内接歯車ポンプ
【課題】内接歯車ポンプのポンプ室へのエア吸い込みを低減して容積効率を高めることを課題としている。
【解決手段】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用ロータ４をポンプケース５に設けられたロータ室６に収納した内接歯車ポンプにおいて、ロータ室６の側面に設けられる吸入ポート７の小径部７ａのＲ半径を、吸入ポートのロータ回転方向途中からインナーロータ歯底円の半径ＲＢｉよりも大きくしてサイドシール部のシール面積を増加させた。
【解決手段】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用ロータ４をポンプケース５に設けられたロータ室６に収納した内接歯車ポンプにおいて、ロータ室６の側面に設けられる吸入ポート７の小径部７ａのＲ半径を、吸入ポートのロータ回転方向途中からインナーロータ歯底円の半径ＲＢｉよりも大きくしてサイドシール部のシール面積を増加させた。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、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（以下では歯数差が１枚のインナーロータとアウターロータと云う）を有する内接歯車ポンプ、詳しくは、ポンプ室（ポンピングチャンバ）へのエア吸い込みに起因したポンプ効率の低下を吸入ポートの形状を工夫して抑制した内接歯車ポンプに関する。
【背景技術】
【０００２】
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に開示されたものがある。
【０００３】
同文献が開示している内接歯車ポンプは、吐出行程に移ったポンプ室を絞り通路を介して吐出ポートに連通させることで吐出行程のポンプ室の過剰な圧力上昇を防止している。また、ポンプを高速回転させて使用すると、吸入行程においてポンプ室に吸入される液体に気泡が生じ、その気泡は吐出行程でのポンプ室の容積減少によって消去されると述べている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開平５−４４６５１号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
歯数差が１枚のインナーロータとアウターロータを採用した内接歯車ポンプは、ポンプケースに形成したロータ室の側面に吸入ポートと吐出ポートを形成しており、インナーロータとアウターロータの歯間に形成されるポンプ室が、ロータ回転に伴ってそれぞれのポートに交互に開口する構造になっている。
【０００６】
このポンプの吸入ポートは、各々が所定のＲ半径を有する小径部と大径部を組み合わせて構成されている。小径部は、Ｒ半径をインナーロータ歯底円（インナーロータ中心を中心としてインナーロータの歯底中心を通る円）の半径と同一又はそれ以下にしてＲ中心をインナーロータ中心に配置し、一方、大径部は、Ｒ半径をアウターロータ歯底円（アウターロータ中心を中心としてアウターロータの歯底中心を通る円）の半径と同一又はそれ以上にしてＲ中心をアウターロータ中心に配置しており、この構成は特許文献１が開示しているポンプも共通している。
【０００７】
上記した構造では、吸入ポートの小径部からポンプケースに形成される駆動軸用の軸穴までの間及び吸入ポートの大径部からアウターロータ外径までの間におけるロータ端面とロータ室側面間の隙間がサイドシール部となって吸入ポートが外部から隔離される。
【０００８】
ところが、ポンプの仕様によっては駆動軸の径を大きくせざるを得ない場合があり、その駆動軸の径とアウターロータ外径の制約によってサイドシール部のシール面積を十分に確保できないことがある。この場合、高速回転域では特に、ポンプ室に対して外部からエアが吸い込まれ易くなる。そのエア吸い込みが起こるとポンプの容積効率が低下する。
【０００９】
この発明は、サイドシール部からのエア吸い込みを低減してポンプの容積効率の低下を
抑制することを課題としている。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
上記の課題を解決するため、この発明においては、歯数がＮ（Ｎは２以上の整数）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用ロータが、ポンプケースに設けられたロータ室に収納され、前記インナーロータとアウターロータとの間に形成されるポンプ室の容積がこれ等のロータの回転に伴って増減して流体の吸入、吐出がなされる内接歯車ポンプに以下の改善を加えた。
【００１１】
即ち、前記ロータ室の側面に設けられる吸入ポートの小径部のＲ半径を吸入ポートのロータ回転方向途中からインナーロータ歯底円の半径よりも大きくするか、又は、吸入ポートの大径部のＲ半径を吸入ポートのロータ回転方向途中からアウターロータ歯底円の半径よりも小さくした。その２つの構成は併用することができる。この発明では、小径部のＲ半径を大きくした部分をＲ半径拡径部、大径部のＲ半径を小さくした部分をＲ半径縮径部と言う。
