JP2868886B2 - 複容積流体ポンプ - Google Patents
複容積流体ポンプInfo
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- 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
- F04C14/00—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations
- F04C14/02—Control of, monitoring of, or safety arrangements for, machines, pumps or pumping installations specially adapted for several machines or pumps connected in series or in parallel
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
- F16H61/0021—Generation or control of line pressure
- F16H61/0025—Supply of control fluid; Pumps therefore
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Details And Applications Of Rotary Liquid Pumps (AREA)
- Applications Or Details Of Rotary Compressors (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、特に自動変速機に使用するようになってい
る定容積歯車ポンプに関し、そこにおいて、ポンプの動
作速度範囲がエンジンのアイドル状態に相当する低速度
値から高速運転状態の下での自動車エンジンの運転に相
当する高速度値にわたるポンプに関する。
る定容積歯車ポンプに関し、そこにおいて、ポンプの動
作速度範囲がエンジンのアイドル状態に相当する低速度
値から高速運転状態の下での自動車エンジンの運転に相
当する高速度値にわたるポンプに関する。
（従来技術） 本発明は、液体トルクコンバータ及び多変速比複合遊
星歯車を有する変速機を備えた、米国特許第4,347,765
号に記載されたような構造的環境に使用されるようにな
っている。歯車装置の要素の相対運動は、流体圧で作動
されるクラッチ及びブレーキによって制御される。流体
圧で作動されるサーボは比率を変えるようにクラッチ及
びブレーキを選択的に係合しかつ解放するために使用さ
れる。
星歯車を有する変速機を備えた、米国特許第4,347,765
号に記載されたような構造的環境に使用されるようにな
っている。歯車装置の要素の相対運動は、流体圧で作動
されるクラッチ及びブレーキによって制御される。流体
圧で作動されるサーボは比率を変えるようにクラッチ及
びブレーキを選択的に係合しかつ解放するために使用さ
れる。
上記米国特許に示された変速機において、最も低い比
率は停止始動（standing start）から加速するために使
用される。変速機の全体のトルク増幅比率はオーバドラ
イブ比率である最終の第４比率が得られるまで減少す
る。比率の変更は自動制御弁装置によって達成される。
その装置は、クラッチ及びブレーキを係合しかつ解放す
るために流体圧ポンプからの圧力を流体圧作動サーボに
選択的に分配する。
率は停止始動（standing start）から加速するために使
用される。変速機の全体のトルク増幅比率はオーバドラ
イブ比率である最終の第４比率が得られるまで減少す
る。比率の変更は自動制御弁装置によって達成される。
その装置は、クラッチ及びブレーキを係合しかつ解放す
るために流体圧ポンプからの圧力を流体圧作動サーボに
選択的に分配する。
前記米国特許に示されている変速機のポンプは液体ト
ルクコンバータと多段比率歯車装置との中間の変速機ハ
ウジングに固定されたポンプ本体内に配置された定容積
（positive displacement）歯車ポンプである。定容積
ポンプのトルク入力要素は液体トルクコンバータのイン
ペラに接続されている。そのトルク入力要素は定容積ポ
ンプの第２の歯車要素と駆動係合する。
ルクコンバータと多段比率歯車装置との中間の変速機ハ
ウジングに固定されたポンプ本体内に配置された定容積
（positive displacement）歯車ポンプである。定容積
ポンプのトルク入力要素は液体トルクコンバータのイン
ペラに接続されている。そのトルク入力要素は定容積ポ
ンプの第２の歯車要素と駆動係合する。
前記米国特許の変速機に対する動作速度範囲はエンジ
ンのアイドル速度から高速まで変化し、その高速はアイ
ドル速度の10倍以上に増大される。車両が低速で運転さ
れかつ車両が停止始動から加速するにしたがって車両に
対するエンジンのスロットルが進められたとき、トルク
コンバータのインペラ速度はアイドリング速度より高い
が、定常状態の高速駆動状態の下で経験されるエンジン
の最終の巡航速度よりまだ実質的に低い。
ンのアイドル速度から高速まで変化し、その高速はアイ
ドル速度の10倍以上に増大される。車両が低速で運転さ
れかつ車両が停止始動から加速するにしたがって車両に
対するエンジンのスロットルが進められたとき、トルク
コンバータのインペラ速度はアイドリング速度より高い
が、定常状態の高速駆動状態の下で経験されるエンジン
の最終の巡航速度よりまだ実質的に低い。
特にスロットルをきかせて停止始動から加速中に、比
較的高い制御回路圧力がポンプによって維持されなけれ
ばならない。歯車装置及び流体圧被作動サーボに対する
トルク伝達要件が最大にあるのはこの状態の下であり、
かなりのエネルギがポンプを駆動するために要求され
る。これはじばしは寄生的損失と呼ばれる。それ故、ポ
ンプの容量は、ポンプに対する要求が最大のとき最大流
