JPS6170190A - Vane pump - Google Patents
Vane pumpInfo
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- JPS6170190A JPS6170190A JP59191971A JP19197184A JPS6170190A JP S6170190 A JPS6170190 A JP S6170190A JP 59191971 A JP59191971 A JP 59191971A JP 19197184 A JP19197184 A JP 19197184A JP S6170190 A JPS6170190 A JP S6170190A
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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
- F04C2250/00—Geometry
- F04C2250/30—Geometry of the stator
- F04C2250/301—Geometry of the stator compression chamber profile defined by a mathematical expression or by parameters
Landscapes
- Power Steering Mechanism (AREA)
- Rotary Pumps (AREA)
Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
本発明はへ−ン型ポンプに関するものであり、例えば自
動車用パワーステアリングの油圧機器として用いて有効
である。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention relates to a Hoehne type pump, and is effective for use as a hydraulic device for power steering for automobiles, for example.
パワーステアリング装置に用いられるオイルポンプは、
流量変動の低減が急務である。これは、オイルポンプで
発生する流量変動がハンドル操作時のビビリや騒音の原
因となり、運転者に不快感を与えるからである。Oil pumps used in power steering devices are
There is an urgent need to reduce flow fluctuations. This is because fluctuations in the flow rate generated by the oil pump cause chatter and noise when operating the steering wheel, making the driver uncomfortable.
そこで、オイルポンプの流量変動の低減を図るために、
特公昭54−35606号公報に示さねている様に、3
偏心カムプロフイールが内周面に形成されているシリン
ダと11枚ベーンを収納するロータとで構成されている
33気筒ポンプが考案されている。これは、ポンプを多
気筒化することで、1つのポンプ作動室の容積を小さく
し、3ケ所の作動室が互いに位相をずらして作動し全体
の流量変動を低減できるからである。Therefore, in order to reduce the flow rate fluctuation of the oil pump,
As shown in Japanese Patent Publication No. 54-35606, 3
A 33-cylinder pump has been devised that is comprised of a cylinder having an eccentric cam profile formed on its inner peripheral surface and a rotor housing 11 vanes. This is because by making the pump multi-cylinder, the volume of one pump working chamber can be reduced, and the three working chambers operate out of phase with each other, thereby reducing the overall flow rate fluctuation.
従来のカムプロフィールは3ケ所の吐出口から田用され
た作動油の流口の合計の変動は非常に小さく低回転、高
田用圧力の条イ1下では非常に有効であった。ところが
低吐出圧力でしかも高回転時に吸入[1付近やポンプ作
動室内でキャビテーションが発生し2、極めて大きな吐
出脈動を生しるといら問題点があった。こねは1つのポ
ンプ作動室の容積変化によって流入側で流量変動が発生
し、これが吸入口やポンプ作動室内の作動油の圧力変動
となる。そして作動油の圧力が大きな負圧となった場合
にキャビテーションを発生するのである。In the conventional cam profile, the total fluctuation of the flow of hydraulic oil from the three discharge ports was very small, and it was very effective at low rotation speeds and under the pressure of high pressure. However, at low discharge pressure and at high rotation speed, cavitation occurred near the suction [1] and in the pump operating chamber, resulting in extremely large discharge pulsations. In kneading, a change in the volume of one pump working chamber causes a flow rate fluctuation on the inflow side, which causes pressure fluctuations in the hydraulic fluid in the suction port and pump working chamber. Cavitation occurs when the pressure of the hydraulic oil becomes a large negative pressure.
そこで本発明は、ハうジング内に回転可能に軸支された
ロータと、この11−夕に放射方向へ摺動可能に支持さ
れた11枚のベーンと、このベーンが摺接する内周面を
有し前記ロータとによりポンプ作動室を形成するカムリ
ングとを具備するへ一ン型ポンプにおいて、前記カムリ
ングの内周面の横断面形状を次に示す式で表される様な
プロフィールとすることにより」1記問題点を解決する
ものである。Therefore, the present invention provides a rotor that is rotatably supported within a housing, 11 vanes that are supported so as to be slidable in the radial direction, and an inner circumferential surface on which these vanes come into sliding contact. and a cam ring that forms a pump working chamber with the rotor, by making the cross-sectional shape of the inner circumferential surface of the cam ring a profile expressed by the following formula. ” This solves the problem mentioned in item 1.
