を示す。この実施形態は、図８の歯形創成法によってインナーロータ２の歯形を創成し、特許文献１および特許文献2に記載の方法でアウターロータ３の歯形を創成した。そして、各々が鉄系焼結合金で形成された歯数６枚のインナーロータ２と歯数７枚のアウターロータ３を製造し、その両者を組み合わせて内接歯車式オイルポンプ用ロータ１とした。その内接歯車式オイルポンプ用ロータ１を吸入ポート７と吐出ポート８を有するポンプハウジング５のロータ室６に収納して内接歯車式ポンプ９を構成したものである。
　そのインナーロータ２の歯形の設計時、上記（１）式のＫ＜１を満足させたところ、図２に示すように、そのインナーロータ曲線（歯形）ＴＣの歯先２ａ両端にループＲや尖点ｓができなかった。
　具体的には、インナーロータ歯数ｎ：６、転円径Ｂ：５ｍｍ（以下、同じ）、基礎円径Ａ：３０（ｎ×Ｂ）、偏心量ｅ：２、アウターロータ外径：同大径＋６（肉厚：３）、理論吐出量：３．２５ｃｍ３／ｒｅｖ、チップクリアランスｔ：０．０８ｍｍ、サイドクリアランス：０．０３ｍｍ、ボデークリアランス：０．１３ｍｍ、油種／油温：ＡＴＦ８０℃、吐出圧：０．３ＭＰａ、回転数：３０００ｒｐｍ、材料面圧疲労強度：６００ＭＰａとした。なお、材料面圧疲労強度は焼結材料の代表値であり、ロータ用途（吐出圧増によるヘルツ応力増）に応じて材料は適宜に選択される。
　その「機械効率×ヘルツ応力安全率（以下、適宜に「ヘルツ安全率」又は「安全率」という）」と「Ｃ／２ρｍｉｎ（＝Ｋ）」との関係を図３に示した。その各Ｋ（Ｃ／２ρｍｉｎ）における「機械効率」、「ヘルツ応力」、「ヘルツ安全率」及び「機械効率×安全率」を下記表１に示した。また、「機械効率×ヘルツ応力安全率」と「（２ρｍｉｎ－Ｃ）＝Ｋ１」の関係を図４に、その各Ｋ１（２ρｍｉｎ－Ｃ）における「機械効率」、「ヘルツ応力」、「ヘルツ安全率」及び「機械効率×安全率」を下記表２に示した。さらに、「機械効率×ヘルツ応力安全率」と上記Ｋ２の関係を図５に示した。その各Ｋ２における「機械効率」、「ヘルツ応力」、「ヘルツ安全率」及び「機械効率×安全率」を下記表３に示した。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000014
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000015
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000016
　上記機械効率×ヘルツ応力安全率≧７５％であるためには、図３、表１から、０．２≦Ｋ≦０．９７、図４、表２から、０．３≦Ｋ１≦９．８、図５、表３から、０．０６≦Ｋ２≦１．８とすれば良いことが理解できる。
　また、機械効率５０％以上、かつヘルツ応力安全率１．５倍（１５０％）以上を得るためには、図３、表１から、０．７≦Ｋ≦０．９６、図４、表２から、０．５≦Ｋ１≦２、図５、表３から、０．１≦Ｋ２≦０．７とすれば良いことが理解できる。
　なお、アウターロータ３の歯形は、上述のインナーロータ２の公転と自転により形成された歯形曲線群の包絡線に限られるものではない。インナーロータ２とアウターロータ３が干渉せずに回転するためのアウターロータ３の最小歯形線が前記包絡線であり、その包絡線より外側に描かれる歯形とする等、アウターロータ３とし得るものであれば、いずれの手段による歯形であっても良い。
　また、インナーロータ２の歯数ｎは６枚に限らず、任意であることは勿論である。
　このように、今回開示された実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではないと考えられるべきである。この発明の範囲は、特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
１　　　　　内接歯車ポンプ用ロータ
２　　　　　インナーロータ
２ａ　　　　インナーロータの歯先
３　　　　　アウターロータ
４　　　　　ポンプ室
５　　　　　ポンプハウジング
６　　　　　ロータ室
７　　　　　吸入ポート
８　　　　　吐出ポート
９　　　　　内接歯車ポンプ
Ａ　　　　　基礎円径
Ｂ　　　　　転円径
Ｃ　　　　　軌跡円径