量及び圧力要件に適合するのに十分大きくなるように、
設計される。これは、車両が巡航運転状態の下で高速で
動作しかつサーボの流体流量の要件が低いとき、必然的
にポンプの容量が過剰になる。
較的高い制御回路圧力がポンプによって維持されなけれ
ばならない。歯車装置及び流体圧被作動サーボに対する
トルク伝達要件が最大にあるのはこの状態の下であり、
かなりのエネルギがポンプを駆動するために要求され
る。これはじばしは寄生的損失と呼ばれる。それ故、ポ
ンプの容量は、ポンプに対する要求が最大のとき最大流
量及び圧力要件に適合するのに十分大きくなるように、
設計される。これは、車両が巡航運転状態の下で高速で
動作しかつサーボの流体流量の要件が低いとき、必然的
にポンプの容量が過剰になる。
自動変速機用の変速機ポンプにおける過剰な汲み上げ
容量の問題を解決した試みがある。その一例は、多段歯
車ポンプ及び制御弁装置が設けられた米国特許第4,502,
845号に示されている。その歯車ポンプは二つの汲み上
げステージを限定するように二つの副歯車とかみ合って
いる主駆動歯車を備えている。副ポンプは、副ポンプを
調整弁を介して低圧溜め領域に接続することによって供
給回路圧力の負担から解放されている。ポンプの流量要
件が少ないとき、弁は制御オリフィスの下流側で生起し
た圧力に応答する。ポンプ速度が増加すると、弁は排出
通路内の圧力を調節して副ポンプの排出側を共通ポンプ
に排出させ、それによって流量要件が減少したとき汲み
上げ馬力を減少している。
容量の問題を解決した試みがある。その一例は、多段歯
車ポンプ及び制御弁装置が設けられた米国特許第4,502,
845号に示されている。その歯車ポンプは二つの汲み上
げステージを限定するように二つの副歯車とかみ合って
いる主駆動歯車を備えている。副ポンプは、副ポンプを
調整弁を介して低圧溜め領域に接続することによって供
給回路圧力の負担から解放されている。ポンプの流量要
件が少ないとき、弁は制御オリフィスの下流側で生起し
た圧力に応答する。ポンプ速度が増加すると、弁は排出
通路内の圧力を調節して副ポンプの排出側を共通ポンプ
に排出させ、それによって流量要件が減少したとき汲み
上げ馬力を減少している。
他の従来技術の教示が米国特許第4,204,811号に示さ
れ、その米国特許は二つの独立の歯車ポンプ及び共通の
駆動装置を有する複合ポンプを示している。ポンプ低い
流量要件を有する高圧回路及び高い流量要件を有する低
圧回路の両者に供給可能である。ポンプ組立体の高圧側
からのバイパス流路内の優先弁は低圧負荷の流量要件を
補足する。ポンプそれ自身は米国特許第4,502,845のポ
ンプの場合におけると同様に共通の駆動装置を有する一
対の歯車ポンプを備えている。
れ、その米国特許は二つの独立の歯車ポンプ及び共通の
駆動装置を有する複合ポンプを示している。ポンプ低い
流量要件を有する高圧回路及び高い流量要件を有する低
圧回路の両者に供給可能である。ポンプ組立体の高圧側
からのバイパス流路内の優先弁は低圧負荷の流量要件を
補足する。ポンプそれ自身は米国特許第4,502,845のポ
ンプの場合におけると同様に共通の駆動装置を有する一
対の歯車ポンプを備えている。
他の従来技術は一対のポンプ歯車の一方に対するバイ
パス弁を提供することによって減少した汲み上げ要件を
補償している。バイパス弁は、ポンプの一つが回路圧力
に対抗してよりもゼロ圧力に対抗して動作するとき減少
したポンプ動力の要求があるように、速度信号に応答し
て作用する。この装置の例は米国特許第4,245,964号に
示されている。
パス弁を提供することによって減少した汲み上げ要件を
補償している。バイパス弁は、ポンプの一つが回路圧力
に対抗してよりもゼロ圧力に対抗して動作するとき減少
したポンプ動力の要求があるように、速度信号に応答し
て作用する。この装置の例は米国特許第4,245,964号に
示されている。
（発明が解決しようとする課題） 本発明の目的は、上述のような従来の流体ポンプが有
する問題を解決し得る改良された複容積流体ポンプを提
供することである。
する問題を解決し得る改良された複容積流体ポンプを提
供することである。
（課題を解決するための手段） 本願の一つの発明による複容積流体ポンプは、速度範
囲に亙って動作するようになっている第１及び第２の対
の定容積ポンプ要素であって、前記対の要素の各々が流
体入口ポートと流体出口ポートとを有し、第１の対の要
素のポンプに対する出口ポートが流れ配送通路と通じる
要素と、前記出口ポート間を一方向に連通し、それによ
って前記他方の対の要素に対する出口ポートからの流れ
が前記配送通路に伝達される一方向流れ弁装置と、汲み
上げ速度が測定された移行値よりも大きい値に増加した
とき前記対のポンプ要素の他のポンプ要素の入口ポート
と出口ポートとの間で連通を行うために前記ポンプ要素
の汲み上げ速度の変化に応答する流量制御弁装置と、流
体出口ポートを有する流量制御ポンプを含むポンプ被駆
動速度発生装置と、前記流量制御ポンプの出口ポートと
連通している速度信号通路及び前記速度信号通路内に速
度圧力を発生するてめに前記速度信号通路に連通してい
る制御オリフィス装置と、を備え、前記流量制御弁装置
が、速度圧力が前記移行値より高い速度に相当する値ま
で増加するのに応答して前記対のポンプ要素の他のポン
プ要素の入口ポートと出口ポートとを連通させるために
前記速度信号通路と連通して構成されている。
囲に亙って動作するようになっている第１及び第２の対
の定容積ポンプ要素であって、前記対の要素の各々が流
体入口ポートと流体出口ポートとを有し、第１の対の要
素のポンプに対する出口ポートが流れ配送通路と通じる
要素と、前記出口ポート間を一方向に連通し、それによ
って前記他方の対の要素に対する出口ポートからの流れ
が前記配送通路に伝達される一方向流れ弁装置と、汲み
上げ速度が測定された移行値よりも大きい値に増加した
とき前記対のポンプ要素の他のポンプ要素の入口ポート