R(θ) −a+ (b/2)X (]+ (
9s in3θ+Nx5in9 θ) / (9
−N) 1ここでR(θ)は前記ロータの回転中心か
ら前記シリンダ内周面までの距離
a、bは定数、
θは前記Rの位相(r a d)、
Nは0.4≦N≦1.2の任意の定数である。R(θ) −a+ (b/2)X (]+ (
9s in3θ+Nx5in9θ) / (9
-N) 1 Here, R (θ) is the distance a and b from the rotation center of the rotor to the inner peripheral surface of the cylinder, θ is the phase of R (ra d), and N is 0.4≦N. It is an arbitrary constant of ≦1.2.
カムリングの内周面の横断面形状を前述に示される様な
正弦波と3倍の高周波成分を一定の割合で合成したプロ
フィールとすることにより、1つのポンプ作動室の流量
変動を小さくするものである。By making the cross-sectional shape of the inner circumferential surface of the cam ring a profile that combines the sine wave and three times the high frequency component at a constant ratio as shown above, it is possible to reduce the fluctuation in the flow rate in one pump working chamber. be.
以上述べた構成により、本発明は1つのポンプ作動室の
流量変動を小さくすることにより、低回転・高吐出圧力
時の吐出脈動を大きくすることなく、高回転・低吐出圧
力時に吸入口付近やポンプ作動室内で発生していたキャ
ビチーシラン現象を防止でき、低回転から高回転に至る
まで吐出脈動が小さく低騒音な性能の優れたオイルポン
プが提供できるという技術的効果を有するものである。With the configuration described above, the present invention reduces the flow rate fluctuation in one pump working chamber, thereby preventing the discharge pulsation from increasing at low rotation speeds and high discharge pressures, and by reducing the flow rate around the suction port at high rotation speeds and low discharge pressures. This has the technical effect of being able to prevent the cavity silane phenomenon occurring in the pump operating chamber, and providing an excellent oil pump with low discharge pulsation and low noise from low to high rotation speeds.
従来のベーン型ポンプにおけるシリンダプロフィールに
は次式で示される曲線が用いられていることは周知の通
りである。It is well known that the cylinder profile of a conventional vane type pump uses a curve expressed by the following equation.
R(θ) =a+(b/2) X (2+s i nX
nθ)
ここでR(θ)はロータの回転中心から前記カムリング
内周面までの距離
a、bは定数
θは前記Rの位相(d e g)
nはポンプ作動室数
ポンプ作動室数n=3の時、上式は
R(θ)=a+ (b/2)X (1+s in3θ)
・・・・・・■
となる。カムリングプロフィールが上式で表される様な
ベーン型ポンプについて、その吸入口10付近を展開図
として示したものが第2図である。R(θ) = a+(b/2)
nθ) Here, R (θ) is the distance a and b from the rotation center of the rotor to the inner circumferential surface of the cam ring, and b is a constant. θ is the phase of R (d e g). n is the number of pump operating chambers. The number of pump operating chambers n= 3, the above formula is R(θ)=a+ (b/2)X (1+s in3θ)
・・・・・・■ becomes. FIG. 2 is a developed view showing the vicinity of the suction port 10 of a vane type pump whose cam ring profile is expressed by the above formula.
第2図において吸入口は、〜(5π/66)≦θ≦(5
π/66)の間で作動室Pに開口している。In Fig. 2, the inlet is ~(5π/66)≦θ≦(5
It opens into the working chamber P between π/66).
第1図は本発明の実施例を示すものでベーン2゜が0≦
θ≦2π/11の間、ロータの回転に伴ってカムリング
30内周面を摺動する場合に着目すると、吸入口10付
近で発生する流量変動は、ベーンがカムリングプロフィ
ールに沿って径方向に飛び出すことによって作動油が押
しのけられて生じる成分ΔQ1とロータの回転に伴って
ポンプ作動室Pの容積が変動するために生じる成分ΔQ
2とからなる。FIG. 1 shows an embodiment of the present invention, in which the vane 2° is 0≦
Focusing on the case where the cam ring 30 slides on the inner circumferential surface as the rotor rotates during θ≦2π/11, the flow rate fluctuation that occurs near the suction port 10 causes the vanes to pop out in the radial direction along the cam ring profile. The component ΔQ1 is generated when the hydraulic oil is pushed away by the rotation of the rotor, and the component ΔQ is generated due to the volume of the pump working chamber P fluctuating as the rotor rotates.
It consists of 2.
