JP6863587B2 - 高効率内接歯車式ポンプ - Google Patents

Description

本発明は、歯数がｎのインナーロータと歯数が（ｎ＋１）のアウターロータからなるポンプロータを有する内接歯車式ポンプ、詳しくは、汲み上げるオイルなどの液体のインナーロータとアウターロータの歯間隙間からの洩れ量を低減してポンプ効率を高めた内接歯車式ポンプに関する。

首記の内接歯車式ポンプは、車両のエンジン潤滑用、変速機（ＡＴ・ＣＶＴ）や自動ブレーキ装置の油圧発生用、ディーゼルエンジンの燃料供給用など、様々な用途に利用されている。

その内接歯車式ポンプ、中でも車両に搭載されてバッテリーに蓄えられた電力で駆動するものは、ポンプ効率に優れ、電力消費量が少なくて済むものが要求されている。

内接歯車式ポンプのポンプ効率は、インナーロータとアウターロータ間に形成されるポンピングチャンバ（以下では単にチャンバと言う）の容積効率と機械効率の積で表される。ここに、
ポンプ効率（％）＝容積効率（％）×機械効率（％）÷１００
容積効率（％）＝実吐出量÷理論吐出量×１００
機械効率（％）＝（理論吐出量×吐出圧）÷（２π×駆動トルク）×１００

内接歯車式ポンプの先行技術文献として、例えば、下記特許文献１〜４などが知られている。

特許文献１に記載された内接歯車式ポンプは、一般的な設計思想に基づく吸入ポートと吐出ポートを備えるものである。

ここで言う一般的な設計思想に基づく吸入ポート及び吐出ポートとは、インナーロータとアウターロータが理論偏心位置にある状態で上死点と下死点のポンピングチャンバ（以下では単にチャンバと言う）の体積が最大部、最小部での歯間隙間最小の位置を基準にチャンバの閉じ込み位置（吸入ポートと吐出ポートの始端位置と終端位置）を決めたものである。

また、特許文献２に記載された内接歯車式ポンプは、下記のインナーロータとアウターロータを組み合わせたポンプロータ｛メガフロイドロータ（住友電工社商標）と称されている｝を備えるものである。

インナーロータ：第１の基礎円に接して転がる外転円と第２の基礎円に接して転がる内転円とによって描かれる二つのサイクロイド曲線間にインボリュート曲線を介在した歯形を有する。

アウターロータ：組み合わせ相手のインナーロータを特許文献４に記載の方法で自転、公転させて得られるインナーロータ歯形曲線群の包絡線で創成された歯形を有する。

さらに、特許文献３に記載された内接歯車式ポンプは、自転する創成円の中心位置を自在変化させ、創成円上の一点の軌跡を歯形曲線にしたインナーロータと、そのインナーロータを特許文献４に記載の方法で自転、公転させて得られるインナーロータ歯形曲線群の包絡線で創成された歯形を有するアウターロータを組み合わせたポンプロータ｛ジオクロイドロータ（住友電工社商標）と称されている｝を備えるものである。

この特許文献２、３の内接歯車式ポンプは、歯形を工夫することで歯形設計の自由度を向上させているが、これ等のポンプも、チャンバの閉じ込み位置の決定は、特許文献１のポンプと同様、一般的な設計思想に基づいてなされている。

特開２００７−１２０４６５号公報 特許第４５５７５１４号公報 特許第４６００８４４号公報 実公平０６−０３９１０９号公報

内接歯車式ポンプの容積効率を左右する理論吐出量は、最大チャンバ体積とインナーロータの歯数の積で決まる一定量である。その実吐出量を向上させることがポンプの高効率化につながる。

ところが、既述の一般的な設計手法に基づいてチャンバの閉じ込み位置を決定した従来の内接歯車式ポンプは、インナーロータとアウターロータの歯の噛み合い位置並びに噛み合い位置以外の箇所で両ロータの歯が接触する位置又は歯間が最小となる位置が吸入、吐出の各ポートと重なることから、歯間隙間からの液体の洩れが多くなる。

