JP6017887B2

JP6017887B2 - Inner rotor manufacturing method and inner rotor

Info

Publication number: JP6017887B2
Application number: JP2012185665A
Authority: JP
Inventors: 貴俊渡邊; 正人井筒; 天野　勝; 勝天野; 藤木　謙一; 謙一藤木
Original assignee: Yamada Manufacturing Co Ltd
Current assignee: Apic Yamada Corp
Priority date: 2012-08-24
Filing date: 2012-08-24
Publication date: 2016-11-02
Anticipated expiration: 2032-08-24
Also published as: JP2014043794A

Description

本発明は、インナーロータの中心孔にシャフトを圧入固定してインナーロータを組み付けることにおいて、その組付完了後の歯面形状を理想とする寸法値に極めて近いものにできるインナーロータの製造方法及びそのインナーロータに関する。 The present invention relates to a method for manufacturing an inner rotor, in which a tooth surface shape after assembly completion can be made very close to an ideal dimension value by assembling an inner rotor by press-fitting and fixing a shaft into a central hole of the inner rotor, and It relates to the inner rotor.

従来、内接歯車式のオイルポンプ等において、そのインナーロータは、インナーロータの中心孔にシャフトを圧入固定して、該シャフトを回転させることによりインナーロータも一緒に回転駆動させる。 2. Description of the Related Art Conventionally, in an internal gear type oil pump or the like, the inner rotor presses and fixes a shaft into the center hole of the inner rotor, and the inner rotor is also rotationally driven by rotating the shaft.

この種のものとして、特許文献１が存在する。この特許文献１を概略する。なお、説明にて使用する符号は、特許文献１にて使用されているものをそのまま使用する。特許文献１は、その図１に示されるように、インナーロータ１０はサイクロイド曲線等により形成された４枚の外歯を有し、この外歯に対応する形状の５枚の内歯を有する図示しないアウターロータ内に組み込まれて、オイルポンプを構成する。 There exists patent document 1 as this kind of thing. This patent document 1 is outlined. In addition, the code | symbol used in description uses what is used by patent document 1 as it is. In Patent Document 1, as shown in FIG. 1, the inner rotor 10 has four external teeth formed by a cycloid curve or the like, and has five internal teeth having a shape corresponding to the external teeth. The oil pump is configured by being incorporated in the outer rotor.

オイルポンプは、インナーロータ１０の中心に設けられた穴１１に圧入されたシャフト２０の回転により駆動される。特許文献１の図２には、インナーロータ１０の歯形の詳細形状が示されており、実線は理想的な圧入後の歯面形状、点線はシャフト２０の圧入前のインナーロータ１０の歯面の設計形状を示す。 The oil pump is driven by the rotation of the shaft 20 press-fitted into a hole 11 provided in the center of the inner rotor 10. FIG. 2 of Patent Document 1 shows the detailed shape of the tooth profile of the inner rotor 10. The solid line is the ideal tooth surface shape after press-fitting, and the dotted line is the tooth surface of the inner rotor 10 before press-fitting the shaft 20. Indicates the design shape.

インナーロータ１０の歯面半径の設計値（点線）は、理想値（実線）よりも小さく、且つ理想値との差が、歯底から歯先へ向かい次第に小さくなるように構成されている。 The design value (dotted line) of the tooth surface radius of the inner rotor 10 is configured to be smaller than the ideal value (solid line) and the difference from the ideal value gradually decreases from the tooth bottom to the tooth tip.

また、特許文献１には段落[００１９]に記載されているように、従来より広く使用されている組み合わせ円筒の理論式から導かれる式（２）よりシャフトと外筒とを締め代で圧入した場合の、両部材の接触面での法線方向圧力（嵌め合い圧力）Ｐcは、式Ｐc＝ＤＤ／２・Ｒm／（１／ＥＡ＋（Ｒo・Ｒo＋Ｒm・Ｒm）／ＥＢ（Ｒo・Ｒo−Ｒm・Ｒm）−ＮＡ／ＥＡ＋ＮＢ＋ＥＢ）・・・（２）で得られると記載されている。 Further, as described in paragraph [0019] in Patent Document 1, the shaft and the outer cylinder are press-fitted with a tightening margin from the formula (2) derived from the theoretical formula of a combined cylinder that has been widely used conventionally. In this case, the normal direction pressure (fit pressure) Pc at the contact surfaces of both members is expressed by the equation Pc = DD / 2 · Rm / (1 / EA + (Ro · Ro + Rm · Rm) / EB (Ro · Ro−Rm) * Rm) -NA / EA + NB + EB) It is described that it is obtained by (2).