【００１２】
なお、吸入ポートの小径部のＲ半径拡径部と大径部のＲ半径縮径部の径変化量は、Ｒ半径が変化し始めた位置から吸入ポート終端（ロータ回転方向前方の端部）までの全域で一定している必要はないが、小径部の拡径部のＲ半径Ｒｐｉは、
Ｒｐｉ≦√［Ｒｏ２＋ｅ２−２Ｒｏ＊ｅ＊ｃｏｓ｛３６０°／（Ｎ＋１）×１．５｝］
の式で求まる大きさにすると望ましい。
ここに、Ｒｏ：アウターロータの歯先円の半径
ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量
Ｎ：インナーロータの歯数
【００１３】
また、吸入ポートの小径部のＲ半径が大きくなり始める位置を、インナーロータ中心とアウターロータ中心を通る基準線からの回転角αｐｉが、
αｐｉ≧３６０°／Ｎ
の式を満たす位置に設定するのも望ましい。
【００１４】
一方、吸入ポートの大径部の縮径部のＲ半径Ｒｐｏは、
Ｒｐｏ≧√［Ｒｉ２＋ｅ２＋２Ｒｉ＊ｅ＊ｃｏｓ（３６０°／Ｎ×１．５）］
の式で求まる大きさにすると望ましい。
ここに、Ｒｉ：インナーロータの歯先円の半径
ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量
Ｎ：インナーロータの歯数
【００１５】
また、吸入ポートの大径部のＲ半径が小さくなり始める位置を、インナーロータ中心とアウターロータ中心を通る基準線からの回転角αｐｏが、
αｐｏ≧３６０°／（Ｎ＋１）
の式を満たす位置に設定するのも望ましい。
【発明の効果】
【００１６】
この発明の内接歯車ポンプは、吸入ポートの小径部のＲ半径を部分的に大きくしたので、吸入ポートとポンプケースの軸穴との間に形成されるサイドシール部のシール面積が増加する。吸入ポートの大径部のＲ半径を部分的に小さくしたものも、吸入ポートとアウターロータ外径との間に形成されるサイドシール部のシール面積が増加し、そのためにシール性能が高まってポンプ室へのエアの吸い込み量が減少し、ポンプの容積効率の低下が抑制される。
【００１７】
なお、吸入ポートの小径部と大径部のＲ半径をロータ回転方向途中から変化させたのは以下の理由による。即ち、オイル吸入行程の初期には、ロータ回転に伴うポンプ室の容積増加がインナーロータとアウターロータの歯底に沿った位置から起りだす。そのオイル吸入行程の初期に、ポンプ室が形成される領域（インナーロータとアウターロータ間に挟まれる領域）に吸入ポートの小径部や大径部が入り込まない構造にすることで、初期のオイル吸入が支障なくなされ、ポンプの容積効率の低下の抑制がより効果的になされる。
【００１８】
上記において望ましいとした構成の作用、効果は次々項で説明する。
【図面の簡単な説明】
【００１９】
【図１】この発明の内接歯車ポンプの一例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のポンプの縦断面図
【図３】この発明のポンプの吸入ポート形状の一例を示す図
【図４】この発明のポンプの吸入ポート形状の他の例を示す図
【図５】この発明のポンプの吸入ポート形状のさらに他の例を示す図
【発明を実施するための形態】
【００２０】
以下、添付図面の図１〜図５に基づいてこの発明の内接歯車ポンプの実施の形態を説明する。図１及び図２に示す内接歯車ポンプ１は、インナーロータ２と、歯数がインナーロータの歯数よりも１枚多いアウターロータ３を偏心配置にして組み合わせたポンプ用ロータ４を採用し、そのポンプ用ロータ４を、ポンプケース５に形成されたロータ室６に収納して構成されている。図１において符合２ａはインナーロータの歯先、３ａはアウターロータの歯先である。ポンプケース５には、ロータ室６を覆うカバー５ａ（図２参照）が含まれる。
【００２１】
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伴うポンプ室９の容積増加により、オイルなどの液体が吸入ポート７からポンプ室９に吸入される。
【００２２】
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、ポンプケース５に形成された軸穴であり、この軸穴１０にインナーロータ２を回転駆動する駆動軸１１が通される。
【００２３】
このポンプの吸入ポート７と吐出ポート８は、各々が所定のＲ半径を有する小径部と大径部を組み合わせて構成されている。両ポートの小径部は、基本構成のポンプにおいては、共にＲ半径がインナーロータ歯底円の半径と等しいか又はそれ以下でＲ中心がインナーロータ中心Ｏｉに配置され、大径部は、Ｒ半径がアウターロータ歯底円の半径と等しいか又はそれ以上でＲ中心がアウターロータ中心Ｏｏに配置される。
【００２４】
例示のポンプは、吐出ポート８については基本構成を採用し、吸入ポート７には、この発明を特徴づける構成を付加している。
【００２５】