既述の特許文献２、３の歯形を有する内接歯車式ポンプは、トロコイド曲線やサイクロイド曲線の歯形のポンプロータを有するポンプに比べて、最大体積及び最小体積のチャンバを除いたチャンバのロータ回転方向前後における歯間隙間が大きくなりがちである。

このため、これ等の内接歯車式ポンプは特に、吸入行程においては最大体積となる前の各チャンバが、また、吐出行程においては最小体積となる前の各チャンバが互いに連通した状況が作り出され、それが原因で、歯間隙間を通しての液体の洩れが多くなり易い。このために容積効率が低下してポンプ効率を向上させることに限界が生じている。

そこで、本発明は、歯間隙間からの液体の洩れが少なくて容積効率の向上によるポンプ効率の向上が図れる内接歯車式ポンプを実現して提供することを目的とする。

上記の課題の解決策として提供する本発明の一態様にかかる内接歯車式ポンプは、歯数がｎのインナーロータと歯数がｎ＋１のアウターロータからなるポンプロータをポンプケースに組み込んだものであって、インナーロータとの理論偏心位置に配置されたアウターロータをインナーロータに当たるまで回転させたときのアウターロータとインナーロータの噛み合い位置が下死点側（チャンバ体積が最小になる側）のチャンバ閉じ込み区間にあり、
上死点側（チャンバ体積が最大になる側）では、アウターロータがインナーロータに当たった位置から噛み合い接線方向にアウターロータを移動させたときにアウターロータとインナーロータ間に生じる両ロータの歯の接触位置が上死点側のチャンバ閉じ込み区間にあるものである。

本発明の内接歯車式ポンプは、容積効率が高くてポンプ効率に優れる。

本発明の内接歯車式ポンプの一態様をポンプケースの蓋を外した状態にして示す端面図である。 参考例の内接歯車式ポンプをポンプケースの蓋を外した状態にして示す端面図である。

［本発明の実施形態の説明］
本発明の一態様にかかる内接歯車式ポンプは、歯数がｎのインナーロータと歯数がｎ＋１のアウターロータからなるポンプロータを備えている。

ポンプケースは、ロータ収納室を有するケース本体と前記ロータ収納室の入口を塞ぐ蓋を組み合わせた周知の構造のケースである。

ケース本体は、吸入ポートと吐出ポートを有する。これ等のポートは、前記ロータ収納室の端面（ポンプロータの側面と向き合う面）に開口している。

吸入ポートの終端（チャンバがポート上から出ていく側が終端）と吐出ポートの始端（チャンバがポート上に入り込む側が始端）間及び吐出ポートの終端と吸入ポートの始端間は、最大体積の上死点側のチャンバと最小体積の下死点側のチャンバをそれぞれ吸入、吐出の両ポートから切り離す閉じ込み区間となっている。

例示の内接歯車式ポンプは、インナーロータとの理論偏心位置に配置されたアウターロータをインナーロータに当たるまで回転させたときの当接点（アウターロータとインナーロータの噛み合い位置）が下死点側のチャンバ閉じ込み区間内にある。

また、上死点側では、アウターロータがインナーロータに当たった位置から噛み合い接線方向にアウターロータを移動させたときにアウターロータとインナーロータ間に生じる両ロータの歯の接触位置が上死点側のチャンバ閉じ込み区間にある。

この内接歯車式ポンプは、吸入ポートと吐出ポートを、それらのポート上でのインナーロータとアウターロータの歯間隙間が０．１ｍｍ以上になる位置に配置するとポンプ性能がよい。

ポンプロータは、任意の歯形を採用できるが、歯間隙間が広く設計される既述のメガフロイドロータやジオクロイドロータを有するポンプにこの発明を適用すると、その有効性が特に顕著に現れる。

そのメガフロイドロータやジオクロイドロータを有するポンプは、既述の通り、最大体積及び最小体積のチャンバを除いたチャンバのロータ回転方向前後における歯間隙間がトロコイド曲線やサイクロイド曲線などの歯形のポンプロータを有するポンプに比べて大きくなりがちである。

