WO2016024519A1 - 液圧装置 - Google Patents

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WO2016024519A1
WO2016024519A1 PCT/JP2015/072353 JP2015072353W WO2016024519A1 WO 2016024519 A1 WO2016024519 A1 WO 2016024519A1 JP 2015072353 W JP2015072353 W JP 2015072353W WO 2016024519 A1 WO2016024519 A1 WO 2016024519A1
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WO
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pair
hydraulic
contact
folded
side plate
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Application number
PCT/JP2015/072353
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English (en)
French (fr)
Inventor
哲朗 細川
竹田　博昭
Original Assignee
住友精密工業株式会社
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Filing date
Publication date
Application filed by 住友精密工業株式会社 filed Critical 住友精密工業株式会社
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Priority to JP2015558673A priority patent/JP5885900B1/ja
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F03—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS; WIND, SPRING, OR WEIGHT MOTORS; PRODUCING MECHANICAL POWER OR A REACTIVE PROPULSIVE THRUST, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F03C—POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINES DRIVEN BY LIQUIDS
    • F03C2/00—Rotary-piston engines
    • F03C2/08—Rotary-piston engines of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co- operating members similar to that of toothed gearing
    • 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
    • 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
    • F04C2/12—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C2/14—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C2/18—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with similar tooth forms

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic device including a pair of gears in which tooth portions mesh with each other.
  • the gear is appropriately rotated by a driving motor, and a hydraulic pump that pressurizes and discharges the working liquid by a rotating operation of the gear, or a pre-pressurized working liquid is introduced to rotate the gear.
  • a hydraulic motor that uses the rotational force of the rotating shaft as power.
  • a circumscribed gear pump disclosed in JP 2013-167159 A (Patent Document 1) has been known.
  • the pump includes a housing having a suction port and a discharge port, a pair of external gears rotatably accommodated in the housing in a state of meshing with each other, and end surfaces of the external gears And a side plate disposed between the inner end surface of the housing and a seal member provided between the side plate and the inner end surface of the housing and pressing the side plate against the end surface of the external gear.
  • the sealing member includes a base portion of the side plate that is held on a surface facing the inner end surface of the housing, and a lip portion having elasticity that extends from the base portion to at least one of the inner end surface side or the side plate side of the housing.
  • the base or lip is elastically brought into contact with the inner end surface of the housing by the elasticity of the lip portion, and the base or the lip portion receives the hydraulic pressure generated in the housing to receive the inner end surface of the housing. It is comprised so that it may be pressed by.
  • the base portion or the lip portion abuts against the inner end surface of the housing, thereby ensuring the sealing performance by the sealing member.
  • the base or lip of the seal member is pressed against the inner end surface of the housing by receiving the hydraulic pressure generated in the housing, thereby further ensuring the sealing performance.
  • the pressing force by which the side plate is pressed against the external gear by the elastic force of the lip portion is small and the frictional force between the side plate and the gear is reduced, the driving loss is reduced and the gear is applied to the side plate. Troubles such as burn-in can be avoided.
  • the seal member not only plays a role of pressing the side plate against the end face of the gear, but also a space formed between the side plate and the inner end face of the housing and a space leading to the high pressure side. It plays the role of dividing into two spaces, the space leading to the low pressure side.
  • the seal member is in contact with the inner peripheral surface of the hydraulic chamber in which the external gear is accommodated, that is, at both ends of the seal member, the inner peripheral surface of the hydraulic chamber, the inner end surface of the housing, and It is necessary to abut on the side plate in a liquid-tight manner and seal between them, and in an intermediate portion between the two end portions, abut on the inner end surface of the housing and the side plate in a liquid-tight manner. It is necessary to seal between the two.
  • the seal member is composed of a base portion that is not elastically deformed and a lip portion that is elastically deformed, and the cross-sectional shape thereof is an irregular shape.
  • the hydraulic oil cannot come into liquid-tight contact with the inner peripheral surface of the hydraulic chamber, the inner end surface of the housing, and the side plate, and hydraulic oil leaks from the high pressure side to the low pressure side, thereby reducing the pump efficiency.
  • the above-mentioned Patent Document 1 exemplifies several cross-sectional shapes of seal members, all of which are liquid-tight against the inner peripheral surface of the hydraulic chamber, the inner end surface of the housing, and the side plate. I can't touch you.
  • FIG. 12 shows the seal member 105 having a V-shaped cross section, but the portion between the two lip portions 105a is the inner peripheral surface of the housing main body 100 (the inner peripheral surface of the hydraulic chamber). 101 is not in contact with the lip portion 105a, and the upper end of the lip portion 105a is liquid-tight on the inner peripheral surface 101 of the housing main body portion 100 and the inner end surface 103 of the housing cover portion 102. The lower one is not in contact with the inner peripheral surface 101 and the side plate 104 of the housing main body 100 and is not in liquid-tight contact (see the shaded portion in FIG. 12). Note that the cross-sectional view on the left side of FIG. 12 shows an intermediate portion between both end portions of the seal member 105.
  • the general cross-sectional shape of the conventional sealing member is a circle or a rectangle as disclosed in Patent Document 1, but when the cross-sectional shape is a circle, as shown in FIG.
  • the seal member 106 cannot be liquid-tightly contacted with the inner end surface 103 of the housing cover portion 102, the inner peripheral surface 101 of the housing main body portion 100, and the side plate 104.
  • the leakage of hydraulic oil from the high pressure side toward the low pressure side cannot be prevented (see the shaded portion in FIG. 13).
  • the seal member 107 has an inner end surface 103 of the housing cover portion 102 and an inner peripheral surface 101 of the housing main body portion 100 at both ends thereof. Further, it is possible to contact the side plate 104 in a liquid-tight manner, and it is possible to prevent leakage of hydraulic oil from the high pressure side toward the low pressure side.
  • the seal member 107 having a rectangular cross-sectional shape, since the cross-sectional shape is uniform, the seal member 107 is difficult to compress and deform, and in order to ensure close contact with the abutting member. Therefore, the sealing member 107 strongly presses the side plate 104 against the gear, and excessive wear or wear at the contact portion between the side plate 10 and the gear is caused. This causes problems such as burn-in and a problem that resistance at startup is large.
  • FIG. 15 shows that the volumetric efficiency ⁇ v [%], mechanical efficiency ⁇ m [%], and 3 ⁇ [%] of the mechanical efficiency ⁇ m of the hydraulic pump when the cross-sectional shape of the seal member is circular and rectangular.
  • ⁇ is the statistical standard deviation.
  • the volumetric efficiency ⁇ v and the mechanical efficiency ⁇ m were calculated by the following calculation formulas.
  • the actual flow rate and the actual input torque are actually measured values measured using a measuring instrument as appropriate, the unit of flow rate is [L / min], and the unit of torque is [Nm].
  • the theoretical flow rate [L / min] is equal to the theoretical discharge amount [c. c. / Rev] and the number of revolutions of the pump [rpm].
  • Theoretical flow rate (Theoretical discharge rate x Pump speed) / 1000
  • the theoretical torque [Nm] is equal to the theoretical discharge amount [c. c. / Rev] and discharge pressure [MPa].
  • Theoretical torque (theoretical discharge amount x discharge pressure) / (2 ⁇ )
  • the volumetric efficiency ⁇ v has a higher value when the cross-sectional shape is rectangular, and the amount of leakage is smaller than when the cross-sectional shape is circular.
  • the mechanical efficiency ⁇ m has a higher numerical value when the cross-sectional shape is circular, and it can be seen that there is less loss torque than when the cross-sectional shape is rectangular.
  • 3 ⁇ of the mechanical efficiency ⁇ m that is, variation, the case where the cross-sectional shape is circular is smaller, and it can be seen that stable mechanical efficiency ⁇ m can be obtained compared to the case where the cross-sectional shape is rectangular. .
  • the discharge capacity is set to 32c.
  • the rotation speed set to 1800 rpm and the discharge pressure set to 21 MPa. c. / Rev hydraulic pump (corresponding to the hydraulic pump in FIG. 15)
  • the diameter of the sealing member is 1.78 mm
  • the crushing rate of the sealing member is 15%
  • the length of the shaded passage in FIG. 13 is 10 mm
  • the kinematic viscosity of the hydraulic oil is 46 cSt
  • the density of the hydraulic oil is 0.87 g / cm 3
  • the pressure difference between the inlet side and the outlet side of the shaded passage is 21 MPa
  • FIG. 16 shows the relationship between the crushing rate of the seal member and the repulsive force per unit length.
  • the rectangular cross-sectional shape shows a considerably larger repulsive force than the circular cross-sectional shape.