0式においてθ−ωtとすると
R(θ)”a+ (b/2)x (1+s ln3ωL
) ・・・・・・■ω:角速度(
rad/5ec)
t:時間(s e c)
となる。d(tl= (b/2)x (]+s ln3
ωL)とすると
d ’(t)”” (3/2)XωbXc o s3ω
t−・■これはベーン20の径方向の速度成分である。If θ-ωt in equation 0, then R(θ)”a+ (b/2)x (1+s ln3ωL
) ......■ω: Angular velocity (
rad/5ec) t: Time (sec). d(tl= (b/2)x (]+s ln3
ωL) then d ′(t)”” (3/2)XωbXco s3ω
t-.■ This is the velocity component of the vane 20 in the radial direction.
ゆえに0式にベーン20の厚さBとカムリングの厚さA
を乗したものがΔQ1となり
ΔQl=d’(1)XAXB
また、Δ02は
ΔQ2=ω71.X[(a+(b/2)(1+5in3
ωt)l 2−a2] X (+/2)= (abX
(1+5in3ωt) +(b2/ 4 ) (1
+s i n 3 ωt ) 21 x ωへX (]
/2)
=[aXd(1)+(d[t12/2)l xωAとな
る。Therefore, in formula 0, the thickness B of the vane 20 and the thickness A of the cam ring
The product multiplied by ΔQ1 becomes ΔQ1. ΔQl=d'(1) X[(a+(b/2)(1+5in3
ωt)l 2-a2] X (+/2)= (abX
(1+5in3ωt) +(b2/ 4) (1
+ sin 3 ωt ) 21 x ω to X (]
/2) = [aXd(1)+(d[t12/2)l xωA.
いま、ベーン20がO≦θく(2π/11)の間をロー
タ40の回転に伴って移動するとき、ΔQ1とΔQ2は
0≦θ〈 (5π/66)の時
ΔQ+−(3/2)XABωbX (cos3θ→−(
1/2) Xc o s 3 (θ−2π/ I 1
) + (+/2) Xc o s 3(θ+2π/l
1) 1
以下余白
八Q2=ωAX (b/2) X [ax (
] ]+ i n3 (θ + 2 π /] 1
) l + (b/4)(1+5in3 (θ
+2i/l 1)+ 2−ax (1+s in3
(θ−2π/] 1))+ (b/4) N+5
in3 (θ−2π/1 ]) + 2
5π/66≦θ<7/66πの時
八〇 + −(3/ 4)XABωbx(cos3θ+
cos (θ−2π/1 1) 1ΔQ2=ωAX
(b/2)x (ax (]+s tn3θ)
+ (b/4.) X (]]+ in3
θ)l 2−ax (1+5in3 (θ−2π
/II)l + (b/4)(1+5in3 (θ−2
π/II)) 2
7π/66≦θ〈2π/11の時
ΔQ + = (3/2)XABωbX i(]
/2)xcos3θ+cos3 (θ−2π/1
]) + (]/2) Xcos3 (θ −
4π/] 1) 1
以下余白
ΔQ2−(AIAX (b/2) X [ax
(1→−5in3θ) + (b/4) (1
+s i n 3θ)2−TX (1+s in
(θ−4π/1 1) 1+ (b/4)(1+
s in3 (θ4π/1 1) + 21
全体としての流量変動ΔQは
ΔQ−ΔQ1+ΔQ2として表わされる。Now, when the vane 20 moves between O≦θ (2π/11) with the rotation of the rotor 40, ΔQ1 and ΔQ2 are ΔQ+−(3/2) when 0≦θ< (5π/66). XABωbX (cos3θ→−(
1/2) Xc o s 3 (θ−2π/ I 1
) + (+/2) Xc o s 3(θ+2π/l
1) 1 or less margin 8Q2=ωAX (b/2) X [ax (
] ] + i n3 (θ + 2 π /] 1
) l + (b/4)(1+5in3 (θ
+2i/l 1)+2-ax (1+s in3
(θ−2π/] 1))+ (b/4) N+5
in3 (θ−2π/1 ]) + 2 When 5π/66≦θ<7/66π, 80 + −(3/4)XABωbx(cos3θ+
cos (θ−2π/1 1) 1ΔQ2=ωAX
(b/2)x (ax (]+s tn3θ)
+ (b/4.) X (]]+ in3
θ)l 2-ax (1+5in3 (θ-2π
/II)l + (b/4)(1+5in3 (θ-2
π/II)) 2 When 7π/66≦θ<2π/11 ΔQ + = (3/2)XABωbX i(]
/2) xcos3θ+cos3 (θ−2π/1
]) + (]/2) Xcos3 (θ −
4π/] 1) 1 or less margin ΔQ2-(AIAX (b/2)
(1→-5in3θ) + (b/4) (1
+s in 3θ)2-TX (1+s in
(θ−4π/1 1) 1+ (b/4)(1+
s in3 (θ4π/1 1) + 21 The overall flow rate fluctuation ΔQ is expressed as ΔQ−ΔQ1+ΔQ2.
