JP2013060924A - Internal gear pump - Google Patents
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Abstract
Description
この発明は、歯数がｎのインナーロータと、歯数が（ｎ＋１）のアウターロータを備える内接歯車ポンプ、詳しくは、騒音・振動特性（以下ＮＶ特性と言う）を改善した内接歯車ポンプに関する。 The present invention relates to an internal gear pump including an inner rotor having n teeth and an outer rotor having (n + 1) teeth, and more specifically, an internal gear pump having improved noise and vibration characteristics (hereinafter referred to as NV characteristics). About.
首記の歯数がｎ及び（ｎ＋１）のインナーロータとアウターロータを偏心配置にして組み合わせ、その２者からなるポンプロータをハウジングのロータ室に収納して構成される内接歯車ポンプは、車のエンジンの潤滑用や自動変速機（ＡＴ）用のオイルポンプなどとして利用されている。 An internal gear pump configured by combining an inner rotor and an outer rotor with n and (n + 1) teeth arranged in an eccentric arrangement and housing a pump rotor consisting of the two in a rotor chamber of a housing It is used as an oil pump for engine lubrication and automatic transmission (AT).
その内接歯車ポンプは、ハウジングのロータ室の端面に吸入ポートと吐出ポートを有する。吸入ポート終端と吐出ポート始端間は、インナーロータとアウターロータの歯間に作り出されるチャンバ（ポンプ室）を吸入ポートと吐出ポートから切り離す閉じ込み部として構成されており、前記チャンバが吸入ポートに面して面積（容積）を拡大しながら移動する間にそのチャンバに液体が吸入され、チャンバが吐出ポートに面して面積を縮小しながら移動する間にチャンバ内の液体が吐出ポートに送り出される。 The internal gear pump has a suction port and a discharge port on the end face of the rotor chamber of the housing. The end between the suction port end and the discharge port start end is configured as a closed portion that separates the chamber (pump chamber) created between the teeth of the inner rotor and the outer rotor from the suction port and the discharge port, and the chamber faces the suction port. Then, the liquid is sucked into the chamber while moving while expanding the area (volume), and the liquid in the chamber is sent out to the discharge port while moving toward the discharge port while reducing the area.
この内接歯車ポンプには、下記ａ）〜ｄ）に掲げるようなものが存在する。これ等は、ロータの歯形が異なる。
ａ）サイクロイド曲線の歯形を採用したポンプ。
ｂ）基礎円上を滑りなく転がる転円の半径上の任意の位置の一点が描くトロコイド曲線上に中心を持つ創成円群の包絡線によってインナーロータの歯形が形成されたポンプ（特許文献１参照）。このポンプのロータはパラコイド（住友電工の登録商標）ロータと称されている。
ｃ）第１基礎円上を滑り無く転がる外転円の一点の軌跡によって描かれる歯先と、第１基礎円よりも小径の第２基礎円上を滑り無く転がる内転円の一点の軌跡によって描かれる歯底の間をインボリュート曲線でつないだ歯形を有するポンプ（特許文献２参照）。このポンプのロータはメガフロイド（住友電工の登録商標）ロータと称されている。
ｄ）特許文献３が開示している方法で創成される歯形を採用したポンプ。なお、特許文献３の歯形創成法に関する詳細説明は、後に行なう。
The internal gear pumps include those listed in the following a) to d). These differ in the tooth profile of the rotor.
a) Pump adopting tooth profile of cycloid curve.
b) Pump in which the tooth profile of the inner rotor is formed by the envelope of a group of creation circles centered on a trochoid curve drawn by a point on the radius of the rolling circle that rolls on the basic circle without slipping (see Patent Document 1) ). The rotor of this pump is called a paracoid (registered trademark of Sumitomo Electric) rotor.
c) By a tooth tip drawn by the locus of one point of an abduction circle rolling without slipping on the first basic circle, and by a locus of one point of an inversion circle rolling without slipping on the second basic circle having a smaller diameter than the first basic circle A pump having a tooth profile in which the depicted roots are connected by an involute curve (see Patent Document 2). The rotor of this pump is called a Mega Floyd (registered trademark of Sumitomo Electric) rotor.
d) A pump adopting a tooth profile created by the method disclosed in
上述したように、内接歯車ポンプは、歯形の異なるものが種々存在するが、チャンバ閉じ込み部に関する設計思想はいずれのポンプも共通している。 As described above, there are various types of internal gear pumps having different tooth shapes, but the design concept regarding the chamber confinement portion is common to all pumps.
即ち、吸入ポートの終端と吐出ポートの始端を、面積が最大になったチャンバのロータ回転方向前後の歯間シール点と重なる位置に設定し、面積が最大になったチャンバを吸入ポートと吐出ポートの双方から同時に切り離すのが設計の基本となっている。 That is, the end of the suction port and the start of the discharge port are set at positions where they overlap with the interdental seal points before and after the rotor rotation direction of the chamber having the maximum area, and the chamber having the maximum area is set to the suction port and the discharge port. It is the basis of the design to separate from both of them at the same time.