また、特許文献１の段落[００２０]に記載されたように、従来より広く使用されている組み合わせ円筒の理論式から導かれる式（３）より外円筒外径部分の変形量（半径成分）ｕは、式ｕ＝２・Ｐc・Ｒm・Ｒm・Ｒo／ＥＢ／（Ｒo・Ｒo−Ｒm・Ｒm）・・・（３）で得られると記載されている。 Further, as described in paragraph [0020] of Patent Document 1, the deformation amount (radius component) u of the outer cylinder outer diameter portion from the formula (3) derived from the theoretical formula of the combined cylinder that has been widely used conventionally. Is obtained by the formula u = 2 · Pc · Rm · Rm · Ro / EB / (Ro · Ro−Rm · Rm) (3).

また、特許文献１の段落[００１７]に記載されているように、シャフト圧入前の歯面半径の設計値Ｒ3と圧入後の理想値ｒ3との差ｄ3は、式ｄ3＝ｄ1−（ｄ1−ｄ2）×ｄ／（ｒ2−ｒ1）・・・（１）として設定されると記載されている。 Further, as described in paragraph [0017] of Patent Document 1, the difference d3 between the design value R3 of the tooth surface radius before press-fitting the shaft and the ideal value r3 after press-fitting is expressed by the equation d3 = d1− (d1− d2) × d / (r2−r1) (1) is set.

式（１）を分かりやすく言い換えると、インナーロータの歯面形状の圧入による変形量は、径の大きさの違いに対して一定割合に変化するものであり、変形量は、径が小さい歯底側では大きく、径が大きい歯先側では小さくなるというものである。 In other words, equation (1) can be expressed in an easy-to-understand manner. The amount of deformation caused by the press-fitting of the tooth surface shape of the inner rotor changes at a constant rate with respect to the difference in the size of the diameter. It is large on the side and small on the tooth tip side with a large diameter.

特許第４１１８６０６号公報Japanese Patent No. 4118606

以上の構成には以下のような課題が存在する。前述した理論式は、材料内部に気孔等が全く無い完全弾性体を前提としており、且つ円筒に用いられる理論式である。よって、焼結材のように材料内部に多くの気孔等を含み、インナーロータのように非円筒形状である略歯車形状をした物に対してそのまま上記理論式を適応するには問題がある。また、インナーロータの歯数によっても、上記理論式を適応するには不向きとなる場合もある。 The above configuration has the following problems. The above-described theoretical formula is a theoretical formula used on a cylinder, assuming a completely elastic body having no pores or the like inside the material. Therefore, there is a problem in applying the above-described theoretical formula as it is to a substantially gear-shaped object having a non-cylindrical shape such as an inner rotor that includes many pores and the like inside a sintered material. Also, depending on the number of teeth of the inner rotor, it may be unsuitable for applying the above theoretical formula.

そして、特許文献１に記載の発明について実施したとしても、圧入後のインナーロータの歯面形状は、理想的な歯面形状とならず、そのため設計（期待）した効率、静粛性、耐久性等を得られ難いという状況が予想される。また、特許文献１の段落[００１８]に記載されたように、インナーロータ１０を実施した場合には、試作費用及び確認時間が余計に必要となるものと予想される。 And even if it implements about invention of patent document 1, the tooth surface shape of the inner rotor after press-fit is not an ideal tooth surface shape, therefore, the efficiency (efficiency), silence, durability, etc. which were designed (expected) It is expected that it will be difficult to obtain. Further, as described in paragraph [0018] of Patent Document 1, when the inner rotor 10 is implemented, it is expected that a trial production cost and an additional confirmation time are required.