  • the change in the repulsive force with respect to the change in the crushing rate is larger in the rectangular cross section.
  • ⁇ is a coefficient of friction between the side plate and the gear, and this is set to 0.5
  • D is an average diameter [mm] of a contact portion where the side plate and the gear come into contact with each other, and this is set to 30 mm.
  • F is the force with which the side plate is pressed against the gear, and the repulsive force of the unit length of the seal member is f [N / mm] and the length of the seal member is k [mm], and is calculated by the following equation.
  • the F f ⁇ k
  • the length k of the sealing member was 100 mm.
  • the starting torque can be reduced, that is, there is an advantage that high mechanical efficiency can be obtained, but the sealing performance at both ends is sufficient. Therefore, there is a disadvantage that the volumetric efficiency is low.
  • a seal member having a rectangular cross-sectional shape a high sealing performance is obtained at both ends thereof, and therefore an advantage that sufficient volumetric efficiency can be obtained.
  • the friction torque is large, good mechanical efficiency cannot be obtained, and there is a drawback that excessive wear and seizure are likely to occur at the contact portion between the side plate and the gear, both of which have advantages and disadvantages. It has.
  • the bearing member that supports the rotation shaft of the gear has a structure embedded in the housing cover portion, and a seal member is provided between the side plate and the inner end surface of the housing cover portion.
  • a bearing member is housed in a hydraulic chamber of a housing, and the seal member is disposed between a side plate and the bearing member.
  • the seal member needs to be in liquid-tight contact with the end surface of the bearing member, the inner peripheral surface of the hydraulic pressure chamber, and the side plate at both ends thereof.
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and in a hydraulic device provided with a seal member, the seal member separates the high-pressure side and the low-pressure side sufficiently in a liquid-tight manner at both ends thereof. It is an object of the present invention to provide a hydraulic device that is configured to be pressed against the side plate with an appropriate pressing force that does not cause baking or the like at the intermediate portion.
  • the present invention for solving the above-mentioned problems has a pair of gears each having a rotation shaft provided so as to extend outward from both end faces, and the tooth portions mesh with each other; Both ends are open, and a hydraulic chamber is housed in a state where the pair of gears are engaged with each other.
  • the hydraulic chamber has an arc-shaped inner peripheral surface along the outer peripheral surface of each gear.
  • the body A pair of bearing members disposed on both sides of each gear in the hydraulic chamber of the main body and rotatably supporting the rotation shaft of each gear; A pair of side plates respectively disposed between the pair of gears and the pair of bearing members so as to contact the end surfaces of the gears; A seal member provided between the pair of side plates and the pair of bearing members, and having elasticity to partition a space between the pair of side plates and the pair of bearing members into two spaces; A pair of cover bodies that are fixed in a liquid-tight manner to both end faces of the main body and seal the hydraulic chamber, respectively.
  • the seal member has a folded portion whose both end portions are folded back so as to be in contact with the inner circumferential surface of the hydraulic pressure chamber.
  • the sealing member is formed in a shape in which the folded portion has a first surface that contacts the side plate, a second surface that contacts the inner peripheral surface of the hydraulic chamber, and a third surface that contacts the bearing member.
  • the first surface is connected to the second surface at a substantially right angle
  • the second surface is formed to be connected to the third surface at a substantially right angle
  • the portion other than the folded portion is a portion in contact with the side plate or
  • a hydraulic device in which at least one of the portions in contact with the bearing member is formed in a shape that makes contact in a linear shape.
  • the sealing member includes the first surface in which the folded portion formed at both ends thereof contacts the side plate, the second surface that contacts the inner peripheral surface of the hydraulic chamber, and the bearing. Since it is formed in a shape having a third surface that contacts the member, the first surface is connected to the second surface at a substantially right angle, and the second surface is connected to the third surface at a substantially right angle.
  • the sealing member has a first surface in liquid-tight contact with the side plate, a second surface in liquid-tight contact with the inner peripheral surface of the hydraulic chamber, and a third surface on the bearing member. Contact liquid-tight.
  • the portion other than the folded portion of the seal member is formed in a shape in which at least one of the portion that contacts the side plate or the portion that contacts the bearing member is in a linear contact shape, it is the same with a relatively small pressing force.
  • the linear contact portion is elastically deformed, and the elastic force thereof seals the space between the side plate and the bearing member in a liquid-tight manner.
  • the hydraulic device only a relatively small pressing force is applied to the seal member, and the folded portion of the seal member contacts the inner peripheral surface of the hydraulic chamber, the side plate, and the bearing member. Then, between them is sealed in a liquid-tight manner, and in parts other than the folded portion, the side plate and the bearing member can be contacted, and between them can be sealed in a liquid-tight manner,
  • the space between the side plate and the bearing member can be divided into two in a liquid-tight manner without producing a leaking part with one connected to the high pressure side and the other connected to the low pressure side. No excessive wear or seizure occurs at the contact portion between the gear and the gear, and the resistance at the time of starting can be suppressed.
  • the folded-back portion and the folded-back portion of the sealing member are connected by a plate-shaped connecting portion. Since the seal member has a string shape and has a high degree of freedom, it is easily twisted when it is disposed between the side plate and the bearing member or during the overall assembly of the hydraulic device, For this reason, the first surface, the second surface, and the third surface may not be brought into sufficient liquid-tight contact with the side plate, the inner peripheral surface of the hydraulic chamber, and the bearing member, respectively. Therefore, if the folded portion and the portion that is folded back are connected by a connecting portion, the connecting portion serves as a reinforcement and the posture of the folded portion becomes stable.
  • the first surface, the second surface, and the third surface can be easily attached to the side plate, the inner peripheral surface of the hydraulic chamber, and the bearing member, respectively, without taking any special measures. On the other hand, it can be made to contact sufficiently in a liquid-tight state.
  • the cross-sectional shape of the folded portion of the seal member can be a rectangle.
  • the seal member can be used between the bearing member and the side plate in order to improve the adhesion to the bearing member and the side plate. It is necessary to be in a compressed state by the pressing force, and for this reason, the elastic force of the seal member causes excessive wear or seizure at the contact portion between the side plate and the gear, and the resistance at the time of starting increases.
  • By making the cross-sectional shape of only the folded portion rectangular it is possible to achieve sealing between the folded portion and the inner peripheral surface of the hydraulic chamber, the side plate, and the bearing member with a relatively small pressing force. Yes, such a problem does not occur.
  • the cross-sectional shape of the portion other than the folded portion of the seal member can be a circle.
  • the contact portion is elastically deformed with a relatively small pressing force, and the elastic force seals the space between the side plate and the bearing member.
  • the hydraulic device only a relatively small pressing force is applied to the seal member, and the folded portion of the seal member is in contact with the inner peripheral surface of the hydraulic chamber, the side plate, and the bearing member. Between the side plate and the bearing member, and in contact with the side plate and the bearing member at a portion other than the folded portion, the space between them can be sealed in a liquid-tight manner.
  • the space between the two can be divided into two in a liquid-tight manner without causing a leakage portion, with one connected to the high pressure side and the other connected to the low pressure side. Excessive wear or seizure does not occur at the contact portion, and the resistance at start-up can be suppressed.
  • the total efficiency is calculated as a value obtained by multiplying the volume efficiency eta v and mechanical efficiency eta m, according to the present invention, the volumetric efficiency eta v and mechanical efficiency eta m Since both can be increased, such total efficiency can be increased.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view in the direction of arrow AA in FIG. It is the side view which showed the side plate which concerns on this embodiment. It is the front view which showed the bush which concerns on this embodiment. It is a side view of the arrow B direction in FIG. It is the side view which showed the state which mounted
  • FIG. 7 is a partial cross-sectional view in the direction of arrow CC in FIG. 6. It is sectional drawing which showed the cross-sectional shape of the division seal which concerns on the modification of this invention.
  • the hydraulic device of this example is a hydraulic pump, and hydraulic oil is used as the hydraulic fluid.
  • the hydraulic pump 1 includes a housing 2 in which a hydraulic chamber 4 is formed, and a pair of helical gears disposed in the hydraulic chamber 4.
  • a helical gear having a tooth profile in which a continuous contact line is formed from one end portion to the other end portion in the tooth width direction at the meshing portion, each of which includes an arc portion at the tooth tip and the tooth bottom, that is, continuous Contact wire meshing gears (hereinafter simply referred to as “gears”) 20 and 25, bushes 40 and 45 as a pair of bearing members, and a pair of side plates 30 and 35.
  • the housing 2 includes a main body 3 in which the hydraulic chamber 4 having a space whose cross-sectional shape is similar to an Arabic numeral “8” is formed from one end face to the other end face.