その吸入ポート７の詳細を、図３〜図５に示す。図３の吸入ポート７は、小径部７ａのＲ半径を、同ポートのロータ回転方向途中からインナーロータ歯底円の半径ＲＢｉ（図１参照）よりも大きくしている。小径部７ａの吸入ポート始端側のＲ半径は、インナーロータ歯底円の半径ＲＢｉと等しく、その部分のＲ中心はインナーロータ中心Ｏｉ上にある。
【００２６】
ここで、小径部７ａの拡径部（インナーロータ歯底円の半径ＲＢｉよりもＲ半径を大きくした部分）のインナーロータ中心ＯｉからのＲ半径をＲｐｉとして、このＲｐｉは、小径部７ａのＲ半径が変化し始める図３のＳｉ点から吸入ポート７の終端に行く間に全域で徐々に変化してもよいが、下式で求まる大きさにすると望ましい。
Ｒｐｉ≦√［Ｒｏ２＋ｅ２−２Ｒｏ＊ｅ＊ｃｏｓ｛３６０°／（Ｎ＋１）×１．５｝］
ここに、Ｒｏ：アウターロータ３の歯先円の半径（図１参照）
ｅ：インナーロータ２とアウターロータ３の偏心量
Ｎ：インナーロータ２の歯数
【００２７】
ポンプ室９の開口面積が小さくなるに従ってポンプ室９に吸入される液体の流速が増すので、キャビテーション抑制などの観点からポンプ室の開口面積を不足させない範囲でサイドシール部のシール面積を増加させるのが望ましく、小径部７ａの拡径部のＲ半径Ｒｐｉを上の式で求まる大きさにすることでその要求に応えることができる。
【００２８】
小径部７ａのＲ半径が大きくなり始める図３のＳｉ点は、インナーロータ中心Ｏｉとアウターロータ中心Ｏｏを通る直線の基準線ＣＬからのインナーロータ中心Ｏｉ基準での回転角αｐｉが、下式を満たす位置にある。
αｐｉ≧３６０°／Ｎ
【００２９】
以上のほか、吸入行程の初期には、ロータ回転に伴うポンプ室９の容積増加がインナーロータ２の歯底に沿った位置から起るので、この位置においてポンプ室９が形成される領域（図１の半径ＲＢｉのインナーロータ歯底円と半径ＲＢｏのアウターロータ歯底円間に挟まれる領域）に吸入ポート７の小径部７ａが入り込まない構造にしている。
【００３０】
この図３の吸入ポート形状を採用することで、吸入ポート７と軸穴１０との間に形成されるサイドシール部の面積が増加してポンプ室９へのエア吸い込みが抑制される。
【００３１】
図４の吸入ポート７は、大径部７ｂのアウターロータ中心Ｏｏ基準でのＲ半径Ｒｐｏを、同ポートのロータ回転方向途中からアウターロータ歯底円の半径ＲＢｏよりも小さくしている。大径部７ｂの吸入ポート始端側のＲ半径は、アウターロータ歯底円の半径ＲＢｏと等しく、その部分のＲ中心はアウターロータ中心Ｏｏ上にある。
【００３２】
大径部７ｂの縮径部（アウターロータ歯底円の半径ＲＢｏよりもＲ半径を小さくした部分）のアウターロータ中心ＯｏからのＲ半径Ｒｐｏは、小径部７ａの拡径部のＲ半径Ｒｐｉと同じ理由から下式で求まる大きさにすると望ましい。
Ｒｐｏ≧√［Ｒｉ２＋ｅ２＋２Ｒｉ＊ｅ＊ｃｏｓ（３６０°／Ｎ×１．５）］
ここに、Ｒｉ：インナーロータ２の歯先円の半径（１参照）
ｅ：インナーロータ２とアウターロータ３の偏心量
Ｎ：インナーロータ２の歯数
【００３３】
大径部７ｂのＲ半径が小さくなり始める図４のＳｏ点は、前記基準線ＣＬからのアウターロータ中心Ｏｏ基準での回転角αｐｏが、下式を満たす位置にある。
αｐｏ≧３６０°／（Ｎ＋１）
【００３４】
同式で求まる位置に前記Ｓｏ点を設定したのは、小径部７ａのＲ半径が大きくなり始める図３のＳｉ点をαｐｉ≧３６０°／Ｎの式で求めたのと同じ理由からである。
【００３５】
この図４の吸入ポート形状を採用することで、吸入ポート７とアウターロータ３の外径との間に形成されるサイドシール部の面積が増加してポンプ室９へのエア吸い込みが抑制される。
【００３６】
図５の吸入ポート７は、図３と図４の吸入ポートを合体させたものであって、小径部７ａのＲ半径Ｒｐｉが吸入ポートのロータ回転方向途中（Ｓｉ点）からインナーロータ歯底円の半径ＲＢｉよりも大きくなり、大径部７ｂのＲ半径Ｒｐｏは吸入ポートのロータ回転方向途中からアウターロータ歯底円の半径ＲＢｏよりも小さくなっている。
【００３７】
この構造は、小径部７ａと大径部７ｂの双方が、ポンプ室の形成される領域に入り込んでポンプ室の開口面積を減少させるので、小径部７ａの拡径部のＲ半径Ｒｐｉは、上記で望ましいとした半径よりも小さくし、大径部７ｂの縮径部のＲ半径Ｒｐｏは、上記で望ましいとした半径よりも大きくするとよい。
【実施例１】
【００３８】
この発明の内接歯車ポンプについて性能評価試験を行なった。その試験は、歯数１０枚のインナーロータ２と、歯数１１枚のアウターロータ３を組み合わせた図１の発明品のポンプ（図３に示した形状の吸入ポートを有する）と、比較品のポンプ（基本構造の吸入ポートを有する）を試作して行なった。
発明品と比較品に採用したポンプ用ロータの寸法諸元は、以下の通りである。
・アウターロータ外径：φ７３ｍｍ
・アウターロータの歯部大径（歯底円径）：φ６５．４２ｍｍ
・アウターロータの歯部小径（歯先円径）：φ５３．９４ｍｍ
・インナーロータの歯部大径（歯先円径）：φ５９．５７ｍｍ
・インナーロータの歯部（歯底円径）：φ４８．０９ｍｍ
・ポンプケースの軸穴径：φ４３ｍｍ
・インナーロータ中心Ｏｉとアウターロータ中心Ｏｏの偏心量ｅ：２．９ｍｍ