と出口ポートとの間で連通を行うために前記ポンプ要素
の汲み上げ速度の変化に応答する流量制御弁装置と、流
体出口ポートを有する流量制御ポンプを含むポンプ被駆
動速度発生装置と、前記流量制御ポンプの出口ポートと
連通している速度信号通路及び前記速度信号通路内に速
度圧力を発生するてめに前記速度信号通路に連通してい
る制御オリフィス装置と、を備え、前記流量制御弁装置
が、速度圧力が前記移行値より高い速度に相当する値ま
で増加するのに応答して前記対のポンプ要素の他のポン
プ要素の入口ポートと出口ポートとを連通させるために
前記速度信号通路と連通して構成されている。
本願の他の発明は、移行速度より大きい速度及び小さ
い速度の両方の速度範囲内の速度で駆動されるようにな
っている複容積ポンプ組立体において、第１及び第２の
定容積ポンプであって、各々が、入口ポート及び出口ポ
ートと、前記ポンプの一方の出口ポートと連通している
ポンプ配送通路と、前記ポンプの他方に対する出口ポー
トを前記ポンプ配送通路と接続している一方向流れ弁装
置とを有し、それによって前記ポンプの両者の流量出力
が前記移行速度より高い被駆動速度において配送通路に
供給する第１及び第２の定容積ポンプと、前記移行速度
より低い被駆動速度において前記他のポンプに対する入
口及び出口ポートを接続するためのポンプ被駆動速度に
応答可能な流量制御弁装置と、流体出口ポートを有する
流量制御ポンプを含むポンプ被駆動速度発生装置と、前
記流量制御ポンプの出口ポートと連通している速度信号
通路及び前記速度信号通路内に速度圧力を発生するため
に前記速度信号通路に連通している制御オリフィス装置
と、を備え、前記流量制御弁装置が、移行圧力が前記移
行値より高い速度に相当する値まで増加するのに応答し
て前記対のポンプ要素の他のポンプ要素の入口ポートと
出口ポートとを連通させるために前記速度信号通路と連
通して構成されている。
い速度の両方の速度範囲内の速度で駆動されるようにな
っている複容積ポンプ組立体において、第１及び第２の
定容積ポンプであって、各々が、入口ポート及び出口ポ
ートと、前記ポンプの一方の出口ポートと連通している
ポンプ配送通路と、前記ポンプの他方に対する出口ポー
トを前記ポンプ配送通路と接続している一方向流れ弁装
置とを有し、それによって前記ポンプの両者の流量出力
が前記移行速度より高い被駆動速度において配送通路に
供給する第１及び第２の定容積ポンプと、前記移行速度
より低い被駆動速度において前記他のポンプに対する入
口及び出口ポートを接続するためのポンプ被駆動速度に
応答可能な流量制御弁装置と、流体出口ポートを有する
流量制御ポンプを含むポンプ被駆動速度発生装置と、前
記流量制御ポンプの出口ポートと連通している速度信号
通路及び前記速度信号通路内に速度圧力を発生するため
に前記速度信号通路に連通している制御オリフィス装置
と、を備え、前記流量制御弁装置が、移行圧力が前記移
行値より高い速度に相当する値まで増加するのに応答し
て前記対のポンプ要素の他のポンプ要素の入口ポートと
出口ポートとを連通させるために前記速度信号通路と連
通して構成されている。
（作用） 本発明は、簡素化した流量制御弁と、一つのポンプの
排出側が低い車両速度において第２のポンプの排出側に
接続されるようになっている２ステージ定容積ポンプ組
立体とを有するので、前述の従来技術の開示とは区別さ
れる。しかしながら、流量制御弁が一つの位置から他の
位置に動かされたとき、第２のポンプの排出側は入口側
に接続されるようになっている。ポンプの駆動速度が増
加すると、第２のポンプはゼロ正味圧力差に対して動作
し、それによってポンプ組立体を駆動するのに必要な馬
力を減少する。
排出側が低い車両速度において第２のポンプの排出側に
接続されるようになっている２ステージ定容積ポンプ組
立体とを有するので、前述の従来技術の開示とは区別さ
れる。しかしながら、流量制御弁が一つの位置から他の
位置に動かされたとき、第２のポンプの排出側は入口側
に接続されるようになっている。ポンプの駆動速度が増
加すると、第２のポンプはゼロ正味圧力差に対して動作
し、それによってポンプ組立体を駆動するのに必要な馬
力を減少する。
高圧に対抗する高いポンプ速度において過剰な流体が
汲み上げられないので流体通路は下流側でよい。この特
徴により、スペースを節約できかつ製造コストを減少で
きる。
汲み上げられないので流体通路は下流側でよい。この特
徴により、スペースを節約できかつ製造コストを減少で
きる。
本発明はポンプ速度信号を得るための簡素化した装置
を提供する。この装置は最小の動力を必要とする一対の
簡単な流量制御ポンプ歯車を備えている。これらのポン
プ歯車は、入口側において主定容積汲み上げステージの
取入れ側に連通する小容量のポンプを形成している。流
量制御ポンプ歯車の出口側は流量制御弁と連通すると共
に流量制御ポンプ歯車の排出側と排出区域との間の制御
可能なオリフィスと連通する。このように、流量制御ポ
ンプ歯車の排出側に生起される圧力は、制御可能なオリ
フィスを横切る圧力差が流量制御ポンプ歯車の速度が増
加すると増加するので、駆動速度に依存する。もし流量
制御ポンプ歯車の速度が所定の値を超えていると、流量
制御弁は、主歯車汲み上げステージの一つの排出側が主
汲み上げステージに対する共通の入口に接続される位置
に移動される。流量制御ポンプ歯車は主ポンプ歯車の速
度に比例した速度で駆動される。
を提供する。この装置は最小の動力を必要とする一対の
簡単な流量制御ポンプ歯車を備えている。これらのポン
プ歯車は、入口側において主定容積汲み上げステージの
取入れ側に連通する小容量のポンプを形成している。流
量制御ポンプ歯車の出口側は流量制御弁と連通すると共
に流量制御ポンプ歯車の排出側と排出区域との間の制御
可能なオリフィスと連通する。このように、流量制御ポ
ンプ歯車の排出側に生起される圧力は、制御可能なオリ
フィスを横切る圧力差が流量制御ポンプ歯車の速度が増
加すると増加するので、駆動速度に依存する。もし流量