この場合、チャンバをポートから切り離すチャンバ閉じ込み部は、インナーロータ回転角で表すと、図９に示すチャンバ面積最大状態でのロータ回転方向前後の歯間最小隙間部ＴＣＦ，ＴＣＲとインナーロータ中心ＯＩを結ぶ線のなす角度（以下、閉じ込み角度θと言う）よりも広い範囲に設置される。 In this case, the chamber closed portion to separate the chamber from the port, expressed in the inner rotor rotation angle interdental minimum gap portion T CF of the rotor rotation direction back and forth in the chamber area up to the state shown in FIG. 9, T CR and the inner rotor It is installed in a wider range than the angle formed by the line connecting the centers O I (hereinafter referred to as the closing angle θ).
なお、図９に鎖線で示すように、チャンバ閉じ込み部を、チャンバ面積が最大になった位置からロータ正転方向に所定角度（一般には、５°程度）進角した位置に設定することもなされているが、この場合も、チャンバ閉じ込み部の設置領域は、５°進角したチャンバのロータ回転方向前後の歯間隙間最小部とインナーロータ中心を結ぶ線のなす角度（以下、進角状態での閉じ込み角度と言う）よりも広い範囲に設定される。 In addition, as indicated by a chain line in FIG. 9, the chamber confinement portion may be set to a position advanced by a predetermined angle (generally about 5 °) in the forward rotation direction of the rotor from the position where the chamber area is maximized. However, in this case as well, the installation area of the chamber confinement part is an angle formed by a line connecting the minimum interdental gap part before and after the rotation direction of the rotor of the chamber and the center of the inner rotor (hereinafter referred to as advance angle). It is set to a wider range than the angle of closure in the state).
このように、従来の内接歯車ポンプは、吐出ポートと吸入ポートが、吐出行程に移行するチャンバを介して連通することのないようにチャンバ閉じ込み部の位置が設定されていたが、その設計では、チャンバが吐出ポートに連通した瞬間にチャンバ内圧力が急激に上昇する。それが原因でポンプ吐出圧の脈動、ロータのいわゆる歯打ちなどが発生し、ポンプのＮＶ特性が悪化する。 Thus, in the conventional internal gear pump, the position of the chamber confinement portion is set so that the discharge port and the suction port do not communicate with each other through the chamber that moves to the discharge stroke. Then, the pressure in the chamber rapidly increases at the moment when the chamber communicates with the discharge port. This causes pulsation of pump discharge pressure, so-called rattling of the rotor, and the like, and the NV characteristics of the pump deteriorate.
この発明は、そのチャンバ内圧力の急変を抑制してポンプのＮＶ特性を改善することを課題としている。 An object of the present invention is to improve the NV characteristics of a pump by suppressing a sudden change in the pressure in the chamber.
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歯数が（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ロータを有し、そのポンプロータをハウジングのロータ室に収納して構成される内接歯車ポンプに以下の改良を加えた。
即ち、前記ロータ室の端面に形成されるチャンバ（ポンプ室）閉じ込み部の設置領域を、インナーロータ回転角で表したときに閉じ込み角度θ（進角状態での閉じ込み角度も含む）よりも狭くした。
インナーロータ回転角は、インナーロータを、そのインナーロータの中心を支点にして回転させたときの角度である。また、閉じ込み角度θは、ロータ回転方向前後の歯間最小隙間部ＴＣＦ，ＴＣＲとインナーロータ中心ＯＩを結ぶ線のなす角度（図９参照）である。
In order to solve the above problems, the present invention has a pump rotor in which an inner rotor having n teeth and an outer rotor having (n + 1) teeth are arranged in an eccentric arrangement, and the pump rotor is a rotor of a housing. The following improvements were made to the internal gear pump that is housed in the chamber.
That is, when the installation area of the chamber (pump chamber) confining portion formed on the end face of the rotor chamber is expressed by the inner rotor rotation angle, the confining angle θ (including the confining angle in the advanced state) is also obtained. Also narrowed.
The inner rotor rotation angle is an angle when the inner rotor is rotated with the center of the inner rotor as a fulcrum. The angle confinement theta, an angle of the rotor rotation direction around the interdental minimum gap portion T CF, the line connecting the T CR and the inner rotor center O I (see FIG. 9).
このポンプは、閉じ込み角度に対して、吸入ポート終端及び吐出ポート始端を動かし、
インナーロータ中心を基準にしたチャンバ閉じ込み部の設置領域の角度を閉じ込み角度θよりも小さくし、吸入ポートと吐出ポートを連通可能となしたものである。
その連通については、｛（閉じ込み角度θ−チャンバ閉じ込み部の設置領域角度β）／閉じ込み角度θ｝の式で求まる連通率αが、α≦０．２を満足するように設定することが好ましい。
This pump moves the suction port end and discharge port start end with respect to the closing angle,
The angle of the installation region of the chamber confinement portion with respect to the center of the inner rotor is made smaller than the confinement angle θ so that the suction port and the discharge port can communicate with each other.
