JPS6220683A - 低騒音回転ポンプ - Google Patents
低騒音回転ポンプInfo
- Publication number
- JPS6220683A JPS6220683A JP16076885A JP16076885A JPS6220683A JP S6220683 A JPS6220683 A JP S6220683A JP 16076885 A JP16076885 A JP 16076885A JP 16076885 A JP16076885 A JP 16076885A JP S6220683 A JPS6220683 A JP S6220683A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- discharge port
- rotary pump
- gear
- pressure
- gap
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Classifications
-
- 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
- F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
- F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
- F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
- F04C2/102—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member the two members rotating simultaneously around their respective axes
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Rotary Pumps (AREA)
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
この発明は一内歯歯車歯数が外歯歯車歯数よりも１枚多
い内接歯車を使用した回転ポンプに関する。
い内接歯車を使用した回転ポンプに関する。
在来の首記したタイプの回転ポンプは、第６図に示すイ
ンナーロータ（外歯歯車）１とアウターロータ（内歯歯
車）２とで作る空間容積が最大となるときの空間の周方
向角度をα１とすると、第７図に示すように、最大容積
の締切り空間に対応してハウジーングに形成するシール
ランド（ポート締切部）３の角度α２を、α、とほぼ等
しくシ、このランドの左右に吸入ポート４と吐出ポート
５を配置している。
ンナーロータ（外歯歯車）１とアウターロータ（内歯歯
車）２とで作る空間容積が最大となるときの空間の周方
向角度をα１とすると、第７図に示すように、最大容積
の締切り空間に対応してハウジーングに形成するシール
ランド（ポート締切部）３の角度α２を、α、とほぼ等
しくシ、このランドの左右に吸入ポート４と吐出ポート
５を配置している。
しかしながら、かかるポート形状のポンプは、吸入側流
体圧力をＰ２、吐出側流体圧力をＰ２とすると、第８図
から第９図の状態に移る時、即ち、空間の締切後に吸入
側から吐出側にロータが回転する時、第８図の状態下で
はＰｌの圧力であった空間内流体圧が、第９図の状態で
Ｐ２′（ΦＰ２）に急激に変化する。またーその圧力変
動の影響を受けて吐出ポート５内の圧力も大きく変動し
、このため騒音や脈動を引き起すと云う問題がある。
体圧力をＰ２、吐出側流体圧力をＰ２とすると、第８図
から第９図の状態に移る時、即ち、空間の締切後に吸入
側から吐出側にロータが回転する時、第８図の状態下で
はＰｌの圧力であった空間内流体圧が、第９図の状態で
Ｐ２′（ΦＰ２）に急激に変化する。またーその圧力変
動の影響を受けて吐出ポート５内の圧力も大きく変動し
、このため騒音や脈動を引き起すと云う問題がある。
この発明は−この点に鑑みて“成されたもので、歯車ポ
ンプの運転中の騒音、脈動を小さくすることを課題とし
ている。
ンプの運転中の騒音、脈動を小さくすることを課題とし
ている。
上記の課題を解決するこの発明の回転ポンプは一ロータ
間の空隙部面積が大なる側に有るシールランドの少なく
とも吐出ポート側の縁を一上記空隙部が最大のときを仕
切る位置からロータの回転方向前方に所定角度偏位して
配置し、ランド巾を周方向に広げたところに特徴を有す
る。
間の空隙部面積が大なる側に有るシールランドの少なく
とも吐出ポート側の縁を一上記空隙部が最大のときを仕
切る位置からロータの回転方向前方に所定角度偏位して
配置し、ランド巾を周方向に広げたところに特徴を有す
る。