制御ポンプ歯車の速度が所定の値を超えていると、流量
制御弁は、主歯車汲み上げステージの一つの排出側が主
汲み上げステージに対する共通の入口に接続される位置
に移動される。流量制御ポンプ歯車は主ポンプ歯車の速
度に比例した速度で駆動される。
ポンプ速度が測定された値を超えて増加したとき、流
量制御弁は増加した流量に応答し、単に一つの汲み上げ
ステージが圧力の要求を満たすように主汲み上げ歯車の
一つに組の一方の側を排出する。
量制御弁は増加した流量に応答し、単に一つの汲み上げ
ステージが圧力の要求を満たすように主汲み上げ歯車の
一つに組の一方の側を排出する。
本発明の簡素化した弁装置は、従来技術として知られ
ている複雑な速度センサ及び回路バイパス弁構造を設け
る必要がない。流量制御ポンプ歯車は最小の流量要件を
有し、かつ主汲み上げ歯車ステージの一つを移行速度値
をこえる高速で不動作にすることによって得られる動力
の節約に比較して最小の汲み上げ損失を有する。
ている複雑な速度センサ及び回路バイパス弁構造を設け
る必要がない。流量制御ポンプ歯車は最小の流量要件を
有し、かつ主汲み上げ歯車ステージの一つを移行速度値
をこえる高速で不動作にすることによって得られる動力
の節約に比較して最小の汲み上げ損失を有する。
本発明の複容積ポンプは油温の変化に起因する粘度の
変化に対して自己補償を行う。通常この種の変速機にお
いて、変速機ポンプに取り付けられている弁回路におけ
る流体の漏れは動作温度が上昇すると増加する。そのう
え、ポンプ歯車それ自身の回りの漏洩バイパス流は動作
温度が上昇すると増加する。本発明の流量制御ポンプ歯
車は、流量制御ポンプ歯車が形成されている材料の熱膨
張係数が主歯車の熱膨張係数と一致するように設計され
ている。例えば、適当な成形樹脂又はプラスチックが使
用され得る。このように、温度の上昇は流量制御ポンプ
歯車の速度の増加に対する流量制御弁の応答を遅らせ
る。これは好ましい特性である。なぜならば、流量制御
ポンプ歯車を横切るバイパス流の増加に起因する流量制
御弁の応答の遅れは、変速機回路自身の流量要件及び主
ポンプ歯車の漏洩流量の増加を引き起こす同じ条件の下
で起こる。流量制御弁が一方の位置から他方の位置に動
かされる切換え点の変化は、流体の粘度が変化するため
流量要件の変化を本来的に補償する。
変化に対して自己補償を行う。通常この種の変速機にお
いて、変速機ポンプに取り付けられている弁回路におけ
る流体の漏れは動作温度が上昇すると増加する。そのう
え、ポンプ歯車それ自身の回りの漏洩バイパス流は動作
温度が上昇すると増加する。本発明の流量制御ポンプ歯
車は、流量制御ポンプ歯車が形成されている材料の熱膨
張係数が主歯車の熱膨張係数と一致するように設計され
ている。例えば、適当な成形樹脂又はプラスチックが使
用され得る。このように、温度の上昇は流量制御ポンプ
歯車の速度の増加に対する流量制御弁の応答を遅らせ
る。これは好ましい特性である。なぜならば、流量制御
ポンプ歯車を横切るバイパス流の増加に起因する流量制
御弁の応答の遅れは、変速機回路自身の流量要件及び主
ポンプ歯車の漏洩流量の増加を引き起こす同じ条件の下
で起こる。流量制御弁が一方の位置から他方の位置に動
かされる切換え点の変化は、流体の粘度が変化するため
流量要件の変化を本来的に補償する。
移行状況において流量制御ポンプ歯車に対する出口ポ
ートに非常に小さな出口圧力のみがが要求される。自動
車変速機に対して圧力は約0.7ないし1.05kg/cm2（10な
いし15psi）である。それ故、流量制御ポンプ歯車を駆
動するのに要求される馬力は非常に小さい。
ートに非常に小さな出口圧力のみがが要求される。自動
車変速機に対して圧力は約0.7ないし1.05kg/cm2（10な
いし15psi）である。それ故、流量制御ポンプ歯車を駆
動するのに要求される馬力は非常に小さい。
特にもし電気的に取り付けられたソレノイドで動作さ
れるバイパス弁が使用されるとすれば、従来技術の複雑
な回路設計に比較して設計が簡単であるので、ポンプ組
立体が故障する機会は少なくなる。従来技術は、通常、
電子速度センサ及び電子制御モジュールを必要とし、そ
の電子制御モジュールは、ソレノイド弁のための適当な
速度信号を発生するために電子プロセッサによって使用
されるクロック回路及び電子パルス発生器を有する。
れるバイパス弁が使用されるとすれば、従来技術の複雑
な回路設計に比較して設計が簡単であるので、ポンプ組
立体が故障する機会は少なくなる。従来技術は、通常、
電子速度センサ及び電子制御モジュールを必要とし、そ
の電子制御モジュールは、ソレノイド弁のための適当な
速度信号を発生するために電子プロセッサによって使用
されるクロック回路及び電子パルス発生器を有する。
（実施例） 第１図及び第２図の番号10は全体にポンプハウジング
をしめす。第１図及び第２図は米国特許第4,347,765号
に示される種類の変速機用のポンプハウジングを概略的
に示し、その米国特許のポンプは図に示されるように外
部歯車ポンプと言うよりはむしろ内部及び外部ポンプ歯
車を有する三日月型（crescent）歯車ポンプである。ポ
ンプのハウジングは三つのポンプ歯車開口12、14及び16
が形成され、それらは中心軸線が平行に隔てられた円筒
状の開口である。開口は、開口14と開口12とが共通の部
分を有するように、図示のごとく重ね合わされる。一対
の開口14及び16についても同じことが言え、共通部分で
重ね合わされる。
をしめす。第１図及び第２図は米国特許第4,347,765号
に示される種類の変速機用のポンプハウジングを概略的
に示し、その米国特許のポンプは図に示されるように外
部歯車ポンプと言うよりはむしろ内部及び外部ポンプ歯
車を有する三日月型（crescent）歯車ポンプである。ポ
ンプのハウジングは三つのポンプ歯車開口12、14及び16
が形成され、それらは中心軸線が平行に隔てられた円筒
状の開口である。開口は、開口14と開口12とが共通の部
分を有するように、図示のごとく重ね合わされる。一対