・ロータ厚み１０ｍｍ当たりの理論吐出量：９．７ｃｃ／ｒｅｖ／ｃｍ
試験条件 油種：通常ＡＴＦ
油温：８０℃
吐出圧力：０．５ＭＰａ
回転数：１０００〜５０００ｒｐｍ
試験の結果を表１に示す。
【００３９】
【表１】
【００４０】
この結果からわかるように、発明品は比較品に比べて容積効率が高い。これは、ポンプ室へのエアの吸い込みが減少したからである。
【符号の説明】
【００４１】
１ 内接歯車ポンプ
２ インナーロータ
３ アウターロータ
２ａ、３ａ 歯先
４ ポンプ用ロータ
５ ポンプケース
５ａ カバー
６ ロータ室
７ 吸入ポート
７ａ 小径部
７ｂ 大径部
８ 吐出ポート
９ ポンプ室
１０ 軸穴
１１ 駆動軸
Ｏｉ インナーロータ中心
Ｏｏ アウターロータ中心
ｅ インナーロータとアウターロータの偏心量
ＣＬ 基準線
Ｓｉ 小径部のＲ半径が大きくなり始める点
Ｓｏ 大径部のＲ半径が小さくなり始める点
αｐｉ 基準線ＣＬからＳｉ点までの回転角
αｐｏ 基準線ＣＬからＳｏ点までの回転角
Ｒｉ インナーロータの歯先円の半径
Ｒｏ アウターロータの歯先円の半径
Ｒｐｉ 小径部のＲ半径
Ｒｐｏ 大径部のＲ半径
ＲＢｉ インナーロータ歯底円の半径
ＲＢｏ アウターロータ歯底円の半径
【技術分野】
【０００１】
この発明は、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（以下では歯数差が１枚のインナーロータとアウターロータと云う）を有する内接歯車ポンプ、詳しくは、ポンプ室（ポンピングチャンバ）へのエア吸い込みに起因したポンプ効率の低下を吸入ポートの形状を工夫して抑制した内接歯車ポンプに関する。
【背景技術】
【０００２】
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に開示されたものがある。
【０００３】
同文献が開示している内接歯車ポンプは、吐出行程に移ったポンプ室を絞り通路を介して吐出ポートに連通させることで吐出行程のポンプ室の過剰な圧力上昇を防止している。また、ポンプを高速回転させて使用すると、吸入行程においてポンプ室に吸入される液体に気泡が生じ、その気泡は吐出行程でのポンプ室の容積減少によって消去されると述べている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開平５−４４６５１号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
歯数差が１枚のインナーロータとアウターロータを採用した内接歯車ポンプは、ポンプケースに形成したロータ室の側面に吸入ポートと吐出ポートを形成しており、インナーロータとアウターロータの歯間に形成されるポンプ室が、ロータ回転に伴ってそれぞれのポートに交互に開口する構造になっている。
【０００６】
このポンプの吸入ポートは、各々が所定のＲ半径を有する小径部と大径部を組み合わせて構成されている。小径部は、Ｒ半径をインナーロータ歯底円（インナーロータ中心を中心としてインナーロータの歯底中心を通る円）の半径と同一又はそれ以下にしてＲ中心をインナーロータ中心に配置し、一方、大径部は、Ｒ半径をアウターロータ歯底円（アウターロータ中心を中心としてアウターロータの歯底中心を通る円）の半径と同一又はそれ以上にしてＲ中心をアウターロータ中心に配置しており、この構成は特許文献１が開示しているポンプも共通している。
【０００７】
上記した構造では、吸入ポートの小径部からポンプケースに形成される駆動軸用の軸穴までの間及び吸入ポートの大径部からアウターロータ外径までの間におけるロータ端面とロータ室側面間の隙間がサイドシール部となって吸入ポートが外部から隔離される。
【０００８】
ところが、ポンプの仕様によっては駆動軸の径を大きくせざるを得ない場合があり、その駆動軸の径とアウターロータ外径の制約によってサイドシール部のシール面積を十分に確保できないことがある。この場合、高速回転域では特に、ポンプ室に対して外部からエアが吸い込まれ易くなる。そのエア吸い込みが起こるとポンプの容積効率が低下する。
【０００９】
この発明は、サイドシール部からのエア吸い込みを低減してポンプの容積効率の低下を
抑制することを課題としている。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
上記の課題を解決するため、この発明においては、歯数がＮ（Ｎは２以上の整数）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用ロータが、ポンプケースに設けられたロータ室に収納され、前記インナーロータとアウターロータとの間に形成されるポンプ室の容積がこれ等のロータの回転に伴って増減して流体の吸入、吐出がなされる内接歯車ポンプに以下の改善を加えた。
【００１１】