  • a front cover 7 fixed to one end face (front end face) via a seal 11 in a liquid-tight manner, and an end cover fixed to the other end face (rear end face) of the main body 3 via a seal 12 in the same manner.
  • the hydraulic chamber 4 is closed by the front cover 7 and the end cover 8 as a pair of cover bodies.
  • One of the pair of gears 20 and 25 is a drive gear 20 and the other is a driven gear 25.
  • the gear 20 has rotary shafts 21 and 22 extending from its both end surfaces along its central axis.
  • the gear 25 has its rotary shafts 26 and 27 extending from its both end surfaces along its central axis.
  • the pair of gears 20 and 25 are inserted into the hydraulic pressure chamber 4 in a state of being engaged with each other so that the outer surface of the tooth tip is in sliding contact with the inner peripheral surface 3 a of the hydraulic pressure chamber 4.
  • the hydraulic chamber 4 is divided into a high pressure side and a low pressure side with the meshing portion of the pair of gears 20 and 25 as a boundary.
  • the end 21a of the rotary shaft 21 on the front side of the drive gear 20 is formed in a taper shape, and further, a screw portion 21b is formed at the tip thereof, and this portion is a through-hole formed in the front cover 7. It extends outward through the hole 7a, and the oil seal 10 seals between the outer peripheral surface of the rotating shaft 21 and the inner peripheral surface of the through hole 7a.
  • the main body 3 is formed with an intake hole (intake channel) 5 that communicates with the low pressure side of the hydraulic pressure chamber 4 on one side surface, and the hydraulic pressure chamber 4 is also formed on the other side surface opposite to this.
  • a discharge hole (discharge flow path) 6 leading to the high pressure side is formed.
  • the intake hole 5 and the discharge hole 6 are provided so that their respective axes are located at the center between the pair of gears 20 and 25.
  • the side plates 30 and 35 are made of a plate-like member formed in a shape imitating the Arabic numeral “8”, and the side plates 30 have through holes 31 and 32 formed therein. Through holes 36 and 37 are formed in 35.
  • the side plate 30 is disposed on the front side of the gears 20 and 25 in a state where the rotary shaft 21 is inserted into the through hole 31 and the rotary shaft 26 is inserted into the through hole 32. Is in contact with the entire front end surface including the teeth of the gears 20 and 25.
  • the side plate 35 is disposed on the rear side of the gears 20 and 25 in a state where the rotary shaft 22 is inserted into the through hole 36 and the rotary shaft 27 is inserted into the through hole 37. The surface is in contact with the entire rear end surface including the teeth of the gears 20 and 25.
  • the side plate 30 is formed with lubrication grooves 33 and 34 communicating with the inner and outer surfaces of the through holes 31 and 32, and similarly, the side plate 35 is formed on the inner surfaces of the through holes 36 and 37.
  • Lubricating grooves 38 and 39 communicating with the front and back sides are formed.
  • the bushes 40 and 45 are bearings formed in a shape imitating the Arabic numeral “8”, and the bush 40 is provided with support holes 41 and 42.
  • support holes 46 and 47 are formed in the bush 45.
  • the bush 40 is disposed on the front side of the side plate 30 with the rotating shaft 21 inserted through the support hole 41 and the rotating shaft 26 inserted through the support hole 42.
  • seal grooves 40a and 45a having a shape imitating the Arabic numeral “3” are formed on the end surfaces of the bushes 40 and 45 facing the side plates 30 and 35, respectively.
  • partition seals 50 and 55 having elasticity are arranged in the seal grooves 40a and 45a, respectively.
  • the partition seal 50 partitions a space (gap) 51 between the bush 40 and the side plate 30 into a high pressure side space 51 a and a low pressure side space 51 b, and the partition seal 55 is between the bush 45 and the side plate 35.
  • a space (gap) 51 between the bush 40 and the side plate 30 into a high pressure side space 51 a and a low pressure side space 51 b
  • the partition seal 55 is between the bush 45 and the side plate 35.
  • the hydraulic oil on the high pressure side of the hydraulic chamber 4 is guided through a flow path as appropriate, and the side plates 30 and 35 are guided by the high pressure hydraulic oil guided to the high pressure side spaces 51a and 56a.
  • the high pressure hydraulic oil in the hydraulic chamber 4 also acts on the side plates 30 and 35 on the end surfaces of the gears 20 and 25, but the pressure receiving areas in the high pressure spaces 51a and 56a are as follows. As a result, the side plates 30 and 35 are pressed against the end surfaces of the gears 20 and 25 due to the difference in their acting forces.
  • the partition seals 50 and 55 are formed with folded portions 50a and 55a, which are portions where both end portions are folded outward.
  • the cross-sectional shapes of the folded portions 50a and 55a are rectangular, and the upper surface (first surface) of the folded portions 50a and 55a is liquid-tight on the side plates 30 and 35, as shown in FIG.
  • One side surface (second surface) is in liquid-tight contact with the inner peripheral surface 3a of the main body 3 constituting the hydraulic pressure chamber 4, and the lower surface (third surface) is formed by the bushes 40, 45 ( Exactly, it is in liquid-tight contact with the bottom surfaces of the seal grooves 40a and 45a.
  • the cross-sectional circular shape of the intermediate portions 50b and 55b which are portions between the partition seals 50 and 55, excluding the folded portions 50a and 55a, is circular, and the top portion thereof is slightly different from the side plates 30 and 35.
  • the linearly and liquid-tight contact is made, and the lower part of the bush 40, 45 (precisely, the bottom surface of the seal grooves 40a, 45a) is slightly compressed and deformed.
  • the upper surfaces of the folded portions 50a and 55a and the upper ends of the intermediate portions 50b and 55b are on the same plane, and the lower surfaces of the folded portions 50a and 55a and the lower ends of the intermediate portions 50b and 55b are on the same plane. .
  • the front end surface of the bush 40 is in contact with the end surface of the front cover 7, and the rear end surface of the bush 45 is in contact with the end surface of the end cover 8, whereby the end surfaces of the gears 20, 25 and the side plates 30, 35 are connected.
  • the abutting state and the side plates 30, 35 and the partition seals 50, 55 provided on the bushes 40, 45 are in contact with each other, and the gears 20, 25, the side plates 30, 35, the partition seals 50, 55.
  • a preload is applied to the bushes 40 and 45.
  • the partition seals 50 and 55 are elastically deformed as described above by this pressure, and are in liquid-tight contact with the side plates 30 and 35 and the bushes 40 and 45, respectively, due to their elastic force.
  • high-pressure hydraulic oil acts between the folded portions 50a and 55a and the intermediate portions 50b and 55b.
  • the folded portions 50a and 55a are separated from the main body 3 by the high-pressure hydraulic oil.
  • the side surface (second surface) is in liquid-tight contact with the inner peripheral surface 3 a of the hydraulic chamber 4.
  • an appropriate pipe connected to an appropriate tank for storing hydraulic oil is connected to the intake hole 5 of the housing 2, and the discharge hole 6 is connected to the discharge hole 6.
  • an appropriate pipe connected to an appropriate hydraulic device is connected, and a drive motor is connected to the screw portion 21b of the rotating shaft 21 of the drive gear 20 as appropriate. Then, the drive motor 20 is operated to rotate the drive gear 20.
  • the driven gear 25 meshed with the drive gear 20 rotates, and the hydraulic oil in the space sandwiched between the inner peripheral surface 3a of the hydraulic pressure chamber 4 and the tooth portions of the gears 20, 25 is transferred to the gears 20, 25.
  • the discharge hole 6 side becomes the high pressure side
  • the intake hole 5 side becomes the low pressure side with the meshing part of the pair of gears 20 and 25 as a boundary.
  • the intermediate portions 50b and 55b of the partition seals 50 and 55 are circular in cross-sectional shape, so that the portion that contacts the side plates 30 and 35 and the portion that contacts the bushes 40 and 45 are in linear contact. Therefore, the collinear contact portion is elastically deformed by a relatively small pressing force, and the elastic force can seal the space between the side plates 30 and 35 and the bushes 40 and 45 in a liquid-tight manner. it can.
  • the folded-back portions 50a and 55a of the partition seals 50 and 55 have a rectangular cross-sectional shape, their upper surfaces (first surfaces) are in liquid-tight contact with the side plates 30 and 35 and their side surfaces ( The second surface) is in liquid-tight contact with the inner peripheral surface 3a of the hydraulic chamber 4, and its lower surface (third surface) is in liquid-tight contact with the bushes 40 and 45, and is liquid-tight between them. Is sealed.
  • one of the spaces 51 and 56 between the side plates 30 and 35 and the bushes 40 and 45 is connected to the high pressure side, and the other is connected to the low pressure side. In the state, it can be divided into 2 minutes without causing a leakage portion.