いま、A−13(am)、B=]、8(n+)、a−2
0(龍)、b−2(龍)、ベーン枚数11枚とした時の
ΔQ/ωを示したものが第3図の(イ)である。この第
3図の(イ)で表わされるΔQにおいてはΔQ2〉〉Δ
Q1である。そこでΔQの支配的要素であるΔQ2を低
減することを考える。Now, A-13 (am), B=], 8 (n+), a-2
0 (dragon), b-2 (dragon), and the number of vanes is 11, ΔQ/ω is shown in FIG. 3 (a). In ΔQ represented by (a) in Fig. 3, ΔQ2〉〉Δ
It is Q1. Therefore, consider reducing ΔQ2, which is the dominant element of ΔQ.
ΔQ2は吸入口10以外の部分で、作動室容積が変動す
ることによって発生するものであり、吸入口以外のカム
リング10の内壁の円を一部、つまり円弧とすれば、作
動室容積の変動をなくすことができる。ΔQ2 is generated due to fluctuations in the working chamber volume in parts other than the suction port 10. If the inner wall of the cam ring 10 other than the suction port is a part of the circle, that is, an arc, then the fluctuation in the working chamber volume can be reduced. It can be eliminated.
第6図において実線で示された曲線がカムリング10の
内壁を円弧とした時の展開図であり、点線は、第2図に
示されたものである。円弧部を有するものは、前述の如
くΔQ2を低減することはできるが、ΔQ1の値が大き
くなり結果としてΔQはあまり低減されない。The curve shown by the solid line in FIG. 6 is a developed view when the inner wall of the cam ring 10 is an arc, and the dotted line is the curve shown in FIG. 2. Although the one having the circular arc portion can reduce ΔQ2 as described above, the value of ΔQ1 increases, and as a result, ΔQ is not reduced much.
従ってΔQを低減するためには、ΔQ1があまり大きく
ならない範囲内で、できるだけΔQ2を低減する必要が
ある。そのためには、■式で示される従来形状と円弧部
を有する形状との中間的な変化を示す形状がΔQの低減
に効果的であると考えられる。Therefore, in order to reduce ΔQ, it is necessary to reduce ΔQ2 as much as possible within a range in which ΔQ1 does not become too large. To this end, it is considered that a shape that shows an intermediate change between the conventional shape and the shape having an arcuate portion as shown by equation (2) is effective in reducing ΔQ.
■式で示される従来形状において、−30°付近と30
°付近での変化を円弧に近いゆるやかなものとするため
には、一般に高周波を一定の割合で合成すればよい。■In the conventional shape shown by the formula, around -30° and 30°
In order to make the change in the vicinity of ° gradual, close to an arc, it is generally necessary to synthesize high frequencies at a constant rate.
第7図は高周波の一例を示したものであり、(イ)が基
本波、(ロ)、(ハ)、(ニ)、(ホ)が2倍波、3倍
波、4倍波、5倍波を示すもので、(ロ)〜(ホ)を高
周波と呼ぶ。前述した如く、−30°付近と30°付近
での変化をゆるやかにするためには、−30°付近で正
、30°付近で負であることが必要である。そのために
は耐=(:3in3nθ
においで、n=2m+1 (m=1.2,3.4・・
・)となる。一方、n=2m (m−1,2,3,4・
・・)であれば、ベーンが最も飛び出した位置、即ちθ
−30°に対してプロフィール形状が非対称となり、吸
入側流入変動を低減するためのプロフィールが吐出側流
量変動を増加させる恐れがある。それに対して、n−2
m+1、即らθ=30°に対して対称となるプロフィー
ルで吸入側流量変動を低減すれば、吐出側流口変動も低
減できるのである。Figure 7 shows an example of high frequencies, where (a) is the fundamental wave, (b), (c), (d), and (e) are the second, third, fourth, and fifth harmonic waves. It indicates harmonics, and (b) to (e) are called high frequencies. As mentioned above, in order to make the change gradual between around -30° and around 30°, it is necessary to have a positive value around -30° and a negative value around 30°. For that purpose, resistance = (: 3in3nθ), n = 2m + 1 (m = 1.2, 3.4...