本発明の目的（解決しよとする技術的課題）は、上記課題を克服し、インナーロータの製造において、設計値による製造品が理想値により一層、近いものとなるようにすることにある。 An object (technical problem to be solved) of the present invention is to overcome the above-described problems and make the manufactured product based on the design value closer to the ideal value in the manufacture of the inner rotor.

そこで、発明者は上記課題を解決すべく、鋭意，研究を重ねた結果、請求項１の発明を、鉄系焼結材よりなるインナーロータと、該インナーロータの中心孔に圧入されるシャフトとからなり、前記インナーロータの一歯の歯面半径は、前記中心孔に前記シャフトが圧入される前の設計値が前記シャフトの圧入後の理想値よりも小さく設定されると共に前記設計値と前記理想値との差は前記インナーロータの歯底から歯先に亘って一定としてなるインナーロータの製造方法としたことにより、上記課題を解決した。 In view of this, the inventor has intensively and researched to solve the above-mentioned problems, and as a result, the invention of claim 1 includes an inner rotor made of an iron-based sintered material and a shaft press-fitted into the center hole of the inner rotor. The tooth surface radius of one tooth of the inner rotor is such that a design value before the shaft is press-fitted into the center hole is set smaller than an ideal value after the shaft is press-fitted, and the design value and the The above-mentioned problem was solved by adopting an inner rotor manufacturing method in which the difference from the ideal value is constant from the root of the inner rotor to the tooth tip.

請求項２の発明を、請求項１において、前記インナーロータの一歯の歯面半径の前記設計値と前記理想値との差は、前記シャフトと前記インナーロータとの片側の圧入締め代の中央値よりも小としてなるインナーロータの製造方法としたことにより、上記課題を解決した。 According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the difference between the design value of the tooth surface radius of one tooth of the inner rotor and the ideal value is the center of the press-fit tightening margin on one side of the shaft and the inner rotor. The above-described problems have been solved by using an inner rotor manufacturing method that is smaller than the value.

請求項１の発明では、インナーロータを鉄系焼結材より形成されるものとし、該インナーロータの一歯の歯面半径は、中心孔にシャフトが圧入される前の設計値を前記シャフトの圧入後の理想値よりも小さく設定すると共に前記設計値と前記理想値との差は前記インナーロータの歯底から歯先に亘って一定としたものである。 In the first aspect of the present invention, the inner rotor is formed of an iron-based sintered material, and the tooth surface radius of one tooth of the inner rotor is the design value before the shaft is press-fitted into the center hole. It is set smaller than the ideal value after press-fitting and the difference between the design value and the ideal value is constant from the tooth bottom to the tooth tip of the inner rotor.

これによって、設計値と、インナーロータの中心孔へのシャフトの圧入後の目標（狙い）値としたシャフト付きインナーロータの理想値における歯面形状が略等しい形状として形成できるため、オイルポンプ特性において目標（狙い）通りの高効率、高静粛性、高耐久性等を有するインナーロータを設計することが可能となる。 In this way, the design value and the tooth surface shape of the ideal value of the inner rotor with the shaft, which is the target (target) value after press-fitting the shaft into the center hole of the inner rotor, can be formed as substantially the same shape. It becomes possible to design an inner rotor having high efficiency, high quietness, high durability, etc. according to a target (target).

さらに、前記インナーロータは、その材質を気孔の無い一般的な材料としたときには、円筒理論計算の場合では肉厚の薄い歯底の方が変形量が大きいものであった。これに対して本発明では、インナーロータを焼結材よりなる略歯車形状としたもので、肉厚差に関わらず、歯底、歯先共に変形量は略等しいものにすることができる。 Further, when the material of the inner rotor is a general material having no pores, the thickness of the thinner tooth bottom is larger in the case of cylindrical theoretical calculation. On the other hand, in the present invention, the inner rotor is formed in a substantially gear shape made of a sintered material, and the deformation amount can be made substantially the same for both the tooth bottom and the tooth tip regardless of the thickness difference.