  • the partition seals 50 and 55 are attached to the side plates 30 and 35 and the bushes 40 and 45 in order to improve the adhesion to the side plates 30 and 55. 35 and the bushes 40 and 45 need to be compressed with a considerable pressing force. For this reason, the elastic force of the partition seals 50 and 55 causes the side plates 30 and 35 and the gears 20 and 25 to be compressed.
  • the cross-sectional shape of only the turn-up portions 50a and 55a is rectangular. Sealing between the portions 50a, 55a and the inner peripheral surface 3a of the hydraulic chamber 4, the side plates 30, 35, and the bushes 40, 45 can be achieved, and such a problem does not occur.
  • the cross-sectional shapes of the folded portions 50 a and 55 a of the partition seals 50 and 55 are the upper surface (first surface) that contacts the side plates 30 and 35 and the side surface (second surface) that contacts the inner peripheral surface 3 a of the main body 3.
  • first surface that contacts the side plates 30 and 35
  • second surface that contacts the inner peripheral surface 3 a of the main body 3.
  • the side surface (second surface) and the lower surface (third surface) contacting the bushes 40 and 45 may be connected at a substantially right angle.
  • Any shape is acceptable.
  • the other surface can take other shapes such as a convex surface as shown in FIG. 9A and a concave surface as shown in FIG. 9B.
  • the cross-sectional shape of the intermediate portions 50b and 55b may be formed such that at least one of the portion contacting the side plates 30 and 35 or the portion contacting the bushes 40 and 45 is formed in a linear contact shape.
  • Other shapes such as a triangle shown in FIG. 9C and a rhombus shown in FIG. 9D may be used.
  • FIGS. 6 to 8 are replaced with the bushes 40 ′ and 45 ′ and the partition seals 50 ′ and 55 shown in FIGS. 10 and 11. ' May be.
  • the partition seals 50 ′ and 55 ′ of this aspect are formed by connecting the folded portions 50 a ′ and 55 a ′ and the folded portions 50 c ′ and 55 c ′ at both ends thereof by plate-like connecting portions 50 d ′ and 55 d ′. It has a connected configuration.
  • the bushes 40 ′ and 45 ′ have seal grooves 40 a ′ and 45 a ′ that can be fitted with such partition seals 50 ′ and 55 ′.
  • Reference numerals 50b 'and 55b' denote intermediate portions.
  • Reference numerals 41 ′, 42 ′, 46 ′, 47 ′ are support holes.
  • the partition seals 50 and 55 described above have a string-like form, they have a high degree of freedom, and when they are loaded into the seal grooves 40a and 45a, or when the entire apparatus is assembled. Since it is easily twisted, the first surface, the second surface, and the third surface are sufficiently liquid-tight with respect to the side plates 30, 35, the inner peripheral surface 3a of the hydraulic chamber 4, and the bottom surfaces of the seal grooves 40a, 45a, respectively. The case where it cannot contact
  • the connecting portions 50d ′ and 55d ′ play a role of reinforcement, and the posture of the folded portions 50a ′ and 55a ′ becomes stable.
  • the seals 50 ′ and 55 ′ are loaded into the seal grooves 40a ′ and 45a ′, the first surface, the second surface, and the third surface can be easily attached to the side plates 30 and 35 without taking any special measures.
  • a backup member is provided to fill the gap between the partition seals 50 and 55 and the seal grooves 40a and 45a and the gap between the partition seals 50 'and 55' and the seal grooves 40a 'and 45a'. May be. In this way, the behavior of the partition seals 50, 55, 50 ', 55' can be stabilized.
  • the rotation direction of the drive gear 20 is clockwise when viewed from the front cover 7 side
  • a right-twisted helical gear is used for the drive gear 20
  • a left-twist is used for the driven gear 25.
  • a helical gear is used, the present invention is not limited to this, and a left-twisted helical gear is used as the driving gear by rotating the driving gear 20 in the left direction when viewed from the front cover 7 side.
  • a right-handed helical gear may be used.
  • helical gears are used as the gears 20 and 25.