の開口14及び16についても同じことが言え、共通部分で
重ね合わされる。
開口14は外部歯車ポンプ要素18を受ける。対応する外
部歯車ポンプ要素20及び22はそれぞれ開口12及び16に受
けられている。要素18は、例えばトルクコンバータのイ
ンペラのような変速機のトルク入力要素に接続されてい
るポンプ駆動要素として作用し、そのインペラは内燃機
関によって駆動される。
部歯車ポンプ要素20及び22はそれぞれ開口12及び16に受
けられている。要素18は、例えばトルクコンバータのイ
ンペラのような変速機のトルク入力要素に接続されてい
るポンプ駆動要素として作用し、そのインペラは内燃機
関によって駆動される。
要素18は要素20及び22として駆動的に係合して汲み上
げ作用を行う。要素18は第１図及び第２図で矢印の方向
に駆動される。各対の歯車18、20及び22はポンプ入口及
びポンプ出口を有する。対の歯車要素18及び22に対する
ポンプ入口は24で示されかつ対の歯車18及び20に対する
対応するポンプ入口は26で示されている。
げ作用を行う。要素18は第１図及び第２図で矢印の方向
に駆動される。各対の歯車18、20及び22はポンプ入口及
びポンプ出口を有する。対の歯車要素18及び22に対する
ポンプ入口は24で示されかつ対の歯車18及び20に対する
対応するポンプ入口は26で示されている。
低圧溜め28は通路30を介して入口24と通じ、その入口
24は通路32を介して入口26と通じる。
24は通路32を介して入口26と通じる。
対の歯車要素18及び22に対する高圧流体配送ポートは
34で示されている。対の歯車要素20及び18に対する対応
する高圧配送ポートは36で示されている。配送ポート34
は圧力配送通路38と連通し、その配送通路は自動変速機
その他のための制御弁装置と連通してもよい。対の歯車
要素18及び20に対する配送ポート36は通路40及び一方向
流れチェック弁42を介して通路38に連通している。この
弁は、通路40から通路38への流れは許容されるが、通路
38から通路40への逆の流れが阻止されるように環状のシ
ートに着座する弁要素を備えている。
34で示されている。対の歯車要素20及び18に対する対応
する高圧配送ポートは36で示されている。配送ポート34
は圧力配送通路38と連通し、その配送通路は自動変速機
その他のための制御弁装置と連通してもよい。対の歯車
要素18及び20に対する配送ポート36は通路40及び一方向
流れチェック弁42を介して通路38に連通している。この
弁は、通路40から通路38への流れは許容されるが、通路
38から通路40への逆の流れが阻止されるように環状のシ
ートに着座する弁要素を備えている。
通路40は、46で示される流量制御弁の弁室44と連通す
る。弁46は隔てられた弁ランド部50及び52を有する弁ス
プール48を備えている。弁開口44と通路40との連通は枝
通路54によって与えられる。
る。弁46は隔てられた弁ランド部50及び52を有する弁ス
プール48を備えている。弁開口44と通路40との連通は枝
通路54によって与えられる。
弁スプール48は弁ばね56によって図に示されるように
上方向に偏倚される。弁スプールが第１図に示される位
置にあるとき、低圧供給通路32は弁ランド部52によって
阻止される。このように対の歯車ポンプ要素18及び20の
供給側と通路54との間の連通は形成されない。もし弁ス
プールが第２図に示されるように下方向に移動される
と、歯車ポンプ要素18及び20の供給側と通路54との間で
連通する。このように、歯車ポンプ要素18及び20の高圧
側は低圧溜めと連通し、歯車ポンプ要素18及び20によっ
て汲み上げられた流体は低い圧力の下でポート36からポ
ート26に循環される。歯車ポンプ要素18及び20の汲み上
げ作用により小さな圧力差だけが生起される。
上方向に偏倚される。弁スプールが第１図に示される位
置にあるとき、低圧供給通路32は弁ランド部52によって
阻止される。このように対の歯車ポンプ要素18及び20の
供給側と通路54との間の連通は形成されない。もし弁ス
プールが第２図に示されるように下方向に移動される
と、歯車ポンプ要素18及び20の供給側と通路54との間で
連通する。このように、歯車ポンプ要素18及び20の高圧
側は低圧溜めと連通し、歯車ポンプ要素18及び20によっ
て汲み上げられた流体は低い圧力の下でポート36からポ
ート26に循環される。歯車ポンプ要素18及び20の汲み上
げ作用により小さな圧力差だけが生起される。
一対の流量制御ポンプ歯車58及び60がトルクコンバー
タのインペラ又は駆動ポンプ歯車要素に、エンジン速度
に比例して駆動されるように、駆動的に接続されてい
る。これらのポンプ歯車は協働するポンプ歯車空洞62及
び63内に置かれている。流量制御ポンプ歯車が矢印で示
される方向に回転するとき、流体がポンプ出口ポート64
及び制御圧力ポート66に配送される。流量制御ポンプ歯
車のための入口ポート68は溜め28に通じている低圧通路
32と連通する。
タのインペラ又は駆動ポンプ歯車要素に、エンジン速度
に比例して駆動されるように、駆動的に接続されてい
る。これらのポンプ歯車は協働するポンプ歯車空洞62及
び63内に置かれている。流量制御ポンプ歯車が矢印で示
される方向に回転するとき、流体がポンプ出口ポート64
及び制御圧力ポート66に配送される。流量制御ポンプ歯
車のための入口ポート68は溜め28に通じている低圧通路
32と連通する。
制御圧力通路66はランド部50の上側で弁室44と通じそ
れによってばね56の力に対抗する制御圧力の力を確立す
る。制御圧力通路66は調整可能な制御オリフィス69と通
じる。調整可能な弁要素70はオリフィスの有効寸法が制
御されるようにオリフィス69と協働する。
れによってばね56の力に対抗する制御圧力の力を確立す
る。制御圧力通路66は調整可能な制御オリフィス69と通
じる。調整可能な弁要素70はオリフィスの有効寸法が制
御されるようにオリフィス69と協働する。
