(57)【要約】【課題】内接歯車ポンプの駆動トルクを、インナーロータとアウターロータのチップクリアランスを大きくする方法とは異なる方法で低減することを課題としている。【解決手段】歯数がＮのインナーロータ２と（Ｎ＋１）のアウターロータ３からなるポンプロータ４を有する内接歯車ポンプを改善の対象にして、ポンプケース５に設けられる吐出ポート８の終端８Ｅを、インナーロータ２とアウターロータ３が噛み合いの始点Ｍｓで噛み合う状況下において、噛み合い点を間に挟むインナーロータ歯先頂点ＴＴとアウーロータ歯底頂点ＴＢとの間に配置した。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
ポンプケース（５）が、ロータ端面と向き合う側面に吸入ポート（７）と吐出ポート（８）を設けたロータ室（６）を有し、そのロータ室（６）に、歯数がＮのインナーロータ（２）と歯数が（Ｎ＋１）のアウターロータ（３）を偏心配置にして組み合わせたポンプロータ（４）を収納して構成される内接歯車ポンプにおいて、
前記インナーロータ（２）とアウターロータ（３）が噛み合いの始点（Ｍｓ）で噛み合う状況下において、前記噛み合いの始点（Ｍｓ）に直近のインナーロータ歯先頂点（ＴＴ）とアウターロータ歯底頂点（ＴＢ）との間に前記吐出ポート（８）のロータ回転方向終端（８Ｅ）を配置したことを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項２】
前記吐出ポート（８）のロータ回転方向終端（８Ｅ）が、インナーロータ（２）とアウターロータ（３）の理論偏心位置での中心（ＯＩ，ＯＯ）を結ぶ偏心軸（Ｃ）よりもロータ回転方向前方にある請求項１に記載の内接歯車ポンプ。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、インナーロータと歯数がインナーロータよりも１枚多いアウターロータとからなるポンプロータを備えた内接歯車ポンプ、詳しくは、吐出ポートの終端位置を工夫して駆動トルクを低減した内接歯車ポンプに関する。
【背景技術】
【０００２】
首記のポンプロータを有する内接歯車ポンプは、車のエンジンや自動変速機（ＡＴ）用のオイルポンプなどとして多用されている。その内接歯車ポンプの従来例として、下記特許文献１〜３に開示されたものなどがある。
【０００３】
特許文献１が開示している内接歯車ポンプは、インナーロータとアウターロータの歯形が、それぞれ、基礎円とその基礎円に接して滑りなく転がる外転円の一点の軌跡及び内転円の一点の軌跡によって創成されている。
【０００４】
特許文献２が開示している内接歯車ポンプは、直径の異なる２つの基礎円と、一方の基礎円に接して滑りなく転がる外転円と他方の基礎円に接して滑りなく転がる内転円を用いて歯先と歯底のサイクロイド歯形を創成し、歯先と歯底間をインボリュート曲線で繋いでいる。
【０００５】
また、特許文献３が開示している内接歯車ポンプは、アウターロータの歯形が凸円弧曲線やサイクロイド曲線などで形成され、アウターロータは、理論上の歯形がアウターロータのピッチ円上でインナーロータのピッチ円を転がして決定されるものになっている。
このほかに、トロコイド曲線の歯形を採用した内接歯車ポンプも知られている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特許第３２９３５０７号公報
【特許文献２】特開２００８−１２８０４１号公報
【特許文献３】特公昭６２−５７８３５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
周知の内接歯車ポンプは、ほとんどのものがインナーロータとアウターロータのトップの位置での噛み合い点が偏心軸よりもロータ回転方向前方にある。中には、トップの位置での噛み合い点が偏心軸を跨ぐものもあるが、トロコイド歯形やサイクロイド歯形を採用した一般的なポンプロータは、その噛み合い点が上述したように偏心軸よりもロータの回転方向前方にある。
【０００８】