即ち、前記ロータ室の側面に設けられる吸入ポートの小径部のＲ半径を吸入ポートのロータ回転方向途中からインナーロータ歯底円の半径よりも大きくするか、又は、吸入ポートの大径部のＲ半径を吸入ポートのロータ回転方向途中からアウターロータ歯底円の半径よりも小さくした。その２つの構成は併用することができる。この発明では、小径部のＲ半径を大きくした部分をＲ半径拡径部、大径部のＲ半径を小さくした部分をＲ半径縮径部と言う。
【００１２】
なお、吸入ポートの小径部のＲ半径拡径部と大径部のＲ半径縮径部の径変化量は、Ｒ半径が変化し始めた位置から吸入ポート終端（ロータ回転方向前方の端部）までの全域で一定している必要はないが、小径部の拡径部のＲ半径Ｒｐｉは、
Ｒｐｉ≦√［Ｒｏ２＋ｅ２−２Ｒｏ＊ｅ＊ｃｏｓ｛３６０°／（Ｎ＋１）×１．５｝］
の式で求まる大きさにすると望ましい。
ここに、Ｒｏ：アウターロータの歯先円の半径
ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量
Ｎ：インナーロータの歯数
【００１３】
また、吸入ポートの小径部のＲ半径が大きくなり始める位置を、インナーロータ中心とアウターロータ中心を通る基準線からの回転角αｐｉが、
αｐｉ≧３６０°／Ｎ
の式を満たす位置に設定するのも望ましい。
【００１４】
一方、吸入ポートの大径部の縮径部のＲ半径Ｒｐｏは、
Ｒｐｏ≧√［Ｒｉ２＋ｅ２＋２Ｒｉ＊ｅ＊ｃｏｓ（３６０°／Ｎ×１．５）］
の式で求まる大きさにすると望ましい。
ここに、Ｒｉ：インナーロータの歯先円の半径
ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量
Ｎ：インナーロータの歯数
【００１５】
また、吸入ポートの大径部のＲ半径が小さくなり始める位置を、インナーロータ中心とアウターロータ中心を通る基準線からの回転角αｐｏが、
αｐｏ≧３６０°／（Ｎ＋１）
の式を満たす位置に設定するのも望ましい。
【発明の効果】
【００１６】
この発明の内接歯車ポンプは、吸入ポートの小径部のＲ半径を部分的に大きくしたので、吸入ポートとポンプケースの軸穴との間に形成されるサイドシール部のシール面積が増加する。吸入ポートの大径部のＲ半径を部分的に小さくしたものも、吸入ポートとアウターロータ外径との間に形成されるサイドシール部のシール面積が増加し、そのためにシール性能が高まってポンプ室へのエアの吸い込み量が減少し、ポンプの容積効率の低下が抑制される。
【００１７】
なお、吸入ポートの小径部と大径部のＲ半径をロータ回転方向途中から変化させたのは以下の理由による。即ち、オイル吸入行程の初期には、ロータ回転に伴うポンプ室の容積増加がインナーロータとアウターロータの歯底に沿った位置から起りだす。そのオイル吸入行程の初期に、ポンプ室が形成される領域（インナーロータとアウターロータ間に挟まれる領域）に吸入ポートの小径部や大径部が入り込まない構造にすることで、初期のオイル吸入が支障なくなされ、ポンプの容積効率の低下の抑制がより効果的になされる。
【００１８】
上記において望ましいとした構成の作用、効果は次々項で説明する。
【図面の簡単な説明】
【００１９】
【図１】この発明の内接歯車ポンプの一例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のポンプの縦断面図
【図３】この発明のポンプの吸入ポート形状の一例を示す図
【図４】この発明のポンプの吸入ポート形状の他の例を示す図
【図５】この発明のポンプの吸入ポート形状のさらに他の例を示す図
【発明を実施するための形態】
【００２０】
以下、添付図面の図１〜図５に基づいてこの発明の内接歯車ポンプの実施の形態を説明する。図１及び図２に示す内接歯車ポンプ１は、インナーロータ２と、歯数がインナーロータの歯数よりも１枚多いアウターロータ３を偏心配置にして組み合わせたポンプ用ロータ４を採用し、そのポンプ用ロータ４を、ポンプケース５に形成されたロータ室６に収納して構成されている。図１において符合２ａはインナーロータの歯先、３ａはアウターロータの歯先である。ポンプケース５には、ロータ室６を覆うカバー５ａ（図２参照）が含まれる。
【００２１】
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伴うポンプ室９の容積増加により、オイルなどの液体が吸入ポート７からポンプ室９に吸入される。
【００２２】
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、ポンプケース５に形成された軸穴であり、この軸穴１０にインナーロータ２を回転駆動する駆動軸１１が通される。
【００２３】
このポンプの吸入ポート７と吐出ポート８は、各々が所定のＲ半径を有する小径部と大径部を組み合わせて構成されている。両ポートの小径部は、基本構成のポンプにおいては、共にＲ半径がインナーロータ歯底円の半径と等しいか又はそれ以下でＲ中心がインナーロータ中心Ｏｉに配置され、大径部は、Ｒ半径がアウターロータ歯底円の半径と等しいか又はそれ以上でＲ中心がアウターロータ中心Ｏｏに配置される。
【００２４】
例示のポンプは、吐出ポート８については基本構成を採用し、吸入ポート７には、この発明を特徴づける構成を付加している。
【００２５】