  • the present invention is not limited to this, and spur gears may be used.
  • the hydraulic device according to the present invention is embodied as a hydraulic pump.
  • the hydraulic device may be embodied as a hydraulic motor.
  • the working liquid is not limited to working oil, and for example, a cutting fluid may be used as the working liquid.
  • the hydraulic device according to the present invention is embodied as a coolant pump.

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Abstract

　一対の歯車と、歯車が収納される液圧室を有する本体（３）と、一対の軸受部材（４０，４５）と、一対の側板（３０，３５）と、側板（３０，３５）と軸受部材（４０，４５）との間を２つの空間に区画するシール部材（５０，５５）を備える。シール部材（５０，５５）は、その両端部が液圧室の内周面（３ａ）に接触する折り返し部（５０ａ，５５ａ）を有する。折り返し部（５０ａ，５５ａ）は、側板（３０，３５）に接触する第１面が、液圧室の内周面（３ａ）に接触する第２面に略直角に接続し、第２面が軸受部材（４０，４５）に接触する第３面に略直角に接続する。折り返し部以外の部位（５０ｂ，５５ｂ）は、側板（３０，３５）に接触する部分又は軸受部材（４０，４５）に接触する部分の少なくとも一方が、線状に接触する形状に形成される。

Description

液圧装置
　本発明は、歯部が相互に噛み合う一対の歯車を備えた液圧装置に関する。
　前記液圧装置には、前記歯車を適宜駆動モータによって回転させ、この歯車の回転動作により作動液体を加圧して吐出する液圧ポンプや、予め加圧した作動液体を導入して前記歯車を回転させ、その回転軸の回転力を動力として使用する液圧モータなどがある。
　この液圧装置の一例として、従来、特開２０１３－１６７１５９号公報（特許文献１）に開示された外接歯車ポンプが知られている。このポンプは、吸入口と吐出口とを有するハウジングと、このハウジング内に相互に噛み合う状態で回転可能に収容され、そのいずれか一方が回転駆動される一対の外接歯車と、この外接歯車の端面と前記ハウジングの内端面との間に配設された側板と、側板とハウジングの内端面との間に設けられ、側板を前記外接歯車の端面に押し付けるシール部材とを備えている。
　そして、前記シール部材は、前記側板の、前記ハウジング内端面への対向面に保持される基部と、この基部からハウジングの内端面側又は側板側の少なくとも一方に延びる弾性を具備したリップ部とから構成され、このリップ部の弾性によって、前記基部又はリップ部が前記ハウジングの内端面に弾性的に当接し、かつ、前記基部又は前記リップ部が、ハウジング内に生じる油圧を受けてハウジングの内端面に押圧されるように構成されている。
　斯くして、この外接歯車ポンプによれば、外接歯車を収容したハウジングの組み付け時には、ハウジングの内端面がシール部材の基部又はリップ部に当接し、このとき基部は弾性変形せず、リップ部のみが弾性変形した状態となるため、シール部材全体が圧縮するようにハウジングを強く押し付ける必要はなく、ハウジングを組み付け易い、とのことである。
　また、ポンプの非運転時には、前記基部又はリップ部がハウジングの内端面に当接することによって、シール部材による密閉性が確保され、また、リップ部の弾性変形による弾発力によって、側板が外接歯車に押し付けられる押し付け力が確保され、一方、ポンプの運転時には、ハウジング内で生じる油圧を受けて、シール部材の基部又はリップ部がハウジングの内端面に押圧されることによって、密閉性がより確保され、更に、リップ部の弾発力により側板が外接歯車に押し付けられる押し付け力は小さく、側板と歯車との摩擦力を低減したものとなるため、駆動ロスが低減し、また、歯車の側板への焼き付き等のトラブルも回避することができるとのことである。
特開２０１３－１６７１５９号公報
　ところで、シール部材を備えた液圧装置において、当該シール部材は、側板を歯車の端面に押し付ける役割のみならず、側板とハウジング内端面との間に形成される空間を、高圧側に通じる空間と、低圧側に通じる空間との２つの空間に区分けする役割を担うものである。
　したがって、前記シール部材は、前記外接歯車が収納される液圧室の内周面に当接する部分、即ち、シール部材の両端部においては、当該液圧室の内周面、ハウジングの内端面及び側板に液密に当接して、これらとの間を封止する必要があり、また、前記両端部の間の中間部においては、ハウジングの内端面及び側板に液密に当接して、これらとの間を封止する必要がある。
　ところが、上記従来の外接歯車ポンプでは、シール部材が、弾性変形しない基部と、弾性変形するリップ部とから構成されており、その断面形状が異形状を成しているため、その両端部において、当該液圧室の内周面、ハウジングの内端面及び側板に対して液密に当接することができず、高圧側から低圧側に作動油が漏出して、ポンプの効率が低下するという問題があった。上記特許文献１には、シール部材の断面形状について、幾つかのものが例示されているが、そのいずれも、液圧室の内周面、ハウジングの内端面及び側板に対して液密に当接することができない。
　図１２には、断面形状がＶ字状をしたシール部材１０５を示しているが、２つのリップ部１０５ａの間の部分が、ハウジング本体部１００の内周面（液圧室の内周面）１０１に当接しておらず、また、リップ部１０５ａの丸みを持った先端部が、上側のものについては、ハウジング本体部１００の内周面１０１及びハウジングカバー部１０２の内端面１０３に液密に当接しておらず、下側のものは、ハウジング本体部１００の内周面１０１及び側板１０４に液密に当接していない（図１２の網掛けを付した部分を参照）。尚、図１２の左側の断面図は、シール部材１０５の両端部の間の中間部分を示したものである。
　従来のシール部材のごく一般的な断面形状は、特許文献１にも開示される通り、円形や矩形であるが、断面形状が円形の場合には、図１３に示すように、上記特許文献１の場合と同様、シール部材１０６は、その両端部が、ハウジングカバー部１０２の内端面１０３、ハウジング本体部１００の内周面１０１及び側板１０４に液密に当接することができず、このため、高圧側からの低圧側に向けた作動油の漏出を防止することができない（図１３の網掛けを付した部分を参照）。
　一方、断面形状が矩形の場合には、図１４に示すように、その形状故に、シール部材１０７は、その両端部において、ハウジングカバー部１０２の内端面１０３、ハウジング本体部１００の内周面１０１及び側板１０４に液密に当接することができ、高圧側から低圧側に向けた作動油の漏出を防止することが可能である。
　しかしながら、断面形状が矩形のシール部材１０７の場合には、その断面形状が一様であるが故に、圧縮変形し難く、当接する部材との間の密接性を確保するには、当該シール部材１０７を相手部材に対して、かなり強い力で押しつける必要があり、このため、シール部材１０７は、側板１０４を歯車に対して強く押し付けることになり、側板１０と歯車との接触部における過度の摩耗や焼き付けなどの問題を生じ、また、起動時の抵抗が大きいという問題を生じる。
　図１５に、シール部材の断面形状が円形である場合と、矩形である場合における、油圧ポンプの容積効率ηｖ［％］、機械効率ηｍ［％］及び機械効率ηｍの３σ［％］を示している（但し、σは統計上の標準偏差である）。尚、この例では、吐出能力（＝理論吐出量）が３２［ｃ．ｃ．／ｒｅｖ］の油圧ポンプを用い、作動油には動粘度が４６ｃＳｔのものを用いた。また、容積効率ηｖ及び機械効率ηｍは、以下の算出式により算出した。
容積効率ηｖ＝（（理論流量－漏れ流量）／理論流量）×１００
　　　　　　＝（実流量／理論流量）×１００
機械効率ηｍ＝（理論トルク／（理論トルク＋損失トルク））×１００
　　　　　　＝（理論トルク／実入力トルク）×１００
尚、実流量及び実入力トルクは適宜計測器を用いて計測した実測値であり、流量の単位は［Ｌ／ｍｉｎ］、トルクの単位は［Ｎｍ］である。
また、前記理論流量［Ｌ／ｍｉｎ］は、理論吐出量［ｃ．ｃ．／ｒｅｖ］及びポンプの回転数［ｒｐｍ］から、下式によって算出される。
理論流量＝（理論吐出量×ポンプの回転数）／１０００
また、前記理論トルク［Ｎｍ］は、理論吐出量［ｃ．ｃ．／ｒｅｖ］及び吐出圧力［ＭＰａ］から、下式によって算出される。
理論トルク＝（理論吐出量×吐出圧力）／（２π）
　図１５に示すように、容積効率ηｖは、断面形状が矩形の場合の方が数値が高くなっており、断面形状が円形の場合に比べて漏れ量が少ないことが分かる。一方、機械効率ηｍは、断面形状が円形の場合の方が数値が高くなっており、断面形状が矩形の場合に比べて損失トルクが少ないことが分かる。また、機械効率ηｍの３σ、即ちバラツキについても、断面形状が円形の場合の方が小さくなっており、断面形状が矩形の場合に比べて、安定した機械効率ηｍが得られることが分かる。