ここでの偏心軸とは、インナーロータとアウターロータの理論偏心位置での各ロータ中心（設計上の中心）を通る直線を言う。また、トップの位置とは、インナーロータとアウターロータを偏心位置に配置し、インナーロータ歯先頂点とアウターロータ歯底頂点を偏心軸上に置いた状態におけるインナーロータの位置である。
【０００９】
さらに、噛み合い点とは、インナーロータとアウターロータを偏心位置に配置し、インナーロータに向けてアウターロータを正規の回転方向と反対方向に回転させたときのインナーロータとアウターロータの接点である。
【００１０】
内接歯車ポンプは、チップクリアランス（インナーロータとアウターロータの歯間隙間）が小さいと、駆動されるインナーロータと従動回転するアウターロータ間での摺動損失が大きくなって駆動トルクが大きくなる。また、サイドクリアランス（ロータの端面とボディ内径間の隙間）が小さい場合や、単にロータの端面の面積が大きい場合も同様に摺動損失が大きくなって駆動トルクが大きくなる。
【００１１】
従って、駆動トルクを低減するには、チップクリアランスを大きくすることやサイドクリアランスを小さくすること、ロータの径を小さくすることが有効と考えられていた。しかしながら、発明者等は、摺動抵抗を小さくする方法とは全く異なる新たな方法で駆動トルクの低減を図れることを見出した。
【００１２】
この発明は、その新たな方法を用いて内接歯車ポンプの駆動トルクを低減することを課題としている。
【課題を解決するための手段】
【００１３】
上記の課題を解決するため、この発明においては、ポンプケースが、ロータ端面と向き合う側面に吸入ポートと吐出ポートを設けたロータ室を有し、そのロータ室に、歯数がＮのインナーロータと歯数が（Ｎ＋１）のアウターロータを偏心配置にして組み合わせたポンプロータを収納して構成される内接歯車ポンプにおいて、
前記インナーロータとアウターロータが噛み合いの始点で噛み合う状況下において、前記噛み合いの始点に直近のインナーロータ歯先頂点とアウターロータ歯底頂点との間に前記吐出ポートの終端（ロータ回転方向の終端）を配置した。ここにおいて、噛み合いの始点とは、トップの位置における噛み合い点である。
【００１４】
吐出ポートの終端は、トロコイド歯形やサイクロイド歯形のポンプロータを有する内接歯車ポンプにおいては、偏心軸よりもロータの回転方向前方に配置されるが、ポンプロータの歯形形状によっては、吐出ポートの終端が前記偏心軸よりもロータ回転方向後方に配置されることもあり得る。
【発明の効果】
【００１５】
この発明の内接歯車ポンプは、インナーロータとアウターロータが噛み合いの始点にあるときに、噛み合い点を境にしたロータ回転方向後方の歯面間隙間に差圧が発生する（その理由は後述する）。その差圧が、インナーロータにそのロータを正転方向に押す回転モーメントを発生させる。
【００１６】
また、噛み合い点が吸入ポートに到達するところまでロータが回転すると、今度は、次に噛み合いを生じるアウターロータの歯が吐出ポートの終端に到達してその歯の回転方向前後に差圧が生じ、その差圧でアウターロータが回転方向に押される。
【００１７】
これによりロータの回転の助勢がなされ、そのために、発明の目的とする駆動トルクの低減効果が生じる。
【図面の簡単な説明】
【００１８】
【図１】この発明の内接歯車ポンプの一例の要部をポンプケースのカバーを外した状態にして示す図
【図２】図１の内接歯車ポンプが図１の状態からアウターロータの半歯相当量回転した状態を示す図
【図３】図１の内接歯車ポンプのロータ噛み合い部を模式化して示す図
【図４】内接歯車ポンプの従来品をポンプケースの要部をカバーを外した状態にして示す図
【発明を実施するための形態】
【００１９】
以下、添付図面の図１〜図３に基づいて、この発明の実施の形態を説明する。図１に示す内接歯車ポンプ１は、インナーロータ２とアウターロータ３を偏心配置にして組み合わせたポンプロータ４を有している。インナーロータ２とアウターロータ３の理論偏心位置での中心のＯＩ，ＯＯは、偏心軸Ｃ上に配置される。そのポンプロータ４を、ポンプケース５に形成されたロータ室６に収納している。ポンプケース５には、ロータ室６を覆うカバー（図示せず）が含まれる。
【００２０】