その吸入ポート７の詳細を、図３〜図５に示す。図３の吸入ポート７は、小径部７ａのＲ半径を、同ポートのロータ回転方向途中からインナーロータ歯底円の半径ＲＢｉ（図１参照）よりも大きくしている。小径部７ａの吸入ポート始端側のＲ半径は、インナーロータ歯底円の半径ＲＢｉと等しく、その部分のＲ中心はインナーロータ中心Ｏｉ上にある。
【００２６】
ここで、小径部７ａの拡径部（インナーロータ歯底円の半径ＲＢｉよりもＲ半径を大きくした部分）のインナーロータ中心ＯｉからのＲ半径をＲｐｉとして、このＲｐｉは、小径部７ａのＲ半径が変化し始める図３のＳｉ点から吸入ポート７の終端に行く間に全域で徐々に変化してもよいが、下式で求まる大きさにすると望ましい。
Ｒｐｉ≦√［Ｒｏ２＋ｅ２−２Ｒｏ＊ｅ＊ｃｏｓ｛３６０°／（Ｎ＋１）×１．５｝］
ここに、Ｒｏ：アウターロータ３の歯先円の半径（図１参照）
ｅ：インナーロータ２とアウターロータ３の偏心量
Ｎ：インナーロータ２の歯数
【００２７】
ポンプ室９の開口面積が小さくなるに従ってポンプ室９に吸入される液体の流速が増すので、キャビテーション抑制などの観点からポンプ室の開口面積を不足させない範囲でサイドシール部のシール面積を増加させるのが望ましく、小径部７ａの拡径部のＲ半径Ｒｐｉを上の式で求まる大きさにすることでその要求に応えることができる。
【００２８】
小径部７ａのＲ半径が大きくなり始める図３のＳｉ点は、インナーロータ中心Ｏｉとアウターロータ中心Ｏｏを通る直線の基準線ＣＬからのインナーロータ中心Ｏｉ基準での回転角αｐｉが、下式を満たす位置にある。
αｐｉ≧３６０°／Ｎ
【００２９】
以上のほか、吸入行程の初期には、ロータ回転に伴うポンプ室９の容積増加がインナーロータ２の歯底に沿った位置から起るので、この位置においてポンプ室９が形成される領域（図１の半径ＲＢｉのインナーロータ歯底円と半径ＲＢｏのアウターロータ歯底円間に挟まれる領域）に吸入ポート７の小径部７ａが入り込まない構造にしている。
【００３０】
この図３の吸入ポート形状を採用することで、吸入ポート７と軸穴１０との間に形成されるサイドシール部の面積が増加してポンプ室９へのエア吸い込みが抑制される。
【００３１】
図４の吸入ポート７は、大径部７ｂのアウターロータ中心Ｏｏ基準でのＲ半径Ｒｐｏを、同ポートのロータ回転方向途中からアウターロータ歯底円の半径ＲＢｏよりも小さくしている。大径部７ｂの吸入ポート始端側のＲ半径は、アウターロータ歯底円の半径ＲＢｏと等しく、その部分のＲ中心はアウターロータ中心Ｏｏ上にある。
【００３２】
大径部７ｂの縮径部（アウターロータ歯底円の半径ＲＢｏよりもＲ半径を小さくした部分）のアウターロータ中心ＯｏからのＲ半径Ｒｐｏは、小径部７ａの拡径部のＲ半径Ｒｐｉと同じ理由から下式で求まる大きさにすると望ましい。
Ｒｐｏ≧√［Ｒｉ２＋ｅ２＋２Ｒｉ＊ｅ＊ｃｏｓ（３６０°／Ｎ×１．５）］
ここに、Ｒｉ：インナーロータ２の歯先円の半径（１参照）
ｅ：インナーロータ２とアウターロータ３の偏心量
Ｎ：インナーロータ２の歯数
【００３３】
大径部７ｂのＲ半径が小さくなり始める図４のＳｏ点は、前記基準線ＣＬからのアウターロータ中心Ｏｏ基準での回転角αｐｏが、下式を満たす位置にある。
αｐｏ≧３６０°／（Ｎ＋１）
【００３４】
同式で求まる位置に前記Ｓｏ点を設定したのは、小径部７ａのＲ半径が大きくなり始める図３のＳｉ点をαｐｉ≧３６０°／Ｎの式で求めたのと同じ理由からである。
【００３５】
この図４の吸入ポート形状を採用することで、吸入ポート７とアウターロータ３の外径との間に形成されるサイドシール部の面積が増加してポンプ室９へのエア吸い込みが抑制される。
【００３６】
図５の吸入ポート７は、図３と図４の吸入ポートを合体させたものであって、小径部７ａのＲ半径Ｒｐｉが吸入ポートのロータ回転方向途中（Ｓｉ点）からインナーロータ歯底円の半径ＲＢｉよりも大きくなり、大径部７ｂのＲ半径Ｒｐｏは吸入ポートのロータ回転方向途中からアウターロータ歯底円の半径ＲＢｏよりも小さくなっている。
【００３７】
この構造は、小径部７ａと大径部７ｂの双方が、ポンプ室の形成される領域に入り込んでポンプ室の開口面積を減少させるので、小径部７ａの拡径部のＲ半径Ｒｐｉは、上記で望ましいとした半径よりも小さくし、大径部７ｂの縮径部のＲ半径Ｒｐｏは、上記で望ましいとした半径よりも大きくするとよい。
【実施例１】
【００３８】
この発明の内接歯車ポンプについて性能評価試験を行なった。その試験は、歯数１０枚のインナーロータ２と、歯数１１枚のアウターロータ３を組み合わせた図１の発明品のポンプ（図３に示した形状の吸入ポートを有する）と、比較品のポンプ（基本構造の吸入ポートを有する）を試作して行なった。
発明品と比較品に採用したポンプ用ロータの寸法諸元は、以下の通りである。
・アウターロータ外径：φ７３ｍｍ
・アウターロータの歯部大径（歯底円径）：φ６５．４２ｍｍ
・アウターロータの歯部小径（歯先円径）：φ５３．９４ｍｍ
・インナーロータの歯部大径（歯先円径）：φ５９．５７ｍｍ
・インナーロータの歯部（歯底円径）：φ４８．０９ｍｍ