流量制御ポンプ歯車の被駆動速度が増加すると、制御
圧力通路66を通る流れが増加する。通路66内の流量が増
加すると、調整可能な流量制御オリフィス69における流
量制限のために通路66内の圧力は増加する。圧力が増加
すると、弁要素に作用する力は増加する。ばね56の力が
制限圧力通路66内の圧力により打ち負かされると、ばね
は圧縮されてそれによって圧力供給通路32と通路54との
間が連通される。これは対の歯車ポンプ要素によって配
送される流体を18及び20によってバイパスする。
圧力通路66を通る流れが増加する。通路66内の流量が増
加すると、調整可能な流量制御オリフィス69における流
量制限のために通路66内の圧力は増加する。圧力が増加
すると、弁要素に作用する力は増加する。ばね56の力が
制限圧力通路66内の圧力により打ち負かされると、ばね
は圧縮されてそれによって圧力供給通路32と通路54との
間が連通される。これは対の歯車ポンプ要素によって配
送される流体を18及び20によってバイパスする。
通路54が低圧通路32と連通するやいなや、チェック弁
42は流体が単に一対の歯車ポンプ要素18及び22によって
のみ加圧された配送通路に供給されるように閉じられ
る。この状態は第２図に示される。
42は流体が単に一対の歯車ポンプ要素18及び22によって
のみ加圧された配送通路に供給されるように閉じられ
る。この状態は第２図に示される。
流量制御弁要素48が切り換えられる前に、両対の歯車
ポンプ要素は通路38において流れを配送する。弁要素48
が切り換えられる移行点に達した後、ポンプ歯車要素の
対18及び20を駆動するのに要求される汲み上げ馬力はほ
ぼゼロに減少される。これは第２図に示される状態であ
る。移行が起こる点は流れ制御オリフィス68の大きさを
変えるように弁要素70を適切に調整することによって制
御され得る。
ポンプ要素は通路38において流れを配送する。弁要素48
が切り換えられる移行点に達した後、ポンプ歯車要素の
対18及び20を駆動するのに要求される汲み上げ馬力はほ
ぼゼロに減少される。これは第２図に示される状態であ
る。移行が起こる点は流れ制御オリフィス68の大きさを
変えるように弁要素70を適切に調整することによって制
御され得る。
もし油の温度が高いと、流量制御ポンプ歯車の回りの
漏れは油が冷たいときの漏れよりも高い。このように、
流量制御ポンプ歯車は高速で回転されて流量制御弁にお
いて十分な圧力を与え弁要素48を第２図に示される位置
において移動する。流量制御ポンプ歯車によって汲み上
げられる流体の有効温度は主ポンプ歯車における流体の
有効温度とほぼ同じである。このように、高温におい
て、ポンプ歯車要素18、20及び22の回りをバイパスする
流れは増加する。更に、変速機からの弁回路における漏
れは温度が高いときは高く、温度が高い方が温度が低い
よりも多量の流体が通路38に配送される。それ故、温度
が高いとき弁要素48が高いほうに切り換えられる移行点
にとっては好ましい。前述のように、高温においてタン
デム汲み上げモードから単一ステージ汲み上げモードへ
の移行を行うために流量制御ポンプ歯車が高速で回転さ
れることので、それが達成されるのが確かに有効であ
る。
漏れは油が冷たいときの漏れよりも高い。このように、
流量制御ポンプ歯車は高速で回転されて流量制御弁にお
いて十分な圧力を与え弁要素48を第２図に示される位置
において移動する。流量制御ポンプ歯車によって汲み上
げられる流体の有効温度は主ポンプ歯車における流体の
有効温度とほぼ同じである。このように、高温におい
て、ポンプ歯車要素18、20及び22の回りをバイパスする
流れは増加する。更に、変速機からの弁回路における漏
れは温度が高いときは高く、温度が高い方が温度が低い
よりも多量の流体が通路38に配送される。それ故、温度
が高いとき弁要素48が高いほうに切り換えられる移行点
にとっては好ましい。前述のように、高温においてタン
デム汲み上げモードから単一ステージ汲み上げモードへ
の移行を行うために流量制御ポンプ歯車が高速で回転さ
れることので、それが達成されるのが確かに有効であ
る。
理想的には流量制御ポンプ歯車が形成される材料の熱
膨張係数は主ポンプ歯車が形成される材料の熱膨張係数
より僅かに大きくなければならない。そこで、温度の上
昇につれて制御弁装置における増加した漏洩に調和する
ために温度変化にたいして過剰補償がある。流量制御ポ
ンプ歯車は、そのポンプ歯車に作用する圧力差がむしろ
小さいので、安価な方法で作られ得る。例えば、流量制
御ポンプ歯車によって生起される最大圧力は約0.7ない
し1.05kg（10ないし15psi）であり、しかるに主ポンプ
歯車によって生起される最大圧力は約21kg（300psi）に
もなる。
膨張係数は主ポンプ歯車が形成される材料の熱膨張係数
より僅かに大きくなければならない。そこで、温度の上
昇につれて制御弁装置における増加した漏洩に調和する
ために温度変化にたいして過剰補償がある。流量制御ポ
ンプ歯車は、そのポンプ歯車に作用する圧力差がむしろ
小さいので、安価な方法で作られ得る。例えば、流量制
御ポンプ歯車によって生起される最大圧力は約0.7ない
し1.05kg（10ないし15psi）であり、しかるに主ポンプ
歯車によって生起される最大圧力は約21kg（300psi）に
もなる。
第３図において、10気圧に等しい圧力において全体の
ポンプ効率が50％と仮定して本発明の改良した複容積
（dual capacity）ポンプ組立体の動力要件の見積もり
を示す。第３図はキロワットで測定された汲み上げ馬力
とエンジン速度との間の関係を示す。両汲み上げステー
ジが有効なとき線Ａは直線汲み上げ特性を示す。複汲み
上げモードから単一汲み上げモードへの変化に対する移
行点はＢで示される。点Ｂに達した後汲み上げ馬力はＣ
で示される値に降下する。その後、単一の汲み上げステ
ージが有効な場合の速度の増加は線Ｄで示される。再
び、こお関係はほぼ直線であるが、線Ａの対応する部分