ポンプケース５に設けられたロータ室６の側面には、吸入ポート７と吐出ポート８が形成されている。インナーロータ２とアウターロータ３間には、ポンプ室９が形成され、このポンプ室９がロータ回転に伴って吸入ポート７と吐出ポート８に交互に開口し、吸入行程でのロータ回転によるポンプ室９の容積増加によりオイルなどの流体が吸入ポート７からポンプ室９に吸入される。
【００２１】
また、吐出行程では、ロータ回転に伴ってポンプ室９の容積が減少し、ポンプ室９内の液体が吐出ポート８に送り出される。１０は、インナーロータ２に形成された軸穴であり、この軸穴１０にロータを回転させる駆動軸（図示せず）が通される。
【００２２】
ポンプロータ４は、アウターロータ３の歯数がインナーロータ２の歯数よりも１つ多いものが用いられる。そのポンプロータ４の歯形は特に問わない。この発明の効果は、歯形に関係なく得られる。従って、既に述べた歯形とは異なる歯形を採用したポンプもこの発明の適用対象となる。
【００２３】
図示の内接歯車ポンプは、トロコイド曲線の歯形を有するポンプロータ４を採用している。このポンプは、インナーロータ２とアウターロータ３のトップの位置での噛み合いが、偏心軸Ｃよりもロータ回転方向前方において起こる。図１のＭＳが噛み合いの始点、ＭＥが噛み合いの終点である。トロコイド曲線の歯形を採用した内接歯車ポンプの場合、噛み合い点が、インナーロータ２の中心ＯＩやアウターロータ３の中心ＯＯからほぼ一定の距離を保った曲線上を移動する。
【００２４】
この形式の内接歯車ポンプの従来品は、図４に示すように、吐出ポート８の終端８Ｅが、偏心軸Ｃよりもロータ回転方向後方に置かれている。そのために、噛み合い点を境にしたロータ回転方向前後の歯面に対して先に述べた差圧が生じない。
【００２５】
これに対し、この発明の内接歯車ポンプは、図１、図２に示すように、吐出ポート８の終端８Ｅを、噛み合い点を包含する位置に配置している。具体的には、その終端８Ｅを、インナーロータ２とアウターロータ３が噛み合いの始点で噛み合う状況下において、噛み合いの始点に直近のインナーロータ歯先頂点ＴＴとアウターロータ歯底頂点ＴＢとの間に配置している。
【００２６】
例示の内接歯車ポンプは、インナーロータ２とアウターロータ３の噛み合い位置が、偏心軸Ｃよりもロータ回転方向前方にあるので、吐出ポートの終端８Ｅが偏心軸Ｃよりもロータ回転方向前方に置かれる。
【００２７】
このような構造であるので、ポンプロータの回転を助勢する力が発生する。その理由は以下による。
すなわち、先ず、インナーロータ２とアウターロータ３が噛み合いの始点（図１の位置）にあるときに、噛み合い点を境にしたロータ回転方向前後の歯面間隙間（インナーロータとアウターロータ間に形成される容積の縮小したポンプ室）に圧力差が発生する。
【００２８】
噛み合い点よりもロータの回転方向後方側では、図３に示す歯面間の隙間ＧＲに吐出ポート８の圧力が導入され、一方、噛み合い点よりもロータの回転方向前方側では歯面間の隙間ＧＦに吸入ポート７の圧力が導入される。吸入ポート７は、流体を吸い込むために負圧になる。このように、噛み合い点（図の場合、噛み合いの始点Ｍｓ）を境にしてロータ回転方向後方の歯面間隙間ＧＲが吐出ポート圧、ロータ回転方向前方の歯面間隙間ＧＦが負圧となることでインナーロータ２にそれを正転方向に押す回転モーメントが発生する。
【００２９】
次に、噛み合い点が吸入ポート７に到達した後は、噛み合い点を境にしたロータ回転方向前後の歯面間隙間が吸入ポート７を介して互い連通する。そのために、インナーロータ２に加わっていた圧力差による押し力は期待できなくなるが、このときには、代わってアウターロータ３に押し力が加わる。
【００３０】
噛み合い点が吸入ポート７に到達するときには、図２に示すように、アウターロータ３が噛み合いの始点からほぼ半歯分回転している。そのために、アウターロータ３の次の歯が吐出ポート８の終端８Ｅに到達してその歯の一部分が吐出ポート８の圧力を受け、他の一部分が吸入ポート７に連通する。そのために、今度は、吐出ポートの終端８Ｅに到達しているアウターロータ３の歯の回転方向前後に差圧が生じ、その差圧でアウターロータ３が回転方向に押される。