次に、請求項２の発明では、インナーロータの中心孔へのシャフトの圧入後の狙い値であるインナーロータの理想値に対し、シャフト圧入後のインナーロータの実際の歯面形状が略等しい形状として形成できるため、オイルポンプ特性において狙い通りの高効率、高静粛性、高耐久性等を有するロータを設計することが可能である。 Next, in the invention of claim 2, the actual tooth surface shape of the inner rotor after press-fitting the shaft is substantially equal to the ideal value of the inner rotor that is the target value after press-fitting the shaft into the center hole of the inner rotor. Therefore, it is possible to design a rotor having high efficiency, high quietness, high durability, etc. as intended in the oil pump characteristics.

また、インナーロータの寸法をどの程度変更すれば良いかが事前に把握できるため、実際に物を試作し、インナーロータの中心孔にシャフトを圧入してみて、圧入後の膨れた寸法を測定し、設計寸法を決めるという面倒な作業を無くすことができる。 In addition, since it is possible to know in advance how much the inner rotor dimensions should be changed, actually make a prototype, press the shaft into the center hole of the inner rotor, and measure the swollen dimensions after the press-fitting. The troublesome work of determining design dimensions can be eliminated.

なお、本発明の製造方法にて製造されるインナーロータを用いれば、シャフト圧入後の目標（狙い）値であるインナーロータの理想値に対し、シャフト圧入後のインナーロータの実際の歯面形状が略等しい形状として形成できるため、オイルポンプ特性において目標（狙い）通りの高効率、高静粛性、高耐久性等を有するインナーロータを設計することが可能である。 If the inner rotor manufactured by the manufacturing method of the present invention is used, the actual tooth surface shape of the inner rotor after press-fitting the shaft is smaller than the ideal value of the inner rotor, which is the target (target) value after press-fitting the shaft. Since they can be formed in substantially the same shape, it is possible to design an inner rotor that has high efficiency, high quietness, high durability, etc. as desired (targeted) in oil pump characteristics.

（Ａ）はインナーロータの正面図、（Ｂ）はシャフトと断面にしたインナーロータとを分離した状態の側面図、（Ｃ）はシャフト付きインナーロータの斜視図である。(A) is a front view of an inner rotor, (B) is a side view in a state in which a shaft and an inner rotor having a cross section are separated, and (C) is a perspective view of an inner rotor with a shaft. （Ａ）は従来技術と本発明で同じ理想値を狙った場合の従来設計値と本発明設計値Ｍの差異を記載したインナーロータの正面図、（Ｂ）は（Ａ）の（ア）部拡大図である。(A) is a front view of the inner rotor describing the difference between the conventional design value and the present invention design value M when the same ideal value is aimed at in the prior art and the present invention, and (B) is the (A) part of (A). It is an enlarged view. （Ａ）はシャフト付きインナーロータの一部断面にした正面図、（Ｂ）はシャフトの拡大断面図、（Ｃ）は中心孔の拡大断面図、（Ｄ）は片側の締め代の中央値を示すシャフトと中心孔を示す拡大断面図である。(A) is a front view with a partial cross section of the inner rotor with shaft, (B) is an enlarged cross sectional view of the shaft, (C) is an enlarged cross sectional view of the center hole, and (D) is the median of the tightening margin on one side. It is an expanded sectional view which shows the shaft and center hole which are shown.

以下、本発明を図面に基づいて説明する。本発明においてインナーロータは、内接歯車式オイルポンプ等に使用され、アウターロータと共に装着されている。図示しないアウターロータは、インナーロータの外側に配置され、インナーロータよりも１枚多い内歯を有する形状となっている〔図１(Ａ)，（Ｂ）参照〕。 Hereinafter, the present invention will be described with reference to the drawings. In the present invention, the inner rotor is used in an internal gear type oil pump or the like and is mounted together with the outer rotor. An outer rotor (not shown) is disposed outside the inner rotor and has a shape having one more inner tooth than the inner rotor (see FIGS. 1A and 1B).