このため、上死点側のチャンバ閉じ込み区間は、液洩れ防止の観点から、最大体積のチャンバのロータ回転方向前後におけるインナーロータとアウターロータの歯の接触位置が内側に取り込まれ、なおかつ、その歯の接触位置から吸入、吐出の各ポートまでの距離が適度に確保されるものが好ましい。

吸入ポートと吐出ポートを、歯間隙間が０．１ｍｍ以上となる位置に配置することでその要求に応えることができる。

［本発明の実施形態の詳細］
本発明の一態様にかかる内接歯車式ポンプの具体例を、以下に添付図面の図１を参照しつつ説明する。なお、本発明はこれ等の例示に限定されるものではなく、特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

例示の内接歯車式ポンプ１は、ポンプロータ２をポンプケース３に収納して構成されている。

ポンプロータ２は、歯数がｎのインナーロータ２ｉと、歯数がｎ＋１のアウターロータ２ｏを組み合わせたものである。インナーロータ２ｉの中心Ｏｉとアウターロータ２ｏの中心ＯｏはＥ偏心した位置にある。

図中４は、インナーロータ２ｉとアウターロータ２ｏ間に形成されるチャンバである。このチャンバ４は吸入行程において体積が漸次拡大し、吐出行程において体積が漸次縮小する。

ポンプケース３は、ケース本体５と蓋（図示せず）を組み合わせたケースであって、ケース本体５は、ロータ収納室５ａと、各々がそのロータ収納室５ａの端面に開口した吸入ポート５ｂ及び吐出ポート５ｃを有する。

例示のポンプロータ２は、インナーロータ２ｉの歯形が前記特許文献３に記載された方法で創成され、アウターロータの歯形は、前記特許文献４に記載の方法でインナーロータを自転、公転させて得られるインナーロータ歯形曲線群の包絡線で創成されたジオクロイドロータ（住友電工社商標）である。

このジオクロイドロータや前記特許文献２に記載されたメガフロイドロータ（住友電工社商標）｝を備える内接歯車式ポンプ１は、最大体積及び最小体積のチャンバを除いた各チャンバのロータ回転方向前後における歯間隙間が、トロコイド曲線やサイクロイド曲線の歯形のポンプロータを有するポンプに比べて大きくなりがちであり（通常設計での歯間隙間は０．１ｍｍ以上ある）、そのため、吸入行程においては最大体積となる前の各チャンバが、また、吐出行程においては最小体積となる前の各チャンバが、互いに連通した状況が作り出される。

例えば、図２に示したポンプロータ（ジオクロイドロータ）２は、歯先円径φ１：３０．５ｍｍ、歯底円径φ２：２２ｍｍ、歯数：８のインナーロータ２ｉと、歯先円径φ３：２６．５ｍｍ、歯底円径φ４：３５ｍｍ、歯数：９のアウターロータ２ｏを組み合わせたものであって、ａ点（これは噛み合い位置Ｅｐ）〜ｇ点における歯間隙間は、以下の通りになっている。

歯間隙間 ａ点：０．０００ｍｍ
ｂ点：０．２２８ｍｍ
ｃ点：０．６９１ｍｍ
ｄ点：０．４７１ｍｍ
ｅ点：０．０００ｍｍ
ｆ点：０．００９ｍｍ
ｇ点：０．６７８ｍｍ

そこで、例示の内接歯車式ポンプ１においては、インナーロータ２ｉとアウターロータ２ｏを理論偏心位置に配置し、この状態でアウターロータ２ｏをインナーロータ２ｉに当たるまで図において時計回りに回転させたときのアウターロータ２ｏとインナーロータ２ｉの噛み合い位置Ｅｐが、下死点側のチャンバ閉じ込み区間ＢＳｃ内におかれるように、その下死点側のチャンバ閉じ込み区間ＢＳｃを設定している。

また、チャンバ体積が最大となる上死点側では、アウターロータ２ｏとインナーロータ２ｉが噛み合った位置から噛み合い接線方向（図１の矢視Ａ方向）にアウターロータ２ｏを移動させたとき（これにより例示のポンプはｅ点での歯間隙間が図２の０．００ｍｍに変化する）にアウターロータ２ｏとインナーロータ２ｉ間に生じる両ロータの歯の接触位置Ｃｐが上死点側のチャンバ閉じ込み区間ＴＳｃ内におかれるように、その上死点側のチャンバ閉じ込み区間ＴＳｃを設定している。

