JPS6170190A - Vane pump - Google Patents

Abstract

PURPOSE:To reduce the fluctuation in the flow rate of a single pumping chamber, by providing the cross section of the inside circumferential surface of a cam ring with a form made by synthesizing a sine wave with a wave three times higher in frequency than the sine wave, at a prescribed ratio. CONSTITUTION:A pump with thirty-three cylinders comprises three eccentric cam rings 30 and eleven vanes 20. The cross section of the inside circumferential surface of the cam ring 30 is provided with a form which is made by synthesizing a sine wave with a wave three times higher in frequency than the sine wave, at an appropriate ratio, and accords to a formula R(theta)=a+(b/2)X{1+(9sin3theta+NXsin9theta)/(9-N)} where R(theta) denotes the distance between the center of gyration of a rotor 40 and the inside circumferential surface of the cam ring 30, a and b constants, and N an optional number within a range of 0.4<=N<=1.2. As a result, the fluctuation in the flow rate of a suction port is very much reduced.

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.

〔従来の技術〕[Conventional technology]

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.

〔発明が解決しようとする問題点〕[Problem that the invention seeks to solve]

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.

〔問題点を解決するための手段〕[Means for solving problems]

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.

〔作　用〕[For production]

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.

〔発明の効果〕〔Effect of the invention〕

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.

〔実施例〕〔Example〕

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.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

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)

【特許請求の範囲】 ハウジング内に回転可能に軸支されたロータと、このロ
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.