　因みに、例えば、回転数を１８００ｒｐｍ、吐出圧力を２１ＭＰａにそれぞれ設定した、吐出能力が３２ｃ．ｃ．／ｒｅｖの油圧ポンプ（図１５の油圧ポンプに相当）を用い、シール部材の直径を１．７８ｍｍ、シール部材のつぶし率を１５％、図１３において網掛けを付した通路の長さを１０ｍｍ、作動油の動粘度を４６ｃＳｔ、作動油の密度を０．８７ｇ／ｃｍ３、網掛けを付した通路の入口側と出口側との圧力差を２１ＭＰａとした場合に、シール部材が、図１３に示すような、円形の断面形状である場合には、その網掛けを付した部分を通じた理論的な漏れ量は、０．４Ｌ／ｍｉｎとなる。そして、油圧ポンプ全体では、この網掛けを付した通路が４カ所あるので、油圧ポンプ全体としての漏れ量は１．６Ｌ／ｍｉｎとなり、この漏れ量は容積効率ηｖを３％程度低下させることになる。この結果は、図１５に示した例に符合している。尚、前記つぶし率は、次式による。
つぶし率＝（シール部材のつぶれ量／シール部材の元の直径）
　また、シール部材のつぶし率と単位長さ当たりの反発力との関係を図１６に示す。この図から分かるように、断面形状が矩形の方が、断面形状が円形の場合に比べて、かなり大きな反発力を示すことが分かる。また、つぶし率の変動に対する反発力の変化も矩形断面の方が大きい。尚、断面形状が矩形の場合のつぶし率は、次式による。
つぶし率＝（シール部材のつぶれ量／シール部材のつぶし方向の元の寸法）
　そして、つぶし率と単位長さ当たりの反発力とがこのような関係を有するシール部材を用いた場合の、油圧ポンプにおける当該シール部材に起因した摩擦トルクは、図１７に示すようになる。尚、この摩擦トルクＴ［Ｎｍ］は、次式により算出した。
Ｔ＝４×μ×Ｆ×Ｄ×１０－３／２
但し、μは、側板と歯車との間の摩擦係数であり、これを０．５とした。
また、Ｄは、側板と歯車が接触する接触部分の平均直径［ｍｍ］であり、これを３０ｍｍとした。
また、Ｆは、側板が歯車に押し付けられる力であって、シール部材の単位長さの反発力をｆ［Ｎ／ｍｍ］、シール部材の長さをｋ［ｍｍ］として、次式により算出される。
Ｆ＝ｆ×ｋ
尚、シール部材の長さｋは、これを１００ｍｍとした。
　図１７に示すように、シール部材の断面形状が矩形である場合には、断面形状が円形である場合に比べて、摩擦トルク、即ち、起動トルクがかなり大きくなっている。また、断面形状が矩形の場合には、つぶし率の変化に対する反発力の変化が大きいため、摩擦トルクの変化も大きくなる。このことは、図１５に示した機械効率ηｍの３σについての結果とも符合する。
　以上のように、断面形状が円形のシール部材の場合には、起動トルクを小さく抑えることができ、即ち、高い機械効率を得ることができるという利点がある反面、その両端部におけるシール性が十分でないために容積効率が低いという欠点があり、一方、断面形状が矩形のシール部材の場合には、その両端部において高いシール性が得られることから、十分な容積効率を得ることができるという利点がある反面、摩擦トルクが大きいために、良好な機械効率を得ることができず、側板と歯車との接触部における過度の摩耗や焼き付けなどの問題を生じ易いという欠点があり、両者とも一長一短を有しているのである。
　尚、特許文献１では、歯車の回転軸を支承する軸受部材が、ハウジングカバー部に埋設された構成を備え、側板とハウジングカバー部の内端面との間にシール部材が設けられているが、従来、軸受部材がハウジングの液圧室内に収納され、前記シール部材が側板と軸受部材との間に配設された構成のものもある。この場合、シール部材は、その両端部において、軸受部材の端面、液圧室の内周面及び側板に対して液密に当接する必要がある。
　本発明は以上の実情に鑑みなされたものであって、シール部材を備えた液圧装置において、シール部材が、その両端部では、高圧側と低圧側とを十分液密に分離し、両端部間の中間部では、側板に対して、焼き付け等の生じない適度な押付力で押し付けられるように構成された液圧装置の提供を、その目的とする。
　上記課題を解決するための本発明は、両端面からそれぞれ外方に延出するように設けられた回転軸を有し、且つ歯部が相互に噛み合う一対の歯車と、
　両端部が開口し、且つ内部に前記一対の歯車が噛み合った状態で収納される液圧室を有し、該液圧室は前記各歯車の外周面に沿った円弧状の内周面を有する本体と、
　前記本体の液圧室内において、前記各歯車の両側に配設され、前記各歯車の回転軸を回転自在に支持する一対の軸受部材と、
　前記一対の歯車と前記一対の軸受部材との間に、前記各歯車の端面に当接するようにそれぞれ配設された一対の側板と、
　前記一対の側板と前記一対の軸受部材との間にそれぞれ配設され、該一対の側板と一対の軸受部材との間の空間を、２つの空間に区画する弾性を具備したシール部材と、
　前記本体の両端面にそれぞれに液密状に固設されて前記液圧室を封止する一対のカバー体とを備え、
　前記シール部材は、その両端部が、前記液圧室の内周面に接触するように折り返された折り返し部を有し、該折り返し部において、前記液圧室の内周面、前記側板及び前記軸受部材に接触して、これらとの間を液密状に封止し、該折り返し部以外の部位において、前記側板及び前記軸受部材に接触して、これらとの間を液密状に封止するように構成された液圧装置において、
　前記シール部材は、その前記折り返し部が、前記側板に接触する第１面、前記液圧室の内周面に接触する第２面及び前記軸受部材に接触する第３面を有する形状に形成されるとともに、第１面は第２面に略直角に接続し、第２面は第３面に略直角に接続するように形成され、前記折り返し部以外の部位は、前記側板に接触する部分又は前記軸受部材に接触する部分の少なくとも一方が、線状に接触する形状に形成された液圧装置。
　この液圧装置では、上記のように、シール部材は、その両端部に形成された折り返し部が、側板に接触する第１面、液圧室の内周面に接触する第２面及び前記軸受部材に接触する第３面を有する形状に形成されるとともに、第１面は第２面に略直角に接続し、第２面は第３面に略直角に接続するように形成されているので、シール部材は、その折り返し部において、その第１面が側板に液密に当接し、第２面が液圧室の内周面に液密に当接し、また、第３面が軸受部材に液密に当接する。
　一方、シール部材の前記折り返し部以外の部位は、側板に接触する部分又は軸受部材に接触する部分の少なくとも一方が、線状に接触する形状に形成されているので、比較的小さな押付力で同線状接触部が弾性変形し、その弾発力によって、側板との間及び軸受部材との間を液密状に封止する。
　斯くして、本発明に係る液圧装置によれば、シール部材に比較的小さな押付力を作用させるだけで、シール部材の折り返し部では、液圧室の内周面、側板及び軸受部材に接触して、これらとの間を液密状に封止し、折り返し部以外の部位においては、側板及び軸受部材に接触して、これらとの間を液密状に封止することができるので、側板と軸受部材との間の空間を、一方が高圧側に接続し、他方が低圧側に接続した状態で、漏出部を生じることなく、液密状に２分することができ、また、側板と歯車との接触部に過度の摩耗や焼き付けなどが生じることはなく、起動時の抵抗も抑えることができる。
　尚、本発明では、前記シール部材は、前記折り返し部と、その折り返し元の部位とが、板状の連結部によって連結されているのが好ましい。シール部材は、紐状を有しており、その自由度が高いため、これを側板と軸受部材との間に配設する際や、液圧装置の全体的な組み立ての際に、捩じれ易く、このため、前記第１面、第２面及び第３面を、それぞれ前記側板、液圧室の内周面及び軸受部材に対して十分に液密状に当接させることができない場合を生じる。そこで、前記折り返し部とその折り返し元の部位とを連結部によって連結すれば、この連結部が補強の役割を果たして、当該折り返し部の姿勢が安定したものとなるため、シール部材を側板と軸受部材との間に配設する際に、特段の処置を講じなくても、容易に、前記第１面、第２面及び第３面を、それぞれ側板、液圧室の内周面及び軸受部材に対して十分に液密状に当接させることが可能になる。
　また、前記シール部材の折り返し部の横断面形状は、これを矩形とすることができる。上述したように、シール部材の横断断面形状を、その全体にわたって矩形にすると、軸受部材及び側板への密着性を高めるためには、当該シール部材を、軸受部材と側板との間で、相当の押付力で圧縮した状態にする必要があり、このため、シール部材の弾発力によって、側板と歯車との接触部に過度の摩耗や焼き付けなどが生じ、また、起動時の抵抗が大きくなるが、折り返し部のみの横断面形状を矩形とすることで、比較的小さな押付力によって、当該折り返し部と、液圧室の内周面、側板及び軸受部材との間の封止を達成することができ、このような問題が生じることはない。
　また、前記シール部材の折り返し部以外の部位の横断面形状は、これを円形とすることができる。横断面形状が円形の場合、比較的小さな押付力で接触部が弾性変形するとともに、その弾発力によって、側板との間及び軸受部材との間が液密状に封止される。
　本発明に係る液圧装置によれば、シール部材に比較的小さな押付力を作用させるだけで、シール部材の折り返し部では、液圧室の内周面、側板及び軸受部材に接触して、これらとの間を液密状に封止し、折り返し部以外の部位においては、側板及び軸受部材に接触して、これらとの間を液密状に封止することができるので、側板と軸受部材との間の空間を、一方が高圧側に接続し、他方が低圧側に接続した状態で、漏出部を生じることなく、液密状に２分することができ、また、側板と歯車との接触部に過度の摩耗や焼き付けなどが生じることはなく、起動時の抵抗も抑えることができる。また、液圧装置の場合には、その総効率は容積効率ηｖと機械効率ηｍとを乗じた値で計算されるが、本発明によれば、容積効率ηｖと機械効率ηｍの双方を高めることができるので、かかる総効率を高めることができる。