図１の軌跡Ｔ１は、ロータ回転に伴う噛み合い位置Ｅｐの推移を表す。また、同図の軌跡Ｔ２は、ロータ回転に伴う両ロータの歯の接触位置Ｃｐの推移を表す。

吸入ポート５ｂは、始端ＳＰｓが従来のノーマルポート（図１の一点鎖線のポート参照）の始端よりもロータの回転方向（図のロータは時計回りの方向が回転方向）後方に偏った位置にある。同様に、吸入ポート５ｂの終端ＳＰｅも従来のノーマルポートの終端よりもロータの回転方向後方に偏った位置にある。

また、吐出ポート５ｃの始端ＴＰｓは、従来のノーマルポートの始端よりもロータの回転方向前方に偏った位置（閉じ込み位置も可）にあり、吐出ポート５ｃの終端ＴＰｅは、従来のノーマルポートの終端よりもロータの回転方向後方にある程度大きく偏った位置にある。

例示の内接歯車式ポンプは、図１、図２において吸入ポート５ｂの終端ＳＰｅと吐出ポート５ｃの始端ＴＰｓが形成された位置がインナーロータ２ｉとアウターロータ２ｏの歯間隙間０．１ｍｍの境界線である。

吸入ポート５ｂ側では、吸入ポート終端ＳＰｅよりもロータの回転方向後方にあるチャンバ４が歯間隙間０．１ｍｍの隙間を介して互いに連通し、吐出ポート５ｃ側では、吐出ポート５ｃの始端ＴＰｓよりもロータの回転方向前方にあるチャンバ４が歯間隙間０．１ｍｍの隙間を介して互いに連通している。

従って、吸入ポート５ｂと吐出ポート５ｃは、全域がそれらのポート上でのインナーロータ２ｉとアウターロータ２ｏの歯間隙間が０．１ｍｍ以上になる位置にある。

吸入ポート５ｂの終端からｅ点までの距離が小さ過ぎるものや、吐出ポート５ｃの始端が図のｆ点やそのｆ点よりもロータの回転方向後方にあるものは、歯間隙間からの液体の洩れ抑制の効果が薄れる。

また、下死点側のチャンバ閉じ込み区間ＢＳｃが大き過ぎるものは、既述のメガフロイドロータやジオクロイドロータを採用しても、チャンバ４に対する液体の吸入が遅れ気味になり、一方、上死点側におけるチャンバ閉じ込み区間ＴＳｃが大き過ぎるものは、チャンバ４からの液体の吐出が遅れ気味になり、吐出圧脈動が悪化することが考えられ、高速回転での使用が規制される懸念がある。

このため、吸入ポート５ｂと吐出ポート５ｃは、インナーロータ２ｉとアウターロータ２ｏの噛み合い位置Ｅｐの移動軌跡の始端と終端に近い位置に吸入ポート５ｂの始端ＳＰｓと吐出ポート５ｃの終端ＴＰｅがあり、上死点側ではロータの歯の接触位置Ｃｐの移動軌跡の始端と終端から必要最小限離れた位置（歯間隙間が０．１ｍｍに拡大した位置）に吸入ポート５ｂの終端ＳＰｅと吐出ポート５ｃ始端ＴＰｓがあるようにそれ等のポートの位置を設定するのがよい。

そのような設定がなされたものは、吸入、吐出に支障を来たすことなく歯間隙間からの液体の洩れを十分に小さく抑えることができる。

吸入ポート５ｂと吐出ポート５ｃは、内径側の縁がインナーロータ２ｉの歯底円に沿った位置に、外径側の縁がアウターロータ２ｏの歯底円に沿った位置にそれぞれある。

そのため、チャンバ４が吸入ポート５ｂと吐出ポート５ｃに対して最大限に開口している。これは従来から採用されている構造である。チャンバに対する液体の吸入、吐出の円滑化と、ポンプロータの両側部のシール性を考えると吸入ポート５ｂと吐出ポート５ｃの内径側の縁と外径側の縁は、図示の位置に設定するのがよい。