即ち、このような構成として空隙部が吐出ポートに到達
する迄に空隙部の容積変化により空隙向流体圧を吐出側
の流体圧と同圧にするか又はそれに近似する迄昇圧させ
、空隙内の流体が吐出ポートに流れるときの圧力変動を
抑制するようにしたのがこの発明である。
する迄に空隙部の容積変化により空隙向流体圧を吐出側
の流体圧と同圧にするか又はそれに近似する迄昇圧させ
、空隙内の流体が吐出ポートに流れるときの圧力変動を
抑制するようにしたのがこの発明である。
以下にこの発明の実施例を挙げる。
第１図乃至第３図は、シールランド３の巾をロータの回
転方向に広げた基本形のポンプを示している。このポン
プにおける吸入ポート４側のシールランド縁３ｂは、従
来同様、インナーロータ１とアウターロータ２との間に
作られる空間の容積が最大となるとき（第１図）に、ア
ウターロータの回転中心０（０′はインナーロータの回
転中心）を通る空間の中心線からα４にα２／２）の角
度ずれた位置一つまり一〇点と吸入ポート側のロータ間
たところで０点と吐出ポート側のロータ間仕切点とを結
ぶ線Ｌ１から更にΔα３０−タの回転方向前方にずれた
位置に配置されている。
転方向に広げた基本形のポンプを示している。このポン
プにおける吸入ポート４側のシールランド縁３ｂは、従
来同様、インナーロータ１とアウターロータ２との間に
作られる空間の容積が最大となるとき（第１図）に、ア
ウターロータの回転中心０（０′はインナーロータの回
転中心）を通る空間の中心線からα４にα２／２）の角
度ずれた位置一つまり一〇点と吸入ポート側のロータ間
たところで０点と吐出ポート側のロータ間仕切点とを結
ぶ線Ｌ１から更にΔα３０−タの回転方向前方にずれた
位置に配置されている。
このようにすると、第１図の状態下での締切空間内の流
体体積をＶ７、第２図の状態下での空間内流体体積をＶ
２としたとき、空間内の流体体積は第１図から第２図の
状態に移る間にＶ、−Ｖ２の式で求まるΔＶだけ減少し
、流体圧Ｐ１がＰ、＋ ｄＰに変わる。従ってその間の
昇圧値ΔＰがＰ２−Ｐ、の値と□はぼ等しくなるように
Δα３の角度を決定すれば空間部が吐出ポートに達した
ときに両者の流体間に圧力差を生じることがなく、脈動
、騒音が小さくなる。
体体積をＶ７、第２図の状態下での空間内流体体積をＶ
２としたとき、空間内の流体体積は第１図から第２図の
状態に移る間にＶ、−Ｖ２の式で求まるΔＶだけ減少し
、流体圧Ｐ１がＰ、＋ ｄＰに変わる。従ってその間の
昇圧値ΔＰがＰ２−Ｐ、の値と□はぼ等しくなるように
Δα３の角度を決定すれば空間部が吐出ポートに達した
ときに両者の流体間に圧力差を生じることがなく、脈動
、騒音が小さくなる。
上記の偏位角Δα３は、インナーおよびアウターロータ
間の歯部間隙（チップクリアランス）をａ（ｍ入ロータ
とハウジングとの間の間隙（サイドクリアランス）をｂ
（ｍ）−ロータ歯巾をｈ （＠、回転数をｎ（ｒ、Ｐ
、ｍ） 、吸入ポート内圧力をＰ、（Ｋｐ／ｍ２）、吐
出ポート内圧力をＰ２（１１７ｍ２）、摩擦係数をλ−
重力加速度をｙ （ｍ／ｓ ２）、（ｈａ＋ｂｇ ）の
面積をもつ円の直径をｄ（ｙ＋）、流体比重をγ（Ｋｐ
／ｍ３）−空間面積をＳ（ｍ２）、インナーロータの回
転角をθとしたときのｓ の式で求められるので、その０式の刀と第１０図ｓ に示す歯車ポンプの回転角θと刀の関係からθ＋（ｒａ
ｄ）を求めるＯ 次に、アウターロータ、インナーロータの接触点の軌跡
を第１１図に基いて考える。この図においてアウターロ
ータの回転角をθ′とすると、接触点の軌跡が画く曲線
ｆは、 で表わされる。
間の歯部間隙（チップクリアランス）をａ（ｍ入ロータ
とハウジングとの間の間隙（サイドクリアランス）をｂ
（ｍ）−ロータ歯巾をｈ （＠、回転数をｎ（ｒ、Ｐ
、ｍ） 、吸入ポート内圧力をＰ、（Ｋｐ／ｍ２）、吐
出ポート内圧力をＰ２（１１７ｍ２）、摩擦係数をλ−
重力加速度をｙ （ｍ／ｓ ２）、（ｈａ＋ｂｇ ）の
面積をもつ円の直径をｄ（ｙ＋）、流体比重をγ（Ｋｐ
／ｍ３）−空間面積をＳ（ｍ２）、インナーロータの回
転角をθとしたときのｓ の式で求められるので、その０式の刀と第１０図ｓ に示す歯車ポンプの回転角θと刀の関係からθ＋（ｒａ
ｄ）を求めるＯ 次に、アウターロータ、インナーロータの接触点の軌跡
を第１１図に基いて考える。この図においてアウターロ
ータの回転角をθ′とすると、接触点の軌跡が画く曲線
ｆは、 で表わされる。
ａ＝基礎円半径
す二転円半径
Ｃ：軌跡円半径
ｅ：離心
ｎ：インナー歯数
そこで、乙Ｂ。ＯｏＣ，の角度θ２を求めると、インナ
ーロータがθ′１＝πだけ回転したとき、第６図に示す
状態になる。
ーロータがθ′１＝πだけ回転したとき、第６図に示す
状態になる。
また、第１１図に示すように、接触点の軌跡はｙ軸に対
して対称であるので一Δα３は０式にθ′１＝２π−θ
１を代入したものの絶対値からθ′１＝πを代入したも