Regarding the communication, the communication rate α determined by the equation {(closed angle θ−chamber closed portion installation region angle β) / closed angle θ} should be set so as to satisfy α ≦ 0.2. Is preferred.
そのチャンバ閉じ込み部は、従来と同様の考え方に基づき、設置基準位置から数°（例えば５°程度）の範囲でロータ正転方向に進角した位置に設けてもよい。 The chamber confinement portion may be provided at a position advanced in the forward rotation direction of the rotor within a range of several degrees (for example, about 5 degrees) from the installation reference position based on the same concept as in the past.
また、前記チャンバ閉じ込み部に、吐出ポートの始端からロータ回転方向後方に延びだすノッチを設け、前記チャンバが前記吐出ポートに到達する前に前記ノッチを通してチャンバ内に吐出ポートの液圧が流入するような仕様のポンプにも、吸入ポート終端とノッチ始端との角度に対してもこの発明を同様に適用することができる。 Also, a notch extending from the start end of the discharge port to the rear in the rotor rotation direction is provided in the chamber confining portion, and the hydraulic pressure of the discharge port flows into the chamber through the notch before the chamber reaches the discharge port. The present invention can be similarly applied to a pump having such specifications with respect to the angle between the end of the suction port and the start of the notch.
この発明の内接歯車ポンプは、ロータ室の端面に設けるチャンバ閉じ込み部の設置領域が従来の同種のポンプに比べて狭くなっており、チャンバが吸入ポートから切り離される前にそのチャンバが吐出ポートに連通する。 In the internal gear pump according to the present invention, the installation area of the chamber confining portion provided on the end face of the rotor chamber is narrower than that of a conventional pump of the same type, and the chamber is connected to the discharge port before being separated from the suction port. Communicate with.
これにより、チャンバを完全に閉じきった後に吐出ポートに連通させる従来の内接歯車ポンプに比べてチャンバが吐出ポートに連通するときのチャンバ内圧力の上昇率が小さくなり、チャンバ内圧力の急変に起因したポンプ吐出圧の脈動、ロータの歯打ちが抑制されてポンプのＮＶ 特性が改善される。 As a result, the rate of increase in the chamber internal pressure when the chamber communicates with the discharge port is smaller than that of the conventional internal gear pump that communicates with the discharge port after the chamber is completely closed. The pump discharge pressure pulsation and rotor rattling are suppressed, and the NV characteristics of the pump are improved.
以下、この発明の内接歯車ポンプの実施の形態を添付図面の図１〜図８に基づいて説明する。 Embodiments of an internal gear pump according to the present invention will be described below with reference to FIGS.
図１は、特許文献１に開示される歯形（パラコイド歯形）を採用したポンプにこの発明を適用したものである。特許文献１の歯形は、基礎円上を滑りなく転がる転円の半径上の任意の位置の一点が描くトロコイド曲線上に中心を持つ軌跡円群の包絡線をインナーロータの歯形となしている。
FIG. 1 shows an application of the present invention to a pump employing a tooth profile (paracoid tooth profile) disclosed in
アウターロータの歯形は、アウターロータの中心を中心とする直径（２ｅ＋ｔ）（ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量，ｔ：インナーロータとアウターロータの理論偏心位置でのチップクリアランス）の円上をインナーロータの中心が１周公転し、その間にインナーロータが（１／ｎ）回自転し、このときの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とする方法や既知のその他の方法で創成されている。 The tooth profile of the outer rotor is a circle with a diameter (2e + t) centered on the center of the outer rotor (e: eccentric amount of the inner rotor and outer rotor, t: chip clearance at the theoretical eccentric position of the inner rotor and outer rotor). A method in which the center of the inner rotor makes one revolution, and the inner rotor rotates (1 / n) during this time, and the envelope of the tooth profile curve group of the inner rotor at this time is used as a tooth profile of the outer rotor or other known methods It is created with.