本発明の一実施形態に係る油圧ポンプを示した正断面図である。 図１における矢視Ａ－Ａ方向の断面図である。 本実施形態に係る側板を示した側面図である。 本実施形態に係るブッシュを示した正面図である。 図４における矢視Ｂ方向の側面図である。 図５のブッシュに区画シールを装着した状態を示した側面図である。 本実施形態に係る区画シールの折り返し部を拡大して示した部分斜視図である。 図６における矢視Ｃ－Ｃ方向の部分断面図である。 本発明の変形例に係る区画シールの断面形状を示した断面図である。 本発明の他の実施形態に係るブッシュ及び区画シールを示した側面図である。 図１０における矢視Ｄ－Ｄ方向の部分断面図である。 従来の液圧装置における問題点を説明するための説明図である。 従来の液圧装置における問題点を説明するための説明図である。 従来の液圧装置における問題点を説明するための説明図である。 従来の液圧装置における問題点を説明するための説明図である。 従来の液圧装置における問題点を説明するための説明図である。 従来の液圧装置における問題点を説明するための説明図である。
　以下、本発明の具体的な実施の形態について、図面に基づき説明する。尚、本例の液圧装置は油圧ポンプであり、作動液体として作動油を用いるものとする。
　図１及び図２に示すように、この油圧ポンプ１は、内部に液圧室４が形成されたハウジング２と、この液圧室４内に配設された一対のはすば歯車であって、それぞれ歯先及び歯底に円弧部が含まれ、噛み合い部で歯幅方向の一方の端部から他方の端部にかけて連続した接触線が形成される歯形を有するはすば歯車、即ち、連続接触線噛合歯車（以下、単に「歯車」という）２０，２５と、一対の軸受部材たるブッシュ４０，４５、及び一対の側板３０，３５とを備える。
　前記ハウジング２は、一方の端面から他方の端面に向けて、断面形状がアラビア数字の「８」を模した形状の空間を有する前記液圧室４が形成された本体３と、この本体３の一方端面（前端面）にシール１１を介して液密状に固定されたフロントカバー７と、同様に本体３の他方端面（後端面）にシール１２を介して液密状に固定されたエンドカバー８とから構成され、これら一対のカバー体たるフロントカバー７及びエンドカバー８によって前記液圧室４が閉塞されている。
　前記一対の歯車２０，２５は、一方が駆動歯車２０、他方が従動歯車２５である。駆動歯車２０の回転方向をフロントカバー７から見て右回転で使用する場合、駆動歯車２０の歯部は右ねじれとなり、従動歯車２５の歯部は左ねじれとなる。歯車２０は、その両端面からその中心軸に沿ってそれぞれ回転軸２１，２２が延設され、同様に、歯車２５は、その両端面からその中心軸に沿ってそれぞれ回転軸２６，２７が延設されており、これら一対の歯車２０，２５は、相互に噛み合った状態で前記液圧室４内に挿入されて、その歯先外面が前記液圧室４の内周面３ａに摺接するようになっており、前記液圧室４は、この一対の歯車２０，２５の噛み合い部を境に、高圧側と低圧側とに二分される。また、駆動歯車２０の前方側の回転軸２１の端部２１ａはテーパ状に形成され、更にその先端にはねじ部２１ｂが形成されており、同部は、前記フロントカバー７に形成された貫通穴７ａを通じて外方に延出し、同回転軸２１の外周面と貫通穴７ａの内周面との間がオイルシール１０によってシールされている。
　前記本体３には、その一方の側面に前記液圧室４の低圧側に通じる取入れ穴（取入れ流路）５が形成されるとともに、これと相対する他方の側面に、同じく前記液圧室４の高圧側に通じる吐出し穴（吐出し流路）６が形成されている。そして、これら取入れ穴５及び吐出し穴６は、それぞれの軸線が前記一対の歯車２０，２５間の中心に位置するように設けられている。
　図３に示すように、前記側板３０，３５は、アラビア数字の「８」を模した形状に形成された板状の部材からなり、側板３０には、貫通穴３１，３２が形成され、側板３５には、貫通穴３６，３７が形成されている。そして、側板３０は、その貫通穴３１に前記回転軸２１が挿通されるとともに、貫通穴３２に前記回転軸２６が挿通された状態で、歯車２０，２５の前側に配設され、その対向面が歯車２０，２５の歯部を含む前端面全面に当接した状態となっている。一方、側板３５は、その貫通穴３６に前記回転軸２２が挿通されるとともに、貫通穴３７に前記回転軸２７が挿通された状態で、歯車２０，２５の後側に配設され、その対向面が歯車２０，２５の歯部を含む後端面全面に当接した状態となっている。
　また、側板３０には、前記貫通穴３１，３２の内周面に、表裏に通じる潤滑溝３３，３４が形成され、同様に、側板３５には、前記貫通穴３６，３７の内周面に、表裏に通じる潤滑溝３８，３９が形成されている。前記一対の歯車２０，２５が回転する際に、これら潤滑溝３３，３４，３８，３９を介して、当該歯車２０，２５の端面及び歯底に作動油が導かれ、これにより歯車２０，２５の歯底を冷却することができるとともに、歯車２０，２５と側板３０，３５との間を潤滑して両者の間の摩擦を低減することができるようになっている。
　図４及び図５に示すように、前記ブッシュ４０，４５は、アラビア数字の「８」を模した形状に形成された軸受であり、ブッシュ４０には、支持穴４１，４２が形成され、同様に、ブッシュ４５には、支持穴４６，４７が形成されている。そして、ブッシュ４０は、その支持穴４１に前記回転軸２１が挿通されるとともに、支持穴４２に前記回転軸２６が挿通された状態で、前記側板３０の前側に配設され、一方、ブッシュ４５は、その支持穴４６に前記回転軸２２が挿通されるとともに、支持穴４７に前記回転軸２７が挿通された状態で、前記側板３５の後側に配設されており、それぞれ、前記回転軸２１，２２，２６，２７を回転自在に支持する。
　また、ブッシュ４０，４５の、前記側板３０，３５と対向する端面には、アラビア数字の「３」を模した形状のシール溝４０ａ，４５ａが形成されている。そして、図６に示すように、このシール溝４０ａ，４５ａ内に、それぞれ弾性を有する区画シール５０，５５が配設されている。
　この区画シール５０は、ブッシュ４０と側板３０との間の空間（隙間）５１を高圧側の空間５１ａと低圧側の空間５１ｂとに区画し、区画シール５５は、ブッシュ４５と側板３５との間の空間（隙間）５６を高圧側の空間５６ａと低圧側の空間５６ｂとに区画するものであり、区画シール５０，５５によって区画された隙間５１，５６の高圧側の空間５１ａ，５６ａには、適宜流路を介して前記液圧室４の高圧側の作動油が導かれるようになっており、前記側板３０，３５は、高圧側の空間５１ａ，５６ａに導かれた高圧の作動油によって、歯車２０，２５の端面にそれぞれ押し付けられ、これにより、各端面を介して、高圧側の作動油が低圧側にリークするのが防止される。尚、側板３０，３５には、その歯車２０，２５側の端面にも液圧室４内の高圧の作動油が作用するが、高圧側の空間５１ａ，５６ａ内の受圧面積は、歯車２０，２５側の受圧面積よりも大きくなっており、この結果、側板３０，３５は、その作用力の差によって歯車２０，２５の端面に押し付けられる。
　また、同図６に示すように、前記区画シール５０，５５には、その両端部が外側に向けて折り返された部分である折り返し部５０ａ，５５ａが形成されている。図７及び図８に示すように、この折り返し部５０ａ，５５ａの横断面形状は矩形をしており、図８に示すように、その上面（第１面）は、側板３０，３５に液密に当接し、その一方の側面（第２面）は、液圧室４を構成する本体３の内周面３ａに液密に当接し、その下面（第３面）は、ブッシュ４０，４５（正確にはシール溝４０ａ，４５ａの底面）に液密に当接している。
　また、区画シール５０，５５の折り返し部５０ａ，５５ａを除く、その間の部分である中間部５０ｂ，５５ｂの横断円形状は円形をしており、その頂部が前記側板３０，３５に対して、若干の圧縮変形を伴って、線状且つ液密に接触するとともに、同様に、その下部が前記ブッシュ４０，４５（正確にはシール溝４０ａ，４５ａの底面）に対して、若干圧縮変形を伴って、線状且つ液密に接触している。尚、前記折り返し部５０ａ，５５ａの上面と中間部５０ｂ，５５ｂの上端部は同一の平面上にあり、折り返し部５０ａ，５５ａの下面と中間部５０ｂ，５５ｂの下端部は同一の平面上にある。
　また、ブッシュ４０の前端面はフロントカバー７の端面に当接し、ブッシュ４５の後端面はエンドカバー８の端面に当接しており、これにより、歯車２０，２５の端面と側板３０，３５とが当接した状態、及び側板３０，３５とブッシュ４０，４５に設けた区画シール５０，５５とがそれぞれ当接した状態となるとともに、これら歯車２０，２５、側板３０，３５、区画シール５０，５５及びブッシュ４０，４５に予圧が付与された状態となっている。
　尚、区画シール５０，５５は、この与圧によって、上記のように弾性変形するとともに、その弾発力によって、側板３０，３５及びブッシュ４０，４５に対してそれぞれ液密に当接している。また、図８において、前記折り返し部５０ａ，５５ａと中間部５０ｂ，５５ｂとの間には、高圧の作動油が作用しており、当該折り返し部５０ａ，５５ａは、この高圧の作動油によって本体３の内周面３ａに押し付けられ、その側面（第２面）が液圧室４の内周面３ａに液密に当接している。
　以上の構成を備えた本例の油圧ポンプ１によれば、前記ハウジング２の取入れ穴５に、作動油を貯留する適宜タンク内に接続された適宜配管を接続するとともに、前記吐出し穴６に、適宜油圧機器が接続された適宜配管を接続し、また、前記駆動歯車２０の回転軸２１のねじ部２１ｂに適宜駆動モータを接続する。そして、前記駆動モータを作動させて駆動歯車２０を回転させる。