インナーロータ１には、シャフト２が装着されて、図示されないオイルポンプのハウジングに装着される。インナーロータ１は、通常のトロコイド曲線等により形成された複数の外歯１１，１１，…を有する〔図１(Ａ)参照〕。本発明の実施形態としては、外歯１１は、８枚構成となっている。但し、外歯１１の数は、８枚に限定されるものではなく、８枚以上又は以下としても構わない。 A shaft 2 is attached to the inner rotor 1 and attached to a housing of an oil pump (not shown). The inner rotor 1 has a plurality of external teeth 11, 11,... Formed by a normal trochoid curve or the like [see FIG. As an embodiment of the present invention, the external teeth 11 have a configuration of 8 sheets. However, the number of external teeth 11 is not limited to eight, and may be eight or more or less.

インナーロータ１の材質は、機械構造部品用焼結材料であり、シャフト２は、特殊鋼棒鋼製である。前記インナーロータ１の回転中心Ｐに設けられた中心孔１２には、シャフト２が圧入により固定装着され、該シャフト２の回転によりインナーロータ１も一緒に回転する。本発明では、前記シャフト２が前記インナーロータ１に装着されたものを製造品とし、これをシャフト付きインナーロータと称する。 The material of the inner rotor 1 is a sintered material for machine structural parts, and the shaft 2 is made of a special steel bar. A shaft 2 is fixedly attached to the center hole 12 provided at the rotation center P of the inner rotor 1 by press fitting, and the inner rotor 1 also rotates together with the rotation of the shaft 2. In the present invention, a product in which the shaft 2 is mounted on the inner rotor 1 is a manufactured product, which is referred to as an inner rotor with a shaft.

また、本発明において、歯面半径とは前記外歯１１の歯先から歯底に亘る曲線の曲率半径のことを言う。そして、曲率半径によって構成される曲線が連続することで、インナーロータ１の外歯１１の形状が形成される。また、インナーロータ１を製造するために、理想値Ｎ及び設計値Ｍが存在する〔図１(Ａ)，図２及び図３（Ａ）参照〕。 In the present invention, the tooth surface radius means a radius of curvature of a curve extending from the tip of the external tooth 11 to the bottom of the tooth. And the shape of the external tooth 11 of the inner rotor 1 is formed because the curve comprised by a curvature radius continues. In addition, an ideal value N and a design value M exist for manufacturing the inner rotor 1 [see FIG. 1 (A), FIG. 2 and FIG. 3 (A)].

理想値Ｎとは、前記インナーロータ１の中心孔１２に前記シャフト２が圧入装着されたシャフト付きインナーロータにおいて目標とする径方向の寸法値である。設計値Ｍとは、インナーロータ１の中心孔１２にシャフト２が圧入されていない状態における径方向の寸法値である。つまり、設計値Ｍとは、シャフト２の圧入後となる理想値Ｎを予想して、前記歯面半径等の諸寸法が理想値Ｎよりも小さ目に設定されるものである。 The ideal value N is a target dimensional value in the radial direction of the inner rotor with a shaft in which the shaft 2 is press-fitted into the center hole 12 of the inner rotor 1. The design value M is a dimension value in the radial direction in a state where the shaft 2 is not press-fitted into the center hole 12 of the inner rotor 1. That is, the design value M is a value in which various dimensions such as the tooth surface radius are set to be smaller than the ideal value N in anticipation of the ideal value N after the shaft 2 is press-fitted.

インナーロータ１の中心孔１２の基準内径Ｈと、シャフト２の基準外径Ｄには、圧入による接続構造となるため、締め代が備わっている。締め代は、最大値と最小値が存在する。前記基準内径Ｈ及び基準外径Ｄは締め代を有する寸法となっており、以下に示す。 Since the reference inner diameter H of the center hole 12 of the inner rotor 1 and the reference outer diameter D of the shaft 2 have a connection structure by press-fitting, a tightening margin is provided. The tightening allowance has a maximum value and a minimum value. The reference inner diameter H and the reference outer diameter D are dimensions having a tightening margin, and are shown below.

前記インナーロータ１における中心孔１２の基準内径Ｈでは、公差の最大値Δｈmaxとし、最小値をΔｈminとする〔図１（Ａ），（Ｂ），図３（Ｃ）参照〕。さらに、シャフト２における基準外径Ｄでが、公差の最大値をΔｄmaxとし、最小値をΔｄminとする〔図１（Ｂ），図３（Ｂ）参照〕。 At the reference inner diameter H of the center hole 12 in the inner rotor 1, the maximum value Δhmax of the tolerance is set and the minimum value is set to Δhmin (see FIGS. 1A, 1B, and 3C). Further, regarding the reference outer diameter D of the shaft 2, the maximum tolerance value is Δdmax and the minimum value is Δdmin (see FIGS. 1B and 3B).