この内接歯車ポンプ１は、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てポンプロータ４を構成し、そのポンプロータ４をハウジング５のロータ室６に収納して構成されている。
The
ロータ室６の端面には、吸入ポート７と吐出ポート８が形成されており、吸入ポート７の終端から吐出ポート８の始端までがチャンバ閉じ込み部９となっている。
A
そのチャンバ閉じ込み部９は、従来のポンプ設計では、インナーロータ２とアウターロータ３の歯間に形成されるチャンバ１０が面積最大となったときに、面積最大のチャンバを閉じ込める範囲、或いはそこから所定角度進角した範囲が設置領域として設定されていた。
In the conventional pump design, the
この発明のポンプは、そのチャンバ閉じ込み部９の設置領域角βを、閉じ込み角度θよりも小さくしている。そのために、吸入行程の終段にあるチャンバが吸入ポートから切り離される前にそのチャンバが吐出ポートに連通する。なお、設置領域角βは、吸入ポート終端から吐出ポート始端までのインナーロータ中心を基準にした角度である。
In the pump of the present invention, the installation region angle β of the
ロータ正転方向後方の歯間最小隙間部（歯間シール点）ＴＣＲ（図９参照、実線のＴＣＲは進角無し、鎖線のＴＣＲは進角あり）が吸入ポート７の終端にあるときにチャンバ１０が吐出ポートに開口する領域の角度の閉じ込み角度θに対する割合（連通率）をαとして、その連通率αは０．２以下が好ましい。
The minimum interdental gap (interdental seal point) TCR (see FIG. 9, solid line TCR has no advance, chain line TCR has advance) at the end of the
なお、連通率αとポンプの吐出量の関係は、パラコイド歯形以外の歯形を有するポンプでも似たような傾向を示す。 In addition, the relationship between the communication rate α and the pump discharge amount shows a similar tendency even in a pump having a tooth profile other than the paracoid tooth profile.
既述のトロコイド曲線やサイクロイド曲線の歯形を採用したポンプや、第１基礎円上を滑り無く転がる外転円の一点の軌跡によって描かれる歯先と、第１基礎円よりも小径の第２基礎円上を滑り無く転がる内転円の一点の軌跡によって描かれる歯底の間をインボリュート曲線でつないだ歯形（メガフロイド歯形）をインナーロータが有するポンプ、或いは、特許文献３が開示している方法で創成される歯形をインナーロータに採用したポンプでも発明の効果が発揮される。
A pump that employs the tooth profile of the trochoidal curve or cycloid curve described above, a tooth tip drawn by the locus of one point of an abduction circle that rolls on the first foundation circle without slipping, and a second foundation having a smaller diameter than the first foundation circle A pump in which the inner rotor has a tooth profile (megafloyd tooth profile) in which the roots of the inversion circle drawn by the locus of one point of the inversion circle rolling without slipping on the circle are connected by an involute curve, or the method disclosed in
特許文献３の方法で設計される歯形は、図３ａ、図３ｂに示すように、
歯先創成円Ｂ、歯底創成円Ｃ（以下２者を単に創成円という）を下記（１）〜（３）の条件に基づいて移動させ、その間にインナーロータ中心ＯＩと同心の基準円Ａ上の基準点Ｊと重なる前記創成円Ｂ、Ｃ上の点ｊが描く軌跡曲線を、基準円中心ＯＩから歯先頂点ＴＴ又は歯底頂点ＴＢに至る直線Ｌ２，Ｌ３に対して対称形状をなすように描いて歯形の歯先曲線２ａ、歯底曲線２ｂの少なくとも一方となしている。
The tooth profile designed by the method of
Addendum creation circle B, dedendum creating circle C (hereinafter referred to simply creating
−創成円Ｂ，Ｃの移動条件（１）〜（３）−
（１）創成円Ｂ、Ｃを、それらの創成円上の点ｊが基準円Ａ上の基準点Ｊに重なるように配置し、このときに創成円中心ｐａ、ｐｂがある位置を移動始点にしてその移動始点Ｓｐａ、Ｓｐｂから創成円Ｂ、Ｃを一定角速度で自転させながら、創成円中心ｐａ、ｐｂが移動終点Ｌｐａ、Ｌｐｂに到達するまで創成円中心をその中心の移動曲線ＡＣ１，ＡＣ２に沿って移動させる。移動終点Ｌｐａ、Ｌｐｂは、創成円Ｂ、Ｃ上の点ｊが歯先頂点ＴＴ又は歯底頂点ＴＢに到達する位置である。
この条件（１）に基づいて創成円Ｂ、Ｃ上の点ｊが描く軌跡曲線が歯形になる。
-Movement conditions of creation circles B and C (1)-(3)-
(1) The creation circles B and C are arranged so that the point j on the creation circle overlaps the reference point J on the reference circle A. At this time, the positions where the creation circle centers pa and pb are located are set as the movement start points. While the creation circles B and C are rotated from the movement start points Spa and Spb at a constant angular velocity, the creation circle centers are moved around the creation circles AC 1 and AC until the creation circle centers pa and pb reach the movement end points Lpa and Lpb. Move along 2 . Moving end point Lpa, Lpb is created circle B, and the position to reach a point j Gaha destination vertex T T or tooth root apex T B on C.
Based on this condition (1), the locus curve drawn by the point j on the creation circles B and C becomes a tooth profile.