より実質的に低く降下する。このように、有効動力の節
約は第３図において斜線表示区域Ｅで示される。
ポンプ効率が50％と仮定して本発明の改良した複容積
（dual capacity）ポンプ組立体の動力要件の見積もり
を示す。第３図はキロワットで測定された汲み上げ馬力
とエンジン速度との間の関係を示す。両汲み上げステー
ジが有効なとき線Ａは直線汲み上げ特性を示す。複汲み
上げモードから単一汲み上げモードへの変化に対する移
行点はＢで示される。点Ｂに達した後汲み上げ馬力はＣ
で示される値に降下する。その後、単一の汲み上げステ
ージが有効な場合の速度の増加は線Ｄで示される。再
び、こお関係はほぼ直線であるが、線Ａの対応する部分
より実質的に低く降下する。このように、有効動力の節
約は第３図において斜線表示区域Ｅで示される。
本発明を実施するための最適のモードが詳細に示され
たが、当業者は特許請求の範囲に記載の本発明を実施す
るための種々の変更、改良を行うことができる。
たが、当業者は特許請求の範囲に記載の本発明を実施す
るための種々の変更、改良を行うことができる。
第１図は、特に参考にした米国特許第4,347,765号に示
された種類の変速機回路に使用された複ステージポンプ
組立体のポンプ歯車を示す概略図であり、流量制御弁が
低速状態で示している図、第２図は第１図と同様の図で
あるが、流量制御弁は高速位置に動かされ状態を示す
図、第３図は10気圧における全体のポンプ効率が50％と
仮定した本発明の複容積ポンプの見積もられた動力要件
を示すグラフである。 10:ポンプハウジング 12、14、16:開口 18、20、22:ポンプ歯車要素 26、36:ポート 56、60:流量制御ポンプ歯車 62、63:空洞 69:オリフィス 70:弁要素
された種類の変速機回路に使用された複ステージポンプ
組立体のポンプ歯車を示す概略図であり、流量制御弁が
低速状態で示している図、第２図は第１図と同様の図で
あるが、流量制御弁は高速位置に動かされ状態を示す
図、第３図は10気圧における全体のポンプ効率が50％と
仮定した本発明の複容積ポンプの見積もられた動力要件
を示すグラフである。 10:ポンプハウジング 12、14、16:開口 18、20、22:ポンプ歯車要素 26、36:ポート 56、60:流量制御ポンプ歯車 62、63:空洞 69:オリフィス 70:弁要素
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 グレン・ジー・スワンソン アメリカ合衆国ニューヨーク州14882, ランジング，アームストロング・ロード 110 (56)参考文献 実開 平１−78282（ＪＰ，Ｕ) (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F04C 15/04 311
Claims (6)
- 【請求項１】速度範囲に亙って動作するようになってい
る第１及び第２の対の定容積ポンプ要素であって、前記
対の要素の各々が流体入口ポートと流体出口ポートとを
有し、第１の対の要素のポンプに対する出口ポートが流
れ配送通路と通じる要素と、 前記出口ポート間を一方向に連通し、それによって前記
他方の対の要素に対する出口ポートからの流れが前記配
送通路に伝達される一方向流れ弁装置と、 汲み上げ速度が測定された移行値よりも大きい値に増加
したとき前記対のポンプ要素の他のポンプ要素の入口ポ
ートと出口ポートとの間で連通を行うために前記ポンプ
要素の汲み上げ速度の変化に応答する流量制御弁装置
と、 流体出口ポートを有する流量制御ポンプを含むポンプ被
駆動速度発生装置と、 前記流量制御ポンプの出口ポートと連通している速度信
号通路及び前記速度信号通路内に速度圧力を発生するて
めに前記速度信号通路に連通している制御オリフィス装
置と、 を備え、前記流量制御弁装置が、速度圧力が前記移行値
より高い速度に相当する値まで増加するのに応答して前
記対のポンプ要素の他のポンプ要素の入口ポートと出口
ポートとを連通させるために前記速度信号通路と連通し
ている複容積流体ポンプ。 - 【請求項２】前記流量制御ポンプが低圧流量供給部と連
通している入口ポートを有する一対のポンプ歯車を備
え、前記流量制御弁装置が速度圧力区域を有するシャト
ル弁要素と、前記速度圧力の力に対抗する力で前記シャ
トル弁要素を偏倚する装置とを備え、 前記シャトル弁要素が、前記速度圧力によって移動され
たとき前記他の対のポンプ要素の前記入口ポートと出口
ポートとの間を連通する隔てられた弁ランド部を有する
請求項１に記載の複容積流体ポンプ。 - 【請求項３】前記第１及び第２のポンプが共通のポンプ
歯車を有し、各ポンプの要素が前記共通のポンプ歯車と
かみあっているポンプ歯車を有していてそれによって二
つの汲み上げステージを形成している請求項１に記載の
複容積流体ポンプ。 - 【請求項４】移行速度より大きい速度及び小さい速度の
両方の速度範囲内の速度で駆動されるようになっている
複容積ポンプ組立体において、 第１及び第２の定容積ポンプであって、各々が、入口ポ
ート及び出口ポートと、前記ポンプの一方の出口ポート
と連通しているポンプ配送通路と、前記ポンプの他方に
対する出口ポートを前記ポンプ配送通路と接続している
一方向流れ弁装置とを有し、それによって前記ポンプの
両者の流量出力が前記移行速度より高い被駆動速度にお
いて配送通路に供給する第１及び第２の定容積ポンプ
と、 前記移行速度より低い被駆動速度において前記他のポン
プに対する入口及び出口ポートを接続するためのポンプ
被駆動速度に応答可能な流量制御弁装置と、 流体出口ポートを有する流量制御ポンプを含むポンプ被
駆動速度発生装置と、 前記流量制御ポンプの出口ポートと連通している速度信
号通路及び前記速度信号通路内に速度圧力を発生するた
めに前記速度信号通路に連通している制御オリフィス装
置と、 を備え、前記流量制御弁装置が、移行圧力が前記移行値
より高い速度に相当する値まで増加するのに応答して前
記対のポンプ要素の他のポンプ要素の入口ポートと出口