したがって、インナーロータ１の中心孔１２の内径については、
最大で

となり、
最小で

となる。 Therefore, for the inner diameter of the center hole 12 of the inner rotor 1,
Max

And
At a minimum

It becomes.

また、シャフト２の外径については、
最大で

となり、
最小で

となる。 Moreover, about the outer diameter of the shaft 2,
Max

And
At a minimum

It becomes.

ここで、シャフト２の最小値の公差Δｄminと、インナーロータ１の中心孔１２の最大値の公差Δｈmaxについては、シャフト２のΔｄminが、インナーロータ１のΔｈmaxよりも大きい。 Here, regarding the minimum tolerance Δdmin of the shaft 2 and the maximum tolerance Δhmax of the center hole 12 of the inner rotor 1, the Δdmin of the shaft 2 is larger than the Δhmax of the inner rotor 1.

つまり

である。
すなわち、

である。 That is

It is.
That is,

It is.

たとえば、中心孔１２が最小公差Δｈminとし、シャフト２を最大公差Δｄmaxとした場合には、

となる。
ここで、中心孔１２の基準内径Ｈと、シャフト２の基準外径Ｄは等しく、

である。 For example, when the center hole 12 has a minimum tolerance Δhmin and the shaft 2 has a maximum tolerance Δdmax,

It becomes.
Here, the reference inner diameter H of the center hole 12 and the reference outer diameter D of the shaft 2 are equal,

It is.

したがって最大締め代量は、

となる。 Therefore, the maximum tightening allowance is

It becomes.

また、中心孔１２が最大公差Δｈmaxとし、シャフト２を最小公差Δｄminとした場合には、

となり
したがって最小締め代量は、

となる。 When the center hole 12 has a maximum tolerance Δhmax and the shaft 2 has a minimum tolerance Δdmin,

Therefore, the minimum tightening allowance is

It becomes.

上記最大締め代量及び最小締め代量は、中心孔１２の内径と、シャフト２の外径を総合的に見た差異であり、実際には中心孔１２の内径と、シャフト２の外径のそれぞれの直径方向両側における片側の圧入締め代で見ると均等に半分とされた量、つまり締め代量を２で割った量を以下に示す。 The maximum tightening allowance and the minimum tightening allowance are the differences when the inner diameter of the center hole 12 and the outer diameter of the shaft 2 are viewed comprehensively. Actually, the inner diameter of the center hole 12 and the outer diameter of the shaft 2 are different. The amount that is equally halved when viewed from the press-fit tightening margin on one side in each diametrical direction, that is, the amount obtained by dividing the tightening margin amount by 2 is shown below.

最大締め代量の片側半分は、

である。
また、最小締め代量の片側半分は

である。 One half of the maximum tightening allowance is

It is.
One half of the minimum tightening allowance is

It is.

そして、最大締め代量の半分と、最小締め代量の半分との平均値を中央値Ｓｂとすると、中央値Ｓｂは以下のようになる。

である。 Then, assuming that the average value of half of the maximum tightening allowance and half of the minimum tightening allowance is the median value Sb, the median value Sb is as follows.

It is.

さらに、前記インナーロータ１の一歯の歯面半径は、中心孔１２にシャフト２が圧入される前の設計値Ｍが理想値Ｎよりも小さくされる。また、前記設計値Ｍと前記理想値Ｎとの差は前記インナーロータ１の外歯１１における歯底から歯先に亘って一定とする。また、上記に加えて前記インナーロータ１の外歯１１の任意の１歯における歯面半径の設計値Ｍと理想値Ｎとの差Ｓａは、前記中央値Ｓｂよりも小とすることもある〔図２（Ｂ），図３（Ａ）参照〕。 Further, the tooth surface radius of one tooth of the inner rotor 1 is set so that the design value M before the shaft 2 is press-fitted into the center hole 12 is smaller than the ideal value N. The difference between the design value M and the ideal value N is constant from the bottom to the top of the outer teeth 11 of the inner rotor 1. In addition to the above, the difference Sa between the design value M and the ideal value N of the tooth surface radius of any one tooth of the outer teeth 11 of the inner rotor 1 may be smaller than the median value Sb [ 2B and 3A].