吸入ポート５ｂと吐出ポート５ｃを、実施例で示したように、インナーロータ２ｉとアウターロータ２ｏの歯間隙間が０．１ｍｍ以上となる位置に配置したポンプは、容積効率に優れる。

既述の図２の歯間隙間０．１ｍｍのポンプロータ（アウター外径φ４０ｍｍ、ロータ厚み９ｍｍ）及び歯間隙間を０．１５ｍｍと０．３ｍｍにしたポンプロータを有する内接歯車式ポンプを用いて以下の駆動条件での容積効率を調べた。

比較のために、一般的な設計手法に基づいて設計されたポンプと、歯間隙間を０．０５ｍｍに設定したポンプ（歯間隙間の大きさのみが異なりその他の仕様は歯間隙間０．１ｍｍ品と同じもの）も用いた。

ポンプのサイドクリアランス：０．０２ｍｍ、チップクリアランス：０．０６ｍｍ、ボディクリアランス：０．１５ｍｍで、この数値は全てのポンプについて同じにした。各ポンプの理論吐出量は３ｃｃ／ｒｅｖである。

これ等のポンプを油温：８０℃、吐出圧：０．３ＭＰａｍ、回転数：２０００ｒｐｍで作動させて容積効率を調べた。その結果、通常設計のポンプの容積効率は９０％、歯間隙間０．０５ｍｍのポンプの容積効率は９６％であった。

これに対し、歯間隙間０．１ｍｍ、０．１５ｍｍ、０．３ｍｍの各ポンプは、容積効率が９８％であり、吸入ポート５ｂと吐出ポート５ｃをインナーロータ２ｉとアウターロータ２ｏの歯間隙間が０．１ｍｍ以上となる位置に配置することの有効性を確認することができた。

１ 内接歯車式ポンプ
２ ポンプロータ
２ｉ インナーロータ
２ｏ アウターロータ
３ ポンプケース
４ チャンバ
５ ケース本体
５ａ ロータ収納室
５ｂ 吸入ポート
５ｃ 吐出ポート
Ｅ インナーロータとアウターロータの偏心量
Ｏｉ インナーロータの中心
Ｏｏ アウターロータの中心
Ｅｐ インナーロータとアウターロータの噛み合い位置
ＢＳｃ 下死点側の閉じ込み区間
Ｃｐ インナーロータとアウターロータの上死点側での接触位置
ＴＳｃ 上死点側の閉じ込み区間
Ｔ１ 噛み合い位置Ｅｐの推移
Ｔ２ 上死点側での接触位置Ｃｐの推移

Claims (3)

1. 歯数がｎのインナーロータと歯数がｎ＋１のアウターロータからなるポンプロータをポンプケースに組み込んだ内接歯車式ポンプであって、インナーロータとの理論偏心位置に配置されたアウターロータをインナーロータに当たるまで回転させたときのアウターロータとインナーロータの噛み合い位置が下死点側のチャンバ閉じ込み区間にあり、
   上死点側では、アウターロータがインナーロータに当たった位置から噛み合い接線方向にアウターロータを移動させたときにアウターロータとインナーロータ間に生じる両ロータの歯の接触位置が上死点側のチャンバ閉じ込み区間にある内接歯車式ポンプ。
2. ポンプケースのロータ収納室の端面に開口して設けられる吸入ポートと吐出ポートがそれらのポート上でのインナーロータとアウターロータの歯間隙間が０．１ｍｍ以上になる位置に配置されている請求項１に記載の内接歯車式ポンプ。
3. 最大体積及び最小体積のチャンバを除いたチャンバのロータ回転方向前後における歯間隙間が０．１ｍｍ以上あって、吸入行程においては最大体積となる前の各チャンバが、また、吐出行程においては最小体積となる前の各チャンバが、０．１ｍｍ以上の歯間隙間を維持することで互いに連通した状況が作り出されるように歯形が設計されたポンプロータを備えた請求項１又は請求項２に記載の内接歯車式ポンプ。

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