・) becomes. On the other hand, n=2m (m-1,2,3,4・
), then the position where the vane protrudes the most, that is, θ
The profile shape becomes asymmetrical with respect to −30°, and there is a possibility that the profile intended to reduce inflow fluctuations on the suction side may increase fluctuations in flow rate on the discharge side. On the other hand, n-2
If the suction side flow rate fluctuation is reduced with a profile that is symmetrical with respect to m+1, that is, θ=30°, the discharge side flow rate fluctuation can also be reduced.
次にn = 2m 4−1とする場合にmを如何なる数
とするか、即ら何倍の高周波を合成するかを考えてみる
。一般にカムプロフィールを考える時には、まず加速度
が清らかに変化することが重要である。Next, when n = 2m 4-1, let us consider what number m should be, that is, how many times higher frequencies should be synthesized. Generally speaking, when considering a cam profile, it is important that the acceleration changes clearly.
加速度a (tlを
a(tl=rrx [s i n 3(II を十β×
sin(3(2m+1)ωt11 ・・・・・・■
α、βは定数
とすると、速度V tOは
V tO−−αX[(1/3ω)×3ω1+iβ/3
(2m+])611 XCO33(2m(l)ωt
] ・・・・・・■となる。変位d
ftlは
d ftl =−αx [(1/9ω2)xsln3ω
t+1β/9 (2m+I) 2ω21Xsin[3(
2m+1) ωtl ]
=−(α/9ω2)x [s in3ωt4(β/ (
2m−1−]) 21 x s i n(3(2m+1
)ωt11 ・・・・・・■となる。ωt−30°
の時、d(tl−b/2よりb/2=(α/9ω2)×
[1+(β/(2m+1)21 X (−1>”]より
α−(b/2)X (−9ω211X (2m+1)
21/ [(2m+1) 2+ (−1) 1IIXβ
)d(tl= (b/2)X ((2m+ 1) 2/
((2m+1) 2+ (1)”Xβl]x[5in
3ω1+(β/ (2m+1) 21 Xs i n(
3(2m+1)ωt11
= (b/2)X [1/ ((2m+1) 2十(
−1)”Xβl ] X [(2m+1) 2
X s i n 3 ωt +βxsin(3(2m+
1)ωt11
ここでβ=Nとおくと
dfj1= (b/2)X N/ ((2m+1) 2
+(−1)”XNI ] X [(2m+1) 2XS
in3ωを十NXs in (3(2ml−1)ω
t11 ・・・・・・0次にmを決定す
る必要があるわけであるが、プロフィールの加速度であ
る0式に着目した場合、mが高次となると、a (tl
の周波数が高くなる。プロフィールにおいて加速度変化
の周波数が高くなるとプロフィールに対するベーンの追
従性が低下し、ポンプ性能を悪化させ、騒音、振動の原
因となる。Acceleration a (tl a(tl=rrx [s in 3(II
sin(3(2m+1)ωt11 ・・・・・・■
Assuming that α and β are constants, the speed V tO is V tO−−αX[(1/3ω)×3ω1+iβ/3
(2m+])611 XCO33(2m(l)ωt
] ・・・・・・■. displacement d
ftl is d ftl = -αx [(1/9ω2)xsln3ω
t+1β/9 (2m+I) 2ω21Xsin[3(
2m+1) ωtl ] =-(α/9ω2)x [s in3ωt4(β/ (
2m-1-]) 21 x sin(3(2m+1
) ωt11 ...■. ωt-30°
When d(tl-b/2, b/2=(α/9ω2)×
[1+(β/(2m+1)21
21/ [(2m+1) 2+ (-1) 1IIXβ
)d(tl= (b/2)X ((2m+1) 2/
((2m+1) 2+ (1)”Xβl]x[5in
3ω1+(β/ (2m+1) 21 Xs in(
3(2m+1)ωt11 = (b/2)X [1/ ((2m+1) 20(
−1)”Xβl ] X [(2m+1) 2
X sin 3 ωt +βxsin(3(2m+
1) ωt11 Here, if β=N, dfj1= (b/2)X N/ ((2m+1) 2
+(-1)"XNI ] X [(2m+1) 2XS
in3ω to 10NXs in (3(2ml-1)ω
t11...It is necessary to determine m in the 0th order.If we focus on the 0 equation, which is the acceleration of the profile, if m becomes a higher order, a (tl
frequency becomes higher. When the frequency of acceleration changes in the profile increases, the vane's ability to follow the profile decreases, deteriorating pump performance and causing noise and vibration.