・ポンプケースの軸穴径：φ４３ｍｍ
・インナーロータ中心Ｏｉとアウターロータ中心Ｏｏの偏心量ｅ：２．９ｍｍ
・ロータ厚み１０ｍｍ当たりの理論吐出量：９．７ｃｃ／ｒｅｖ／ｃｍ
試験条件 油種：通常ＡＴＦ
油温：８０℃
吐出圧力：０．５ＭＰａ
回転数：１０００〜５０００ｒｐｍ
試験の結果を表１に示す。
【００３９】
【表１】
【００４０】
この結果からわかるように、発明品は比較品に比べて容積効率が高い。これは、ポンプ室へのエアの吸い込みが減少したからである。
【符号の説明】
【００４１】
１ 内接歯車ポンプ
２ インナーロータ
３ アウターロータ
２ａ、３ａ 歯先
４ ポンプ用ロータ
５ ポンプケース
５ａ カバー
６ ロータ室
７ 吸入ポート
７ａ 小径部
７ｂ 大径部
８ 吐出ポート
９ ポンプ室
１０ 軸穴
１１ 駆動軸
Ｏｉ インナーロータ中心
Ｏｏ アウターロータ中心
ｅ インナーロータとアウターロータの偏心量
ＣＬ 基準線
Ｓｉ 小径部のＲ半径が大きくなり始める点
Ｓｏ 大径部のＲ半径が小さくなり始める点
αｐｉ 基準線ＣＬからＳｉ点までの回転角
αｐｏ 基準線ＣＬからＳｏ点までの回転角
Ｒｉ インナーロータの歯先円の半径
Ｒｏ アウターロータの歯先円の半径
Ｒｐｉ 小径部のＲ半径
Ｒｐｏ 大径部のＲ半径
ＲＢｉ インナーロータ歯底円の半径
ＲＢｏ アウターロータ歯底円の半径
【特許請求の範囲】
【請求項１】
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用ロータ（４）が、ポンプケース（５）に設けられたロータ室（６）に収納され、前記インナーロータ（２）とアウターロータ（３）との間に形成されるポンプ室（９）の容積がロータ回転に伴って増減して流体の吸入、吐出がなされる内接歯車ポンプであって、
前記ロータ室（６）の側面に設けられる吸入ポート（７）の小径部（７ａ）のＲ半径を、吸入ポートのロータ回転方向途中からインナーロータ歯底円の半径よりも大きくしたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項２】
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用ロータ（４）が、ポンプケース（５）に設けられたロータ室（６）に収納され、前記インナーロータ（２）とアウターロータ（３）との間に形成されるポンプ室（９）の容積がロータ回転に伴って増減して流体の吸入、吐出がなされる内接歯車ポンプであって、
前記ロータ室（６）の側面に設けられる吸入ポート（７）の大径部（７ｂ）のＲ半径を、吸入ポートのロータ回転方向途中からアウターロータ歯底円の半径よりも小さくしたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項３】
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用ロータ（４）が、ポンプケース（５）に設けられたロータ室（６）に収納され、前記インナーロータ（２）とアウターロータ（３）との間に形成されるポンプ室（９）の容積がロータ回転に伴って増減して流体の吸入、吐出がなされる内接歯車ポンプであって、
前記ロータ室（６）の側面に設けられる吸入ポート（７）の小径部（７ａ）のＲ半径を、吸入ポートのロータ回転方向途中からインナーロータ歯底円の半径よりも大きくし、なおかつ、前記吸入ポート（７）の大径部（７ｂ）のＲ半径を吸入ポートのロータ回転方向途中からアウターロータ歯底円の半径よりも小さくしたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項４】
前記小径部（７ａ）の拡径部のＲ半径（Ｒｐｉ）を、
Ｒｐｉ≦√［Ｒｏ２＋ｅ２−２Ｒｏ＊ｅ＊ｃｏｓ｛３６０°／（Ｎ＋１）×１．５｝］
の式で求まる大きさにしたことを特徴とする請求項１又は３に記載の内接歯車ポンプ。
ここに、Ｒｏ：アウターロータの歯先円の半径
ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量
Ｎ：インナーロータの歯数
【請求項５】
前記吸入ポート（７）の小径部（７ａ）のＲ半径が大きくなり始める位置を、インナーロータ中心とアウターロータ中心を通る基準線（ＣＬ）からの回転角（αｐｉ）が、
αｐｉ≧３６０°／Ｎ
の式を満たす位置に設定したことを特徴とする請求項１、３又は４に記載の内接歯車ポンプ。
【請求項６】
前記吸入ポート（７）の大径部（７ｂ）のＲ半径を小さくした部分のＲ半径（Ｒｐｏ）を、
Ｒｐｏ≧√［Ｒｉ２＋ｅ２＋２Ｒｉ＊ｅ＊ｃｏｓ（３６０°／Ｎ×１．５）］
の式で求まる大きさにしたことを特徴とする請求項２又は３に記載の内接歯車ポンプ。
ここに、Ｒｉ：インナーロータの歯先円の半径
ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量
Ｎ：インナーロータの歯数
【請求項７】
前記吸入ポート（７）の大径部（７ｂ）のＲ半径が小さくなり始める位置を、インナーロータ中心とアウターロータ中心を通る基準線（ＣＬ）からの回転角（αｐｏ）が、