（２）前記移動曲線ＡＣ１，ＡＣ２は、インナーロータ中心ＯＩから創成円中心ｐａ、ｐｂまでの基準円径方向距離を、前記移動始点Ｓｐａ、Ｓｐｂから移動終点Ｌｐａ、Ｌｐｂまで、歯先曲線２ａについてはその距離を増加させ、一方、歯底曲線２ｂについてはその距離を減少させる。
(2) The movement curves AC 1 , AC 2 are the reference radial distances from the inner rotor center O I to the generating circle centers pa, pb, and the tooth tips from the movement start points Spa, Spb to the movement end points Lpa, Lpb. For the
これにより、移動曲線ＡＣ１，ＡＣ２は、歯先側においては図３ａにおいて右上がりの傾斜曲線、歯底側においては左下がりの傾斜曲線となり、それに伴い、上記点ｊの描く軌跡曲線が滑らかな歯先、歯底を描く。 As a result, the movement curves AC 1 and AC 2 become a slope curve that rises to the right in FIG. 3a on the tooth tip side, and a slope curve that slopes down to the left on the tooth bottom side. Accordingly, the locus curve drawn by the point j is smooth. Draw the tip and bottom of the tooth.
（３）歯先頂点ＴＴ又は歯底頂点ＴＢは、基準円Ａの径方向において、創成円Ｂの移動始点Ｓｐａと基準円中心ＯＩ間の距離ＲＯに移動始点にある創成円Ｂの半径を足した長さを超えて基準円中心ＯＩから離れている。又は、創成円Ｃの移動始点Ｓｐｂと基準円中心ＯＩ間の距離ｒＯに移動始点にある創成円Ｃの半径を差し引いた長さを超えて基準円中心ＯＩに近づいている。 (3) the addendum vertex T T or tooth root apex T B is in the radial direction of the reference circle A, creating a circle B in moving start point to the distance R O between moving start point Spa and the reference circle center O I of the created circle B The distance from the reference circle center O I exceeds the length obtained by adding the radius of. Or, it is close to the reference circle center O I beyond the length obtained by subtracting the radius of creation circle C in moving start point of the distance r O between moving start point Spb and the reference circle center O I of the creation circle C.
この条件により、点ｊの軌跡曲線によって描かれる歯の歯丈が、基礎円上を転がる転円によって描かれるサイクロイド曲線の歯形に比べて高くなる。 Under this condition, the tooth height of the tooth drawn by the locus curve of the point j becomes higher than the tooth profile of the cycloid curve drawn by the rolling circle rolling on the basic circle.
上記創成円Ｂ，Ｃは、それぞれの直径Ｂｄ，Ｃｄを一定に保って移動始点から移動終点に移動する円と、それぞれの直径Ｂｄ，Ｃｄを縮めながら移動始点から移動終点に移動する円のどちらかが選択される。移動中に径変化を生じる後者の創成円は、移動始点での直径に対して移動終点での直径が０．２倍以上、１倍以下にするのがよい。 The creation circles B and C are either a circle that moves from the movement start point to the movement end point while keeping the diameters Bd and Cd constant, or a circle that moves from the movement start point to the movement end point while reducing the diameters Bd and Cd. Is selected. In the latter creation circle that causes a diameter change during movement, the diameter at the movement end point is preferably 0.2 times or more and 1 time or less with respect to the diameter at the movement start point.
創成円中心ｐａ、ｐｂの移動始点Ｓｐａ、Ｓｐｂは、図３ａでは直線Ｌ１上に置かれているが、直線Ｌ１よりも創成円の移動方向前方に配置されることもある。 Creation circle center pa, pb moving start point Spa of, Spb is being placed on the straight line L 1 in FIG. 3a, sometimes the straight line L 1 is disposed in the moving forward of the creation circle.
さらに、創成円中心ｐａ、ｐｂの移動終点Ｌｐａ、Ｌｐｂも、直線Ｌ２，Ｌ３からずれた位置に設定されることがある。 Further, the movement end points Lpa and Lpb of the creation circle centers pa and pb may be set at positions shifted from the straight lines L 2 and L 3 .
なお、移動曲線ＡＣ１，ＡＣ２としては、インナーロータ中心ＯＩから創成円中心ｐａ、ｐｂまでの距離の変化率ΔＲ’が移動終点Ｌｐａ、Ｌｐｂにおいて０である曲線や正弦関数を利用した下記の曲線などが用いられる。 As the movement curves AC 1 and AC 2 , the following curves and sine functions are used in which the rate of change ΔR ′ of the distance from the inner rotor center O I to the generating circle centers pa and pb is 0 at the movement end points Lpa and Lpb. These curves are used.
例えば、創成円中心ｐａ、ｐｂの移動始点Ｓｐａ、Ｓｐｂから移動終点Ｌｐａ、Ｌｐｂに至る間の基準円径方向移動量ΔＲが下式を満たす曲線である。 For example, the reference circular radial direction movement amount ΔR from the movement start points Spa, Spb to the movement end points Lpa, Lpb of the creation circle centers pa, pb is a curve that satisfies the following expression.