つまり

となる。 That is

It becomes.

これによって、インナーロータ１の理想値Ｎに対し、シャフト２の中心孔１２への圧入後におけるインナーロータ１の実際の歯面形状が略等しい形状として形成することができ、オイルポンプ特性において目標（狙い）通りの高効率、高静粛性、高耐久性等を有するロータを設計することが可能となる。 Thereby, the actual tooth surface shape of the inner rotor 1 after press-fitting into the center hole 12 of the shaft 2 can be formed to be substantially equal to the ideal value N of the inner rotor 1, and the target ( It is possible to design a rotor having high efficiency, high quietness, high durability and the like as intended.

さらに、前記インナーロータ１は、その材質を気孔の無い一般的な材料としたときには、円筒理論計算の場合では肉厚の薄い歯底の方が変形量が大きいものであった。これに対して、インナーロータを焼結材よりなる略歯車形状としたもので、肉厚差に関わらず、歯底、歯先共に変形量は略等しいものにすることができる。 Furthermore, when the inner rotor 1 is made of a general material having no pores, the thickness of the thinner tooth bottom is larger in the case of cylindrical theoretical calculation. On the other hand, the inner rotor has a substantially gear shape made of a sintered material, and the deformation amount can be made substantially equal for both the root and the tooth tip regardless of the thickness difference.

また、インナーロータ１の寸法をどの程度変更すれば良いかが事前に把握できるため、実際に物を試作し、インナーロータ１の中心孔１２にシャフト２を圧入してみて、圧入後の膨れた寸法を測定し、設計寸法を決めるという面倒な作業を無くすことができる。 In addition, since it is possible to know in advance how much the dimensions of the inner rotor 1 should be changed, a prototype was actually made, and the shaft 2 was press-fitted into the center hole 12 of the inner rotor 1, and the swelled after the press-fitting The troublesome work of measuring the dimensions and determining the design dimensions can be eliminated.

以下、本発明の実施例として具体的な数値を当て嵌めてみる。シャフト２の外径は、基準外径Ｄと最小公差Δｄmin及び最大公差Δｄmaxをそれぞれ加えたものとしてφ１２．０４５ｍｍ〜φ１２．０５３ｍｍとする。材質は特殊鋼棒鋼である。 Hereinafter, specific numerical values will be applied as examples of the present invention. The outer diameter of the shaft 2 is φ12.045 mm to φ12.053 mm, which is obtained by adding the reference outer diameter D, the minimum tolerance Δdmin, and the maximum tolerance Δdmax. The material is special steel bar.

インナーロータ１の中心孔１２へのシャフト１の固定方法は圧入であり、シャフト２の外径はインナーロータ１の中心孔１２の内径よりも僅かに大きくなっている。インナーロータ１の外歯１１は８枚である。インナーロータ１の内径は、基準内径Ｈと最小公差Δｈmin及び最大公差Δｈmaxをそれぞれ加えたものとしてφ１２．００〜φ１２．０３ｍｍとする。 The shaft 1 is fixed to the center hole 12 of the inner rotor 1 by press fitting, and the outer diameter of the shaft 2 is slightly larger than the inner diameter of the center hole 12 of the inner rotor 1. There are eight external teeth 11 of the inner rotor 1. The inner rotor 1 has an inner diameter of φ12.00 to φ12.03 mm, which is obtained by adding a reference inner diameter H, a minimum tolerance Δhmin, and a maximum tolerance Δhmax.