αｐｏ≧３６０°／（Ｎ＋１）
の式を満たす位置に設定したことを特徴とする請求項２、３又は６に記載の内接歯車ポンプ。
【請求項１】
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用ロータ（４）が、ポンプケース（５）に設けられたロータ室（６）に収納され、前記インナーロータ（２）とアウターロータ（３）との間に形成されるポンプ室（９）の容積がロータ回転に伴って増減して流体の吸入、吐出がなされる内接歯車ポンプであって、
前記ロータ室（６）の側面に設けられる吸入ポート（７）の小径部（７ａ）のＲ半径を、吸入ポートのロータ回転方向途中からインナーロータ歯底円の半径よりも大きくしたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項２】
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用ロータ（４）が、ポンプケース（５）に設けられたロータ室（６）に収納され、前記インナーロータ（２）とアウターロータ（３）との間に形成されるポンプ室（９）の容積がロータ回転に伴って増減して流体の吸入、吐出がなされる内接歯車ポンプであって、
前記ロータ室（６）の側面に設けられる吸入ポート（７）の大径部（７ｂ）のＲ半径を、吸入ポートのロータ回転方向途中からアウターロータ歯底円の半径よりも小さくしたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項３】
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用ロータ（４）が、ポンプケース（５）に設けられたロータ室（６）に収納され、前記インナーロータ（２）とアウターロータ（３）との間に形成されるポンプ室（９）の容積がロータ回転に伴って増減して流体の吸入、吐出がなされる内接歯車ポンプであって、
前記ロータ室（６）の側面に設けられる吸入ポート（７）の小径部（７ａ）のＲ半径を、吸入ポートのロータ回転方向途中からインナーロータ歯底円の半径よりも大きくし、なおかつ、前記吸入ポート（７）の大径部（７ｂ）のＲ半径を吸入ポートのロータ回転方向途中からアウターロータ歯底円の半径よりも小さくしたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項４】
前記小径部（７ａ）の拡径部のＲ半径（Ｒｐｉ）を、
Ｒｐｉ≦√［Ｒｏ２＋ｅ２−２Ｒｏ＊ｅ＊ｃｏｓ｛３６０°／（Ｎ＋１）×１．５｝］
の式で求まる大きさにしたことを特徴とする請求項１又は３に記載の内接歯車ポンプ。
ここに、Ｒｏ：アウターロータの歯先円の半径
ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量
Ｎ：インナーロータの歯数
【請求項５】
前記吸入ポート（７）の小径部（７ａ）のＲ半径が大きくなり始める位置を、インナーロータ中心とアウターロータ中心を通る基準線（ＣＬ）からの回転角（αｐｉ）が、
αｐｉ≧３６０°／Ｎ
の式を満たす位置に設定したことを特徴とする請求項１、３又は４に記載の内接歯車ポンプ。
【請求項６】
前記吸入ポート（７）の大径部（７ｂ）のＲ半径を小さくした部分のＲ半径（Ｒｐｏ）を、
Ｒｐｏ≧√［Ｒｉ２＋ｅ２＋２Ｒｉ＊ｅ＊ｃｏｓ（３６０°／Ｎ×１．５）］
の式で求まる大きさにしたことを特徴とする請求項２又は３に記載の内接歯車ポンプ。
ここに、Ｒｉ：インナーロータの歯先円の半径
ｅ：インナーロータとアウターロータの偏心量
Ｎ：インナーロータの歯数
【請求項７】
前記吸入ポート（７）の大径部（７ｂ）のＲ半径が小さくなり始める位置を、インナーロータ中心とアウターロータ中心を通る基準線（ＣＬ）からの回転角（αｐｏ）が、
αｐｏ≧３６０°／（Ｎ＋１）
の式を満たす位置に設定したことを特徴とする請求項２、３又は６に記載の内接歯車ポンプ。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【公開番号】特開２０１０−１７４６４０（Ｐ２０１０−１７４６４０Ａ）
【公開日】平成２２年８月１２日（２０１０．８．１２）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００９−１５２２８（Ｐ２００９−１５２２８）
【出願日】平成２１年１月２７日（２００９．１．２７）
【出願人】（５９３０１６４１１）住友電工焼結合金株式会社 (214)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２２年８月１２日（２０１０．８．１２）
【国際特許分類】
【出願日】平成２１年１月２７日（２００９．１．２７）
【出願人】（５９３０１６４１１）住友電工焼結合金株式会社 (214)
【Ｆターム（参考）】
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