ΔＲ＝Ｒ×ｓｉｎ｛（π／２）×（ｍ ／Ｓ）｝
ここに、Ｒ：創成円の径方向移動量（インナーロータ中心ＯＩから移動終点にある創成円中心ｐａまでの距離）−（インナーロータ中心ＯＩから移動始点にある創成円中心ｐａまでの距離）
Ｓ：ステップ数（創成円の移動始点から移動終点までの移動角度θＴ又はθＢを等間隔に等分した数）
ｍ：０→Ｓ
ΔR = R × sin {(π / 2) × (
Here, R: radial movement amount of the creation circle (distance from the inner rotor center O I to the creation circle center pa at the movement end point) − (distance from the inner rotor center O I to the creation circle center pa at the movement start point) )
S: Number of steps (number obtained by equally dividing the movement angle θ T or θ B from the movement start point to the movement end point of the creation circle at equal intervals)
m: 0 → S
創成円Ｂ，Ｃの移動角度θＴ、θＢは、歯数や歯先、歯底の設置領域の比率などを考慮して設定される。 The moving angles θ T and θ B of the generating circles B and C are set in consideration of the number of teeth, the tip of the teeth, the ratio of the installation area of the root, and the like.
上記の方法で歯形を創成したインナーロータと組み合わせるアウターロータの歯形は、既知の方法で創成することができる。 The tooth profile of the outer rotor combined with the inner rotor whose tooth profile has been created by the above method can be created by a known method.
既知の方法としては、例えば、アウターロータの中心を中心とする直径（２ｅ＋ｔ）（ｅはインナーロータとアウターロータの偏心量，ｔはインナーロータとアウターロータの理論偏心位置でのチップクリアランス）の円上をインナーロータの中心が１周公転し、その間にインナーロータが（１／ｎ）回自転し、このときの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とする方法が多用されているが、これに限定されるものではない。 As a known method, for example, a circle having a diameter (2e + t) centered on the center of the outer rotor (e is an eccentric amount of the inner rotor and the outer rotor, and t is a tip clearance at the theoretical eccentric position of the inner rotor and the outer rotor). The center of the inner rotor revolves once around, and the inner rotor rotates (1 / n) in the meantime, and the method of using the envelope of the tooth profile curve group of the inner rotor at this time as the tooth profile of the outer rotor is often used. However, it is not limited to this.
特許文献３が開示している方法でインナーロータの歯形を創成したインナーロータ歯数ｎ＝８のポンプロータを図２に示す。
FIG. 2 shows a pump rotor having an inner rotor tooth number n = 8 in which the tooth profile of the inner rotor is created by the method disclosed in
基礎円直径：３５ｍｍ、転円径：４．５ｍｍ、創成円直径：９．５ｍｍの条件で歯形を創成した歯数ｎ＝８のインナーロータを有するポンプロータを用いた理論吐出量：３ｃｍ３／ｒｅｖのパラコイド歯形のポンプを作製し、そのポンプを、油温：１２０℃、回転数：２０００ｒｐｍ、ポンプ吐出圧：０．３ＭＰａの条件で駆動した。 Theoretical discharge rate using a pump rotor having an inner rotor with n = 8 teeth that created a tooth profile under the conditions of a basic circle diameter: 35 mm, a rolling circle diameter: 4.5 mm, and a generating circle diameter: 9.5 mm: 3 cm 3 / A rev paracoid tooth pump was produced, and the pump was driven under the conditions of oil temperature: 120 ° C., rotation speed: 2000 rpm, pump discharge pressure: 0.3 MPa.
この試験では、図１に示すチャンバ閉じ込み部９の設置領域角β＝４１°で吸入行程終段のチャンバが吸入ポートと吐出ポートの双方から共に切り離されるポンプ（従来品）と、チャンバ閉じ込み部９の設置領域角βを４１°以下にして吸入行程の終段のチャンバが吸入ポートから切り離される位置で吐出ポートに連通するようにしたポンプ（発明品）を使用した。
In this test, a pump (conventional product) in which the chamber at the final stage of the suction stroke is separated from both the suction port and the discharge port at the installation region angle β = 41 ° of the
従来品について、時間とチャンバ内圧力変動の関係を測定した結果を図４に示す。 FIG. 4 shows the result of measuring the relationship between time and pressure fluctuation in the chamber for the conventional product.
発明品のポンプについては、前記連通率αを０〜０．２５の間で変化させ、図４の従来品の圧力上昇のピーク値を１００としてチャンバ内圧力上昇の低減率とポンプの吐出量変動の状況を調べた。その結果を図５に示す。 For the pump of the invention, the communication rate α is changed between 0 and 0.25, and the peak value of the pressure rise of the conventional product in FIG. I investigated the situation. The result is shown in FIG.