したがって、圧入締め代量の最小はφ１２．０４５−φ１２．０３＝０．０１５ｍｍ＝１５μｍとなり、圧入締め代量の最大はφ１２．０５３−φ１２．００＝０．０５３ｍｍ＝５３μｍとなる。そして、これらの数値を２で割った片側の圧入締め代は７．５μｍ〜２６．５μｍとなる。そして、片側の圧入締め代の中央値は１７μｍとなる。 Accordingly, the minimum press-fit tightening amount is φ12.045−φ12.03 = 0.015 mm = 15 μm, and the maximum press-fit tightening amount is φ12.053−φ12.00 = 0.053 mm = 53 μm. The press-fitting allowance on one side obtained by dividing these numerical values by 2 is 7.5 μm to 26.5 μm. The median value of the press-fitting allowance on one side is 17 μm.

本実施例では、インナーロータ１の中心孔１２にシャフト２を圧入した後の理想値Ｎ（狙い値）に対し、シャフト２の圧入前の設計値Ｍを径方向（中心から放射方向）に一律１０μｍ小さくした。この１０μｍは、片側の圧入締め代の中央値１７μｍよりは小さいものである。 In this embodiment, the design value M before press-fitting of the shaft 2 is uniformly in the radial direction (from the center to the radial direction) with respect to the ideal value N (target value) after the shaft 2 is press-fitted into the center hole 12 of the inner rotor 1. The size was reduced by 10 μm. This 10 μm is smaller than the median value of 17 μm of the press-fitting allowance on one side.

インナーロータ１の歯面形状を一律に１０μｍ小さくするだけであるので、従来技術のように外歯１１の場所ごとに歯形の補正量を徐々に変化させ設計する必要が無いため、インナーロータの歯形の設計が容易になるという利点がある。図２は、シャフト２の圧入後の理想値Ｎに対する実際のシャフト２の圧入後のインナーロータ１の歯面形状との寸法差を示した図である。 Since it is only necessary to uniformly reduce the tooth surface shape of the inner rotor 1 by 10 μm, it is not necessary to design the correction amount of the tooth profile gradually for each location of the outer teeth 11 as in the prior art. There is an advantage that the design of the system becomes easy. FIG. 2 is a diagram showing a dimensional difference between the ideal value N after the press-fitting of the shaft 2 and the tooth surface shape of the inner rotor 1 after the press-fitting of the actual shaft 2.

本発明を適用することにより理想値Ｎとの差異は±５μｍ以内となり、精度良くシャフト圧入後のインナーロータの歯面形状を設計することが可能となる。 By applying the present invention, the difference from the ideal value N is within ± 5 μm, and the tooth surface shape of the inner rotor after the shaft press-fitting can be designed with high accuracy.

１…インナーロータ１、１１…外歯、１１ａ…歯先、１１ｂ…歯底、１２…中心孔、
２…シャフト、Ｍ…設計値、Ｎ…理想値。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Inner rotor 1, 11 ... External tooth, 11a ... Tooth tip, 11b ... Bottom of tooth, 12 ... Center hole,
2 ... shaft, M ... design value, N ... ideal value.

Claims

鉄系焼結材よりなるインナーロータと、該インナーロータの中心孔に圧入されるシャフトとからなり、前記インナーロータの一歯の歯面半径は、前記中心孔に前記シャフトが圧入される前の設計値が前記シャフトの圧入後の理想値よりも小さく設定されると共に前記設計値と前記理想値との差は前記インナーロータの歯底から歯先に亘って一定としてなることを特徴とするインナーロータの製造方法。 An inner rotor made of an iron-based sintered material and a shaft that is press-fitted into the center hole of the inner rotor, and a tooth surface radius of one tooth of the inner rotor is a value before the shaft is press-fitted into the center hole. The design value is set smaller than the ideal value after press-fitting of the shaft, and the difference between the design value and the ideal value is constant from the tooth bottom to the tooth tip of the inner rotor. A method for manufacturing a rotor.

請求項１において、前記インナーロータの一歯の歯面半径の前記設計値と前記理想値との差は、前記シャフトと前記インナーロータとの片側の圧入締め代の中央値よりも小としてなることを特徴とするインナーロータの製造方法。 2. The difference between the design value of the tooth surface radius of one tooth of the inner rotor and the ideal value according to claim 1 is smaller than a median value of press-fitting allowances on one side of the shaft and the inner rotor. An inner rotor manufacturing method characterized by the above.