【００３１】
ロータは、先行する歯が噛み合いの終点に至ると次の歯が始点で噛み合う。その間に上記の動作が繰り返されてロータの回転の助勢がなされる。それにより、駆動トルクの低減効果が生じる。
【００３２】
なお、吐出ポート８の圧力は、吐出ポートに面した歯面の全域に加わる。しかしながら、差圧を生じる部分を除いた箇所では歯先や歯底の歯面の対称形状をなす部分に反対向きの力が等しく生じて互いに打ち消し合う。吸入ポート７の位置にある歯面も同様である。
【００３３】
また、ポンプ室９の容積が最大となる側でも、吸入終点に到達したポンプ室９と吐出ポート８との間を遮断する閉じ込め部を境にしてロータの回転方向前後のポンプ室に差圧が発生する。しかし、これは従来品も同じであって従来品との効果の比較では無視できる。
【００３４】
従って、前述の圧力差によってロータを押す力が相殺されずに残り、その力による回転の助勢がなされる。
【００３５】
ロータの歯形は駆動トルクに影響を及ぼすものではないので、上記の効果は、どのような歯形のロータを用いても得られる。
【００３６】
なお、図示のポンプのように、吐出ポートの終端８Ｅを偏心軸Ｃよりもロータ回転方向前方に配置すると、ポンプ室９に吸入された流体がロスなく吐出ポート８に吐出される。従って、ポンプの容積効率に優れるが、この発明はインナーロータとアウターロータの噛み合いが偏心軸よりもロータの回転方向後方でなされるポンプや偏心軸を跨いでなされるポンプに利用してもその有効性が発揮される。
【実施例１】
【００３７】
図１のポンプロータを有する内接歯車ポンプ（発明品）と図４のポンプロータを有する内接歯車ポンプ（比較品）を作製した。そのポンプの諸元を以下に示す。
・インナーロータ歯数：９
・インナーロータ大径（歯先円径）：φ７６．４ｍｍ
・インナーロータ小径（歯先円径）：φ６１．４ｍｍ
・アウターロータ歯数：１０
・アウターロータ大径（歯底円径）：φ８４．５ｍｍ
・アウターロータ小径（歯底円径）：φ６９．０ｍｍ
・偏心量ｅ：３．７４ｍｍ
・ロータ厚み：１０．８ｍｍ
【００３８】
上記諸元の発明品のポンプと比較品のポンプを用いて駆動トルクの性能評価試験を行なった。
【００３９】
駆動トルクは、油温：４０℃、回転数：３０００ｒｐｍ、吐出圧力：１．０ＭＰａ，２．０ＭＰａ、使用油：ＡＴＦの条件で測定した。
【００４０】
この評価試験の結果、吐出圧力：１．０ＭＰａの場合、比較品の駆動トルクは６．６Ｎ・ｍであった。これに対し、発明品の駆動トルクは６．３Ｎ・ｍであり、ほぼ５％の駆動トルク低減効果が認められた。また、吐出圧力：２．０ＭＰａのときは、比較品が９．８Ｎ・ｍ、発明品が９．０Ｎ・ｍであり、ほぼ８％の駆動トルク低減効果があった。
【００４１】
ポンプで汲み上げた流体がポンプロータを正転方向に押す力は、吐出ポートの圧力と吸入ポートの圧力の差が大きくなるほど高まる。従って、吐出圧力のより大きなポンプにこの発明を適用すると、より大きな効果を期待することができる。
【符号の説明】
【００４２】
１          内接歯車ポンプ
２          インナーロータ
３          アウターロータ
４          ポンプロータ
５          ポンプケース
６          ロータ室
７          吸入ポート
８          吐出ポート
８Ｅ          吐出ポートの終端
９          ポンプ室
１０        軸穴
ＯＩ        インナーロータの中心
ＯＯ        アウターロータの中心
Ｃ          偏心軸
ＭＳ        噛み合いの始点
ＭＥ        噛み合いの終点
ＴＴ        インナーロータ歯先頂点
ＴＢ        アウターロータ歯底頂点
ＧＲ        ロータの回転方向後方側の歯面間の隙間
ＧＦ        ロータの回転方向前方側の歯面間の隙間
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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