Ｔ　　　　　トロコイド曲線
ＴＣ　　　　歯形（インナーロータ曲線）

Claims (14)

  1. 　基礎円径：Ａｍｍ、転円径：Ｂｍｍ、転円半径：ｂｍｍ、軌跡円径：Ｃｍｍ、離心量：ｅｍｍとし、
    前記基礎円上で前記転円を滑りなく転がらせてこの転円の中心からｅ離反した固定点の軌跡でトロコイド曲線（Ｔ）を描き、
    そのトロコイド曲線（Ｔ）上に中心を持つ前記軌跡円の群の包絡線を歯数ｎのインナーロータ（２）の歯形となし、
    そのインナーロータ（２）を歯数が（ｎ＋１）のアウターロータ（３）と組み合わせてポンプロータ（１）を構成する内接歯車ポンプにおいて、
    　上記インナーロータ（２）の歯形曲線が下式（１）を満足することを特徴とする内接歯車ポンプ。
    Figure JPOXMLDOC01-appb-I000001
  2. 　請求項１において、０．２≦Ｋ≦０．９７としたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
  3. 　請求項２において、０．７≦Ｋ≦０．９６としたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
  4. 　請求項１において、トロコイド曲線（Ｔ）の最小曲率半径ρｍｉｎを下記（２）式、Ｋ１＝２ρｍｉｎ－Ｃとして、０．３≦Ｋ１≦９．８を満足することを特徴とする内接歯車ポンプ。
    Figure JPOXMLDOC01-appb-I000002
  5. 　請求項４において、０．５≦Ｋ１≦２としたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
  6. 　請求項４又は５において、Ｋ２を下記（３）式として、０．０６≦Ｋ２≦１．８を満足することを特徴とする内接歯車ポンプ。
    Figure JPOXMLDOC01-appb-I000003
  7. 　請求項６において、０．１≦Ｋ２≦０．７としたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
  8. 　基礎円径：Ａｍｍ、転円径：Ｂｍｍ、転円半径：ｂｍｍ、軌跡円径：Ｃｍｍ、離心量：ｅｍｍとし、
    　上記基礎円上で前記転円を滑りなく転がらせてこの転円の中心からｅ離反した固定点の軌跡でトロコイド曲線（Ｔ）を描き、
    そのトロコイド曲線（Ｔ）上に中心を持つ前記軌跡円の群の包絡線を歯数ｎのインナーロータ（２）の歯形となし、
    そのインナーロータ（２）を歯数が（ｎ＋１）のアウターロータと組み合わせてポンプロータ（１）を構成する内接歯車ポンプ（９）の前記インナーロータの歯形創成方法において、
    　上記インナーロータ（２）の歯形曲線が下記式（１）を満足させて創成することを特徴とする内接歯車ポンプのインナーロータの歯形創成方法。
    Figure JPOXMLDOC01-appb-I000004
  9. 　請求項８において、０．２≦Ｋ≦０．９７としたことを特徴とする内接歯車ポンプのインナーロータの歯形創成方法。
  10. 　請求項９において、０．７≦Ｋ≦０．９６としたことを特徴とする内接歯車ポンプのインナーロータの歯形創成方法。
  11. 　請求項８において、トロコイド曲線（Ｔ）の最小曲率半径ρｍｉｎを下記（２）式、Ｋ１＝２ρｍｉｎ－Ｃとして、０．３≦Ｋ１≦９．８を満足することを特徴とする内接歯車ポンプのインナーロータの歯形創成方法。
    Figure JPOXMLDOC01-appb-I000005
  12. 　請求項１１において、０．５≦Ｋ１≦２としたことを特徴とする内接歯車ポンプのインナーロータの歯形創成方法。
  13. 　請求項１１又は１２において、Ｋ２を下記（３）式として、０．０６≦Ｋ２≦１．８を満足するようにしたことを特徴とする内接歯車ポンプのインナーロータの歯形創成方法。
    Figure JPOXMLDOC01-appb-I000006
  14. 　請求項１３において、０．１≦Ｋ２≦０．７としたことを特徴とする内接歯車ポンプのインナーロータの歯形創成方法。
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