ポートとを連通させるために前記速度信号通路と連通し
ている複容積流体ポンプ組立体。 - 【請求項５】前記流体制御ポンプが、低圧流量供給部と
連通している入口ポートを有する一対のポンプ歯車を備
え、前記流量制御弁装置が速度圧力区域を有するシャト
ル弁要素と、前記シャトル弁要素に作用する弁ばねとを
備え、 前記シャトル弁要素が、前記弁ばねの力に対抗する前記
速度圧力によって移動されたとき前記他の対のポンプ要
素の前記入口ポートと出口ポートとの間を連通する隔て
られた弁ランド部を有する請求項４に記載の複容積流体
ポンプ組立体。 - 【請求項６】前記ポンプ要素の対が共通のポンプ歯車を
有し、各対の要素の一つの要素が前記共通のポンプ歯車
とかみ合っているポンプ歯車を有していてそれによって
二つの汲み上げステージを形成している請求項４に記載
の複容積流体ポンプ組立体。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| US42959589A | 1989-10-31 | 1989-10-31 | |
| US429595 | 1989-10-31 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH03156184A JPH03156184A (ja) | 1991-07-04 |
| JP2868886B2 true JP2868886B2 (ja) | 1999-03-10 |
Family
ID=23703912
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2295132A Expired - Fee Related JP2868886B2 (ja) | 1989-10-31 | 1990-10-31 | 複容積流体ポンプ |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| EP (1) | EP0426278B1 (ja) |
| JP (1) | JP2868886B2 (ja) |
| CA (1) | CA2022841A1 (ja) |
| DE (1) | DE69014555T2 (ja) |
Families Citing this family (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US5087177A (en) * | 1989-10-31 | 1992-02-11 | Borg-Warner Automotive, Inc. | Dual capacity fluid pump |
| FR2882095B1 (fr) * | 2005-02-17 | 2011-05-06 | Hispano Suiza Sa | Alimentation en carburant d'un moteur d'aeronef |
| CN103939337A (zh) * | 2014-04-23 | 2014-07-23 | 阜新安联液压有限公司 | 内置卸荷装置齿轮泵 |
| CN105370567B (zh) * | 2015-12-14 | 2017-08-29 | 贵州红林机械有限公司 | 自动分压式双联齿轮泵 |
Family Cites Families (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4065228A (en) * | 1977-02-24 | 1977-12-27 | Caterpillar Tractor Co. | Hydraulic control for variable displacement pumps |
| US4080979A (en) * | 1977-03-22 | 1978-03-28 | Caterpillar Tractor Co. | Combined summing and underspeed valve |
| US4222712A (en) * | 1978-02-15 | 1980-09-16 | Sundstrand Corporation | Multiple displacement pump system with bypass controlled by inlet pressure |
| US4502845A (en) * | 1983-03-24 | 1985-03-05 | General Motors Corporation | Multistage gear pump and control valve arrangement |
-
1990
- 1990-08-08 CA CA 2022841 patent/CA2022841A1/en not_active Abandoned
- 1990-08-16 EP EP19900309001 patent/EP0426278B1/en not_active Expired - Lifetime
- 1990-08-16 DE DE1990614555 patent/DE69014555T2/de not_active Expired - Fee Related
- 1990-10-31 JP JP2295132A patent/JP2868886B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH03156184A (ja) | 1991-07-04 |
| CA2022841A1 (en) | 1991-05-01 |
| EP0426278A1 (en) | 1991-05-08 |
| DE69014555T2 (de) | 1995-04-13 |
| EP0426278B1 (en) | 1994-11-30 |
| DE69014555D1 (de) | 1995-01-12 |
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