　これにより、駆動歯車２０に噛み合った従動歯車２５が回転し、前記液圧室４の内周面３ａと各歯車２０，２５の歯部によって挟まれた空間の作動油が、各歯車２０，２５の回転によって吐出し穴６側に移送され、前記一対の歯車２０，２５の噛み合い部を境として、吐出し穴６側が高圧側に、取入れ穴５側が低圧側になる。
　そして、作動油が吐出し穴６側に移送されることによって取入れ穴５側が負圧になると、タンク内の作動油が配管及び取入れ穴５を介して低圧側の前記液圧室４内に吸引され、同様に前記液圧室４の内周面と各歯車２０，２５の歯部によって挟まれた空間の作動油が、各歯車２０，２５の回転によって吐出し穴６側に移送され、高圧に加圧されて吐出し穴６及び配管を介して油圧機器に送られる。
　また、本例の油圧ポンプ１においては、ブッシュ４０，４５と側板３０，３５との間の隙間５１，５６に高圧の作動油が導かれ、この作動油の作用によって側板３０，３５が歯車２０，２５の端面に押し付けられるため、歯車２０，２５の端面を介した作動油のリークが防止される。
　そして、区画シール５０，５５の中間部５０ｂ，５５ｂは、その横断面形状が円形をしているので、側板３０，３５に接触する部分及びブッシュ４０，４５に接触する部分が、線状に接触するので、比較的小さな押付力で同線状接触部が弾性変形し、その弾発力によって、側板３０，３５との間及びブッシュ４０，４５との間を液密状に封止することができる。
　また、区画シール５０，５５の折り返し部５０ａ，５５ａは、その横断面形状が矩形をしているので、その上面（第１面）は、側板３０，３５に液密に当接し、その側面（第２面）は、液圧室４の内周面３ａに液密に当接し、その下面（第３面）は、ブッシュ４０，４５に液密に当接し、これらとの間を液密状に封止している。
　斯くして、本例の区画シール５０，５５によれば、側板３０，３５とブッシュ４０，４５との間の空間５１，５６を、一方が高圧側に接続し、他方が低圧側に接続した状態で、漏出部を生じることなく、２分することができる。また、区画シール５０，５５の横断断面形状を、その全体にわたって矩形にすると、側板３０，３５及びブッシュ４０，４５への密着性を高めるためには、当該区画シール５０，５５を、側板３０，３５とブッシュ４０，４５との間で、相当の押付力で圧縮した状態にする必要があり、このため、区画シール５０，５５の弾発力によって、側板３０，３５と歯車２０，２５との接触部に過度の摩耗や焼き付けなどが生じ、起動時の抵抗が大きくなるが、本例では、折り返し部５０ａ，５５ａのみの横断面形状を矩形としているので、比較的小さな押付力によって、当該折り返し部５０ａ，５５ａと、液圧室４の内周面３ａ、側板３０，３５及びブッシュ４０，４５との間の封止を達成することができ、このような問題が生じることはない。
　以上、本発明の一実施形態について説明したが、本発明の採り得る具体的な態様は何らこれに限定されるものではない。
　例えば、区画シール５０，５５の折り返し部５０ａ，５５ａの横断面形状は、側板３０，３５に接触する上面（第1面）と、本体３の内周面３ａに接触する側面（第２面）とが略直角に接続するとともに、側面（第２面）と、ブッシュ４０，４５に接触する下面（第３面）とが略直角に接続していれば良く、他の面の形状はどのような形状でも良い。例えば、当該他の面は、図９（ａ）に示すような凸面や、図９（ｂ）に示すような凹面など、他の形状を採り得る。また、中間部５０ｂ，５５ｂの横断面形状も、側板３０，３５に接触する部分又はブッシュ４０，４５に接触する部分の少なくとも一方が、線状に接触する形状に形成されていれば良く、例えば、図９（ｃ）に示す三角形や、図９（ｄ）に示すようなひし形など、他の形状であっても良い。
　また、図６乃至図８に示したブッシュ４０，４５及び区画シール５０，５５は、これに代えて、図１０及び図１１に示した態様のブッシュ４０’，４５’及び区画シール５０’，５５’であっても良い。
　この態様の区画シール５０’，５５’は、その両端部において、折り返し部５０ａ’，５５ａ’と、その折り返し元の部位５０ｃ’，５５ｃ’とが、板状の連結部５０ｄ’，５５ｄ’によって連結された構成を備えている。そして、ブッシュ４０’，４５’は、このような区画シール５０’，５５’を嵌め込むことが可能な形状のシール溝４０ａ’，４５ａ’を有している。尚、符号５０ｂ’，５５ｂ’は中間部である。また、符号４１’，４２’，４６’，４７’は支持穴である。
　上述した区画シール５０，５５は、紐状をした形態を有しているが故に、その自由度が高く、これをシール溝４０ａ，４５ａに装填する際や、装置の全体的な組み立ての際に捩じれ易いため、その第１面、第２面及び第３面を、それぞれ側板３０，３５、液圧室４の内周面３ａ及びシール溝４０ａ，４５ａの底面に対して十分に液密状に当接させることができない場合を生じる。そこで、図１０及び図１１に示した態様の区画シール５０’，５５’のように、その両端部において、折り返し部５０ａ’，５５ａ’と、その折り返し元の部位５０ｃ’，５５ｃ’とを、板状の連結部５０ｄ’，５５ｄ’によって連結すれば、この連結部５０ｄ’，５５ｄ’が補強の役割を果たして、当該折り返し部５０ａ’，５５ａ’の姿勢が安定したものとなるため、この区画シール５０’，５５’をシール溝４０ａ’，４５ａ’に装填する際に、特段の処置を講じなくても、容易に、その第１面、第２面及び第３面を、側板３０，３５、液圧室４の内周面３ａ及びシール溝４０ａ’，４５ａ’の底面に対して十分に液密状に当接させることが可能になり、同部における十分なシール性を確保することができる。
　上述した各例において、区画シール５０，５５とシール溝４０ａ，４５ａとの間の隙間、並びに区画シール５０’，５５’とシール溝４０ａ’，４５ａ’との間の隙間を埋めるバックアップ部材を設けても良い。このようにすれば、区画シール５０，５５，５０’，５５’の挙動を安定したものとすることができる。
　また、上例の油圧ポンプ１においては、駆動歯車２０の回転方向をフロントカバー７側から見て右回転として、駆動歯車２０に右ねじれのはすば歯車を用い、従動歯車２５に左ねじれのはすば歯車を用いたが、これに限られるものではなく、駆動歯車２０の回転方向をフロントカバー７側から見て左回転として、駆動歯車に左ねじれのはすば歯車を用い、従動歯車に右ねじれのはすば歯車を用いるようにしても良い。
　また、上例では、歯車２０，２５として、はすば歯車を用いたが、これに限られるものではなく、平歯車を用いても良い。
　更に、上例では、本発明に係る液圧装置を油圧ポンプとして具現化したものを例示したが、これに限られるものではなく、例えば、これを油圧モータとして具現化しても良い。また、作動液体についても、作動油に限られるものではなく、例えば、切削液を作動液体としても良い。この場合、本発明に係る液圧装置はクーラントポンプとして具現化される。
　１　　油圧ポンプ
　２　　ハウジング
　３　　本体
　３ａ　内周面
　４　　液圧室
　７　　フロントカバー
　８　　エンドカバー
　２０，２５　（はすば）歯車
　２１，２２，２６，２７　回転軸
　３０，３５　側板
　４０，４５　ブッシュ
　４０ａ，４５ａ　シール溝
　５０，５５　区画シール
　５０ａ，５５ａ　折り返し部
　５０ｂ，５５ｂ　中間部
 

Claims (4)

  1. 　両端面からそれぞれ外方に延出するように設けられた回転軸を有し、且つ歯部が相互に噛み合う一対の歯車と、
    　両端部が開口し、且つ内部に前記一対の歯車が噛み合った状態で収納される液圧室を有し、該液圧室は前記各歯車の外周面に沿った円弧状の内周面を有する本体と、
    　前記本体の液圧室内において、前記各歯車の両側に配設され、前記各歯車の回転軸を回転自在に支持する一対の軸受部材と、
    　前記一対の歯車と前記一対の軸受部材との間に、前記各歯車の端面に当接するようにそれぞれ配設された一対の側板と、
    　前記一対の側板と前記一対の軸受部材との間にそれぞれ配設され、該一対の側板と一対の軸受部材との間の空間を、２つの空間に区画する弾性を具備したシール部材と、
    　前記本体の両端面にそれぞれに液密状に固設されて前記液圧室を封止する一対のカバー体とを備え、
    　前記シール部材は、その両端部が、前記液圧室の内周面に接触するように折り返された折り返し部を有し、該折り返し部において、前記液圧室の内周面、前記側板及び前記軸受部材に接触して、これらとの間を液密状に封止し、該折り返し部以外の部位において、前記側板及び前記軸受部材に接触して、これらとの間を液密状に封止するように構成された液圧装置において、
    　前記シール部材は、その前記折り返し部が、前記側板に接触する第１面、前記液圧室の内周面に接触する第２面及び前記軸受部材に接触する第３面を有する形状に形成されるとともに、第１面は第２面に略直角に接続し、第２面は第３面に略直角に接続するように形成され、前記折り返し部以外の部位は、前記側板に接触する部分又は前記軸受部材に接触する部分の少なくとも一方が、線状に接触する形状に形成されていることを特徴とする液圧装置。
  2. 　前記シール部材は、前記折り返し部と、その折り返し元の部位とが、板状の連結部によって連結されていることを特徴とする請求項１記載の液圧装置。
  3. 　前記シール部材は、前記折り返し部の横断面形状が矩形であることを特徴とする請求項１又は２記載の液圧装置。
  4. 　前記シール部材は、前記折り返し部以外の部位の横断面形状が円形であることを特徴とする請求項１乃至３記載のいずれかの液圧装置。
     
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