のの絶対値を引いたものとなる。
して対称であるので一Δα３は０式にθ′１＝２π−θ
１を代入したものの絶対値からθ′１＝πを代入したも
のの絶対値を引いたものとなる。
Δα３＝１θ２（θ′１＝２π−θ、）Ｉ−１θ２（θ
′１＝π） ｌ （ｒａｄ）シールランド３の巾は、こ
のようにして求めたΔα３だけ吐出ポート側に広げるこ
とが望ましい。
′１＝π） ｌ （ｒａｄ）シールランド３の巾は、こ
のようにして求めたΔα３だけ吐出ポート側に広げるこ
とが望ましい。
ただ、量産ポンプ等において、シールランド縁３ａをポ
ンプの使用条件、使用流体に応じて求められた最適地点
に正確に一致させるのには無理かあるので一実°際のラ
ンドの広げ巾は上式で求められる適正値に近似したもの
であればよい。その具体的な数値は使用条件等にもよる
が２〜５０’程度が適当である。
ンプの使用条件、使用流体に応じて求められた最適地点
に正確に一致させるのには無理かあるので一実°際のラ
ンドの広げ巾は上式で求められる適正値に近似したもの
であればよい。その具体的な数値は使用条件等にもよる
が２〜５０’程度が適当である。
なお、反対側のシールランド縁３ｂも、第４図に示すよ
うに線Ｌ２からΔα４０−タの回転方向前方に偏位させ
てよい。但しΔα〈Δα３とする。
うに線Ｌ２からΔα４０−タの回転方向前方に偏位させ
てよい。但しΔα〈Δα３とする。
また−第１図の状態から第２図の状態に移る迄の空間部
の面積変化率が大きいとポンプに過大な負荷が加わる恐
れがあるので、このような場合には、第５図に示すよう
に、縁３ａから線り、に向かってΔα８以下の角度Δα
５の範囲に狭巾の逃げ溝６を設けるとよい。縁３ｂをΔ
α４偏位させたときにはΔα５くΔα３−Δα４に設定
する。
の面積変化率が大きいとポンプに過大な負荷が加わる恐
れがあるので、このような場合には、第５図に示すよう
に、縁３ａから線り、に向かってΔα８以下の角度Δα
５の範囲に狭巾の逃げ溝６を設けるとよい。縁３ｂをΔ
α４偏位させたときにはΔα５くΔα３−Δα４に設定
する。
このほか、使用流体は、液体、気体のいずれであっても
よく、また、ロータの歯形は、エピトロコイド曲線、ハ
イポトロコイド曲線、エピサイクロイド曲線、ハイポサ
イクロイド曲′線のいずれかも基本としたものであるの
が望ましい。
よく、また、ロータの歯形は、エピトロコイド曲線、ハ
イポトロコイド曲線、エピサイクロイド曲線、ハイポサ
イクロイド曲′線のいずれかも基本としたものであるの
が望ましい。
以上説明したこの発明の回転ポンプによれば一空間部が
大なる側に位置したシールランドの巾がロータの回転方
向前方に広がっているので、空間部が吐出ポートに到達
したときの空間部内流体圧が吐出ポート内流体圧と同圧
又はそれに近似した圧となり、両方の流体が合流すると
きの圧力差に起因する脈動、騒音が小さくなる。
大なる側に位置したシールランドの巾がロータの回転方
向前方に広がっているので、空間部が吐出ポートに到達
したときの空間部内流体圧が吐出ポート内流体圧と同圧
又はそれに近似した圧となり、両方の流体が合流すると
きの圧力差に起因する脈動、騒音が小さくなる。
例えば、吐出圧力設定値を５ ＫＦ ／ ｔｓ２、回転
数を３００ Ｏｒ、ｐ、ｍ、に設定したΔα３＝０°と
Δα３＝１０゜の２つのポンプの比較実験では下表のデ
ータが得られた。
数を３００ Ｏｒ、ｐ、ｍ、に設定したΔα３＝０°と
Δα３＝１０゜の２つのポンプの比較実験では下表のデ
ータが得られた。
Ｐ３：インナーロータとアウターロータとで作る空間が
シールランドを通過する時の圧力変動中 騒音：Ａ特性 この表から判るように、Δα３＝０６のポンプに比較し
てΔα３＝１００の本発明のポンプはＰ３の変動中と騒
音の両方が小さくなった。
シールランドを通過する時の圧力変動中 騒音：Ａ特性 この表から判るように、Δα３＝０６のポンプに比較し
てΔα３＝１００の本発明のポンプはＰ３の変動中と騒
音の両方が小さくなった。
第１図は、この発明のポンプの要部を示す図、第２図は
インナーロータが第１図の状態からΔα３回転した図、
第３図はそのポンプのポート形状を示す図、第４図及び
第５図はポート形状の変形例を示す図、第６図は従来の
ポンプのインナーロータとアウターロータの要部を示す
図、第７図はそのポンプのポート形状を示す図、第８図
及び第９０−タとアウターロータの接触点の軌跡を表わ
す図である。 １・・・インナーロータ、２・・・アウターロータ、３
・・・シールランド、３ａ・・・吐出ポート側縁、３ｂ
・・・吸入ポート側縁、４・・・吸入ポート−５・・・
吐出ポート、６・・・逃げ溝。 第１０囚 第１１図 手続補正書（晩 昭和６１年４８１０日
インナーロータが第１図の状態からΔα３回転した図、
第３図はそのポンプのポート形状を示す図、第４図及び
第５図はポート形状の変形例を示す図、第６図は従来の