この図５において、チャンバが吐出ポートに通じたときのチャンバ内圧力の上昇率は低いほどよい。一方、チャンバ内圧力の上昇率が低くなるほどポンプの吐出量低下率が高まる。その吐出量低下率は、ポンプの吐出量に余裕があるときには１０％程度は許容される。このチャンバ内圧力の上昇率とポンプの吐出量低下率のバランスを考えると、連通率αは、最大で０．２程度の設定が可能である。 In FIG. 5, the lower the rate of increase of the pressure in the chamber when the chamber is connected to the discharge port, the better. On the other hand, the rate of decrease in pump discharge rate increases as the rate of increase in chamber pressure decreases. The discharge rate reduction rate is allowed to be about 10% when there is a margin in the pump discharge rate. Considering the balance between the increase rate of the pressure in the chamber and the discharge rate decrease rate of the pump, the communication rate α can be set to about 0.2 at the maximum.
歯数ｎが８枚の上記仕様のインナーロータを用いたポンプは、チャンバ閉じ込み部の設置領域角βを４１°からインナーロータ回転角で８°狭くして３３°にすると連通率αを０．２０以下にすることができる。 In the pump using the inner rotor with the number of teeth of 8 and having the above specifications, the communication rate α becomes 0 when the chamber confinement portion installation region angle β is reduced from 41 ° to 8 ° by the inner rotor rotation angle to 33 °. .20 or less.
図２のポンプロータをハウジングのロータ室に収納して吸入行程の終段のチャンバが吸入ポートと吐出ポートの双方から共に切り離される比較品のポンプと、吸入行程の終段にあるチャンバが吸入ポートから切り離される前に吐出ポートに連通する発明品のポンプを
試作した。そして、両者の性能評価を行った。その評価試験で比較品について調べたチャンバ内圧力の変動状況を図６に、その圧力上昇の発明品による低減率とポンプの吐出量変動の状況を図７にそれぞれ示す。この試験で用いたポンプの諸元は以下の通りである。
The pump rotor of FIG. 2 is housed in the rotor chamber of the housing, and the comparison stage pump in which the final stage chamber of the suction stroke is separated from both the suction port and the discharge port, and the chamber in the final stage of the suction stroke is the suction port. An invented pump that communicates with the discharge port before being disconnected from the pump was prototyped. And performance evaluation of both was performed. FIG. 6 shows the fluctuation state of the pressure in the chamber examined for the comparative product in the evaluation test, and FIG. 7 shows the reduction rate of the pressure increase by the invention product and the fluctuation state of the pump discharge amount. The specifications of the pump used in this test are as follows.
アウターロータ歯数 ：９
インナーロータ歯数 ：８
基準円Ａの直径Ａｄ ：φ２６ｍｍ
創成円Ｂの直径Ｂｄ ：φ１．２ｍｍ
創成円Ｂの径方向移動距離Ｒ：２ｍｍ
創成円Ｂの中心の移動量ΔＲ：２×ｓｉｎ（π／２×ｍ／Ｓ）
創成円Ｃの直径Ｃｄ ：φ１．２ｍｍ
創成円Ｃの径方向移動距離Ｒ´：０．５ｍｍ
創成円Ｃの中心の移動量ΔＲ：０．５×ｓｉｎ（π／２×ｍ／Ｓ）
ロータ偏心量ｅ ：２ｍｍ
θＴ ：１１．２５°
θＢ ：１１．２５°
ステップ数Ｓ ：３０
アウターロータ歯形：上記方法でのインナーロータ歯形曲線群の包絡線
Number of outer rotor teeth: 9
Number of inner rotor teeth: 8
Diameter Ad of reference circle A: φ26mm
Creation circle B diameter Bd: φ1.2mm
Radial distance of creation circle B R: 2mm
Movement amount ΔR of the center of the creation circle B: 2 × sin (π / 2 × m / S)
Creation circle C diameter Cd: φ1.2mm
Radial movement distance R ′ of the creation circle C: 0.5 mm
Movement amount ΔR of the center of the creation circle C: 0.5 × sin (π / 2 × m / S)
Rotor eccentricity e: 2 mm
θ T : 11.25 °
θ B : 11.25 °
Number of steps S: 30
Outer rotor tooth profile: envelope of inner rotor tooth profile curve group in the above method
このポンプは、理論吐出量：３ｃｍ３／ｒｅｖであり、これを油温：１２０℃、回転数：２０００ｒｐｍ、ポンプ吐出圧：０．３ＭＰａの条件で駆動した。 This pump had a theoretical discharge amount of 3 cm 3 / rev and was driven under the conditions of oil temperature: 120 ° C., rotation speed: 2000 rpm, and pump discharge pressure: 0.3 MPa.
比較品のポンプは、図６に示すように、チャンバが吐出ポートに連通したときにチャンバ内圧力が急激に上昇する。 In the comparative pump, as shown in FIG. 6, when the chamber communicates with the discharge port, the pressure in the chamber rapidly increases.