そこで、mはできるだけ低次であることがよい。Therefore, it is preferable that m be as low-order as possible.
本発明はこの点を考慮し、m=1、即ち3倍の高周波を
合成し、吸入側流量変動をできるだけ小さくしようとす
るものである。そこで0式においてm=lとすると
CUtン= (b/2)X (1/ (9−N)
I X (9s in3ωt+Nxs in9
ωt)・・・・・・[相]
となる。次に[相]式に示されるカムプロフィールで、
できるだけΔQが小さくなるようなNを決定する。In consideration of this point, the present invention attempts to synthesize m=1, that is, three times higher frequencies, and to minimize the suction side flow rate fluctuation. Therefore, if m = l in equation 0, CUt = (b/2)X (1/ (9-N)
I X (9s in3ωt+Nxs in9
ωt)...[phase]. Next, with the cam profile shown in the [phase] equation,
N is determined so that ΔQ is as small as possible.
このカムリングプロフィールについて0式で示されるカ
ムプロフィールの場合と同様の諸元で流量変動を計算し
、(ΔQ/ω)の最大値を(ΔQ/ω)max、(ΔQ
/ω)の最小値を(ΔQ/ω)minとした場合のNと
(ΔQ/ω)max−(ΔQ/ω)minの関係を示し
たものが、第4図である。この図からもわかる様にN−
0,85付近で流量変動が最も小さくなる。N=0.8
5とし、 A=13 (璽−) 、 B−
1,8(mm) 、 a=20(+n) 、b =
2 (mm) ベーン枚数n=11とした場合のΔQ
/ωを示したものが第3図(ロ)である。第3図かられ
かる様に本発明のカムリングプロフィールを用いれば、
流量変動を極めて小さくできる。又第3図(イ)及び(
ロ)の諸元で試作したオイルポンプについて吐出圧力3
kg / cd、油温80 ’(:、ポンプ後方25
(cm)の位置において騒音測定を行ったものが第5図
(イ)及び(ロ)である。第5図かられかる様に本発明
のカムリングプロフィールを用いたオイルポンプは従来
型と比較し、て低騒音である。また、第4図より、従来
型に対し2て流量変動を1/21す下にし、Lうとすれ
ば、0.4≦N≦1.2の範囲内にすればよいことがわ
かる。For this cam ring profile, the flow rate fluctuation is calculated using the same specifications as for the cam profile shown by equation 0, and the maximum value of (ΔQ/ω) is (ΔQ/ω)max, (ΔQ
FIG. 4 shows the relationship between N and (ΔQ/ω)max−(ΔQ/ω)min when the minimum value of /ω) is set to (ΔQ/ω)min. As you can see from this figure, N-
The flow rate fluctuation is the smallest near 0.85. N=0.8
5, A=13 (Seal-), B-
1,8 (mm), a=20(+n), b=
2 (mm) ΔQ when the number of vanes is n=11
/ω is shown in Figure 3 (b). If the cam ring profile of the present invention is used as shown in Fig. 3,
Fluctuations in flow rate can be made extremely small. Also, Figure 3 (a) and (
Discharge pressure 3 for the oil pump prototyped with the specifications of (b)
kg/cd, oil temperature 80' (:, pump rear 25
Figures 5(a) and 5(b) show noise measurements taken at the position (cm). As can be seen from FIG. 5, the oil pump using the cam ring profile of the present invention has lower noise than the conventional type. Furthermore, from FIG. 4, it can be seen that if the flow rate fluctuation is to be reduced by 1/21 compared to the conventional type, and L is to be reduced, it is sufficient to keep it within the range of 0.4≦N≦1.2.
流l変動が最も小さくなるNの値は1」−夕径、ベーン
の最大リフ■Lベーン厚さ等の条イ1により変化し−・
定ではない。しかし、0.4≦N≦1.2の範囲内であ
れば、他の条(1の変化にかかわらずほぼ良好な効果を
得ることができる。The value of N at which the flow rate variation is the smallest is 1" - varies depending on the diameter of the vane, the maximum lift of the vane, the thickness of the vane, etc.