ポンプのインナーロータとアウターロータの要部を示す
図、第７図はそのポンプのポート形状を示す図、第８図
及び第９０−タとアウターロータの接触点の軌跡を表わ
す図である。 １・・・インナーロータ、２・・・アウターロータ、３
・・・シールランド、３ａ・・・吐出ポート側縁、３ｂ
・・・吸入ポート側縁、４・・・吸入ポート−５・・・
吐出ポート、６・・・逃げ溝。 第１０囚 第１１図 手続補正書（晩 昭和６１年４８１０日
Claims (5)
- （１）内歯歯車の歯数が外歯歯車の歯数よりも１枚多い
内接歯車式の回転ポンプに於て、吸入ポートと吐出ポー
トを仕切る２ケ所のシールランドのうち一内歯歯車と外
歯歯車が回転中に作る空隙部面積が大なる側に有るシー
ルランドの少なくとも吐出ポート側の縁を一上記空隙部
が最大のときを仕切る位置から歯車の回転方向前方に所
定角度α偏位して配置し、空隙部が吐出ポートに達した
ときの空隙部内流体圧が吐出ポート内流体圧と同圧又は
近似圧となるようランド巾を同方向に広げたことを特徴
とする低騒音回転ポンプ。 - （２）上記偏位角αを２〜５０°に設定したことを特徴
とする特許請求の範囲第（１）項記載の低騒音回転ポン
プ。 - （３）上記歯車の歯形がエピトロコイド曲線、ハイポト
ロコイド曲線、エピサイクロイド曲線、ハイポサイクロ
イド曲線のいずれかを基本としていることを特徴とする
特許請求の範囲第（１）項又は第（２）項記載の低騒音
回転ポンプ。 - （４）上記シールランドの吸入ポート側の縁も、空隙部
が最大のときを仕切る位置からα以下の角度で歯車の回
転方向前方に位置をずらして配置したことを特徴とする
特許請求の範囲第（１）項乃至第（３）項のいずれかに
記載の低騒音回転ポンプ。 - （５）上記吐出ポート側のシールランド縁からランドの
広げ巾以内の範囲で歯車の回転方向後方部に延びる狭巾
の逃げ溝を設けたことを特徴とする特許請求の範囲第（
１）項乃至第（４）項のいずれかに記載の低騒音回転ポ
ンプ。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP16076885A JPS6220683A (ja) | 1985-07-19 | 1985-07-19 | 低騒音回転ポンプ |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP16076885A JPS6220683A (ja) | 1985-07-19 | 1985-07-19 | 低騒音回転ポンプ |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6220683A true JPS6220683A (ja) | 1987-01-29 |
Family
ID=15722036
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP16076885A Pending JPS6220683A (ja) | 1985-07-19 | 1985-07-19 | 低騒音回転ポンプ |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6220683A (ja) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN109373167A (zh) * | 2018-12-19 | 2019-02-22 | 自贡市川力科技股份有限公司 | 一种双出油道结构的机油泵 |
Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS529043U (ja) * | 1975-07-08 | 1977-01-21 | ||
| JPS5549046B2 (ja) * | 1974-05-02 | 1980-12-10 |
-
1985
- 1985-07-19 JP JP16076885A patent/JPS6220683A/ja active Pending
Patent Citations (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5549046B2 (ja) * | 1974-05-02 | 1980-12-10 | ||
| JPS529043U (ja) * | 1975-07-08 | 1977-01-21 |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN109373167A (zh) * | 2018-12-19 | 2019-02-22 | 自贡市川力科技股份有限公司 | 一种双出油道结构的机油泵 |
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