これに対し、チャンバ閉じ込み部９の設置領域角βを狭くして吸入行程の終段のチャンバが吸入ポートから切り離される位置で吐出ポートに連通するようにした発明品のポンプは、図７に示すように、チャンバ内圧力の上昇率が著しく低減した。
On the other hand, an inventive pump in which the installation area angle β of the
この図７からも閉じ込み角度θとの割合で表した連通率αは、０．２以下が適当であることがわかる。 It can be seen from FIG. 7 that the communication rate α expressed as a ratio to the closing angle θ is appropriately 0.2 or less.
なお、図８に示すように、チャンバ閉じ込み部９には、吐出ポート８から吸入ポート７側に延びだすノッチ１１を設けることができる。そのノッチ１１を設けると、吸入行程の終段のチャンバが吐出ポートに到達する前にノッチ経由で吐出ポートの圧力が若干チャンバに流入するので、チャンバ内圧力上昇の低減効果がより高まる。
As shown in FIG. 8, the
１ 内接歯車ポンプ
２ インナーロータ
２ａ 歯先曲線
２ｂ 歯底曲線
３ アウターロータ
４ ポンプロータ
５ ハウジング
６ ロータ室
７ 吸入ポート
８ 吐出ポート
９ チャンバ閉じ込み部
１０ チャンバ
１１ ノッチ
ＯＩ インナーロータ中心（基準円中心）
ＴｃＲ，ＴｃＦ チャンバのロータ回転方向前後の歯間最小隙間部
α 連通率
Ａ 基準円
Ａｄ 基準円の直径
Ｂ 歯先創成円
Ｃ 歯底創成円
Ｂｄ，Ｃｄ 創成円の直径
ＡＣ１，ＡＣ２ 創成円中心が通る移動曲線
Ｒ 創成円の径方向移動量
Ｒｏ 創成円Ｂの移動始点Ｓｐａと基準円中心ＯＩ間の距離
ｒＯ 創成円Ｃの移動始点Ｓｐｂと基準円中心ＯＩ間の距離
θＴ，θＢ 創成円の移動角度
Ｊ 基準円上の基準点
ｊ 軌跡曲線を描く点
ＴＴ 歯先頂点
ＴＢ 歯底頂点
Ｌ１ インナーロータ中心と基準点Ｊを結ぶ直線
Ｌ２ インナーロータ中心と歯先を結ぶ直線
Ｌ３ インナーロータ中心と歯底を結ぶ直線
ｐａ，ｐｂ 創成円中心
Ｓｐａ，Ｓｐｂ 創成円の移動始点
Ｌｐａ，Ｌｐｂ 創成円の移動終点
Ｓ ステップ数
ｅ インナーロータ中心とアウターロータ中心の偏心量
ｔ チップクリアランス
DESCRIPTION OF
Tc R , Tc F- chamber minimum clearance gap between front and rear of rotor rotation direction α Communication ratio A Reference circle Ad Reference circle diameter B Tooth tip creation circle C Tooth root creation circle Bd, Cd Creation circle diameters AC 1 , AC 2 the distance between the moving distance between the moving start point Spa and the reference circle center O I of the curve R radial movement amount Ro creation circle B of creation circle r O creation circle C moving start point Spb and the reference circle center O I of the creation circle center passes θ T , θ B Movement angle of the creation circle J Reference point j on the reference circle Point T on which the locus curve is drawn T T Tip top vertex T B Bottom vertex L 1 Straight line L 2 inner rotor center connecting the reference point J Straight line connecting the tooth tip
L 3 straight line connecting the inner rotor center and the tooth bottom
pa, pb Creation circle center Spa, Spb Creation circle movement start point Lpa, Lpb Creation circle movement end point S Number of steps e Eccentricity of inner rotor center and outer rotor center t Tip clearance
Claims (4)
前記ロータ室（６）の端面に形成されるチャンバ閉じ込み部（９）の設置領域（β）を、インナーロータ回転角で表したときに閉じ込み角度（θ）よりも狭くしたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
ここに、閉じ込み角度（θ）：ロータ回転方向前後の歯間最小隙間部ＴＣＦ，ＴＣＲとインナーロータ中心ＯＩを結ぶ線のなす角度。 It has a pump rotor (4) in which an inner rotor (2) with n teeth and an outer rotor (3) with (n + 1) teeth are combined in an eccentric arrangement, and the pump rotor (4) is housed in a housing (5) An internal gear pump configured to be housed in the rotor chamber (6) of
The installation region (β) of the chamber confinement portion (9) formed on the end face of the rotor chamber (6) is narrower than the confinement angle (θ) when expressed by the inner rotor rotation angle. Inscribed gear pump.
Here, confinement angle (theta): rotor rotational direction around the interdental minimum gap portion T CF, T CR and the angle of the line connecting the inner rotor center O I.
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|---|---|---|---|---|
| JPS6483874A (en) * | 1987-09-25 | 1989-03-29 | Sumitomo Electric Industries | Internal gear type rotary pump |
| JPH0735053A (en) * | 1993-03-09 | 1995-02-03 | Aisin Seiki Co Ltd | Trochoidal oil pump |
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