Not certain. However, within the range of 0.4≦N≦1.2, substantially good effects can be obtained regardless of changes in the other conditions (1).
即ら、本発明によれば、3偏心カムリングプロフイール
と11枚ベーンとから構成される33気筒ポンプにおい
て3倍の高周波を適当な割合で合成したカムリングプロ
フィールを用いることにより、吸入口における1′N、
置変動を極めて低く抑えることができ、キャビテーショ
ンの発生を防止し、ポンプ性能の低下を防くと共に常に
快適な[桑舵感を得ることができるという技術的効果を
有するものである。That is, according to the present invention, in a 33-cylinder pump consisting of 3 eccentric cam ring profiles and 11 vanes, the 1'N ,
This has the technical effect of being able to suppress positional fluctuations to an extremely low level, preventing the occurrence of cavitation, preventing deterioration of pump performance, and always providing a comfortable steering feel.
第1図は本発明の実施例を示す図、第2図は第1図装置
のカムプロフィールの展開図、第3図はロータ回転角の
吐出量の関係を示す図、第4図Cat最大吐出量と最小
吐出量の差と定数Nとの関係を示す図、第5図はポンプ
回転数と騒音レベルの関係を示す図、第6図はカムプロ
フィールの展開図、第7図は高周波を示す図である。
10・・・吸入口、20・・・ベーン、30・・・カム
リング、40・・・ロータ、50・・・吐出口。Fig. 1 is a diagram showing an embodiment of the present invention, Fig. 2 is a developed view of the cam profile of the device shown in Fig. 1, Fig. 3 is a diagram showing the relationship between the discharge amount and the rotor rotation angle, and Fig. 4 is the maximum cat discharge. Figure 5 shows the relationship between pump rotation speed and noise level, Figure 6 shows the development of the cam profile, and Figure 7 shows the high frequency. It is a diagram. 10... Suction port, 20... Vane, 30... Cam ring, 40... Rotor, 50... Discharge port.
Claims (1)
ータに放射方向へ摺動可能に指示された11枚のベーン
と、このベーンが摺接する内周面を有し前記ロータとに
よりポンプ作動室を形成するカムリングとを具備するベ
ーン型ポンプにおいて、前記カムリングの内周面の横断
面形状が R(θ)=a+(b/2)×{1+(9sin3θ+N
×sin9θ)/(9−N)} ここではR(θ)は前記ロータの回転中心から前記カム
リング内周面までの距離 a、bは定数、 θは前記Rの位相(rad)、 Nは0.4≦N≦1.2の任意の定数 の式で表されることを特徴とするベーン型ポンプ。[Scope of Claims] A rotor rotatably supported within a housing, 11 vanes slidably directed to the rotor in a radial direction, and an inner circumferential surface on which the vanes come into sliding contact. In a vane type pump comprising a rotor and a cam ring that forms a pump working chamber, the cross-sectional shape of the inner peripheral surface of the cam ring is R(θ)=a+(b/2)×{1+(9sin3θ+N
×sin9θ)/(9-N)} Here, R(θ) is the distance a and b from the rotation center of the rotor to the inner peripheral surface of the cam ring, θ is the phase of R (rad), and N is 0. A vane type pump characterized in that it is expressed by an arbitrary constant equation of 4≦N≦1.2.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP59191971A JPS6170190A (en) | 1984-09-12 | 1984-09-12 | Vane pump |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP59191971A JPS6170190A (en) | 1984-09-12 | 1984-09-12 | Vane pump |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS6170190A true JPS6170190A (en) | 1986-04-10 |
JPH0445676B2 JPH0445676B2 (en) | 1992-07-27 |
Family
ID=16283484
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP59191971A Granted JPS6170190A (en) | 1984-09-12 | 1984-09-12 | Vane pump |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS6170190A (en) |
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2014094416A (en) * | 2012-11-07 | 2014-05-22 | Max Co Ltd | Oil pulse tool |
-
1984
- 1984-09-12 JP JP59191971A patent/JPS6170190A/en active Granted
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2014094416A (en) * | 2012-11-07 | 2014-05-22 | Max Co Ltd | Oil pulse tool |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JPH0445676B2 (en) | 1992-07-27 |
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