JP3132631B2 - 内接型オイルポンプロータ - Google Patents
内接型オイルポンプロータInfo
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- JP3132631B2 JP3132631B2 JP06270004A JP27000494A JP3132631B2 JP 3132631 B2 JP3132631 B2 JP 3132631B2 JP 06270004 A JP06270004 A JP 06270004A JP 27000494 A JP27000494 A JP 27000494A JP 3132631 B2 JP3132631 B2 JP 3132631B2
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- JP
- Japan
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- rotor
- inner rotor
- teeth
- oil pump
- circle
- Prior art date
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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
- F04C2/082—Details specially related to intermeshing engagement type machines or pumps
- F04C2/084—Toothed wheels
-
- 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)
Description
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は内接型オイルポンプロー
タに関し、特に噛合歯数が適切で面圧応力の小さい内接
型オイルポンプロータに関する。
タに関し、特に噛合歯数が適切で面圧応力の小さい内接
型オイルポンプロータに関する。
【０００２】
【従来の技術】内接型オイルポンプ用のギヤとしてトロ
コイド歯形を有するトロコイドロータがその効率の良さ
や製作し易さなどの利点を持つため広く普及している。
コイド歯形を有するトロコイドロータがその効率の良さ
や製作し易さなどの利点を持つため広く普及している。
【０００３】図６に示すようにこの内接型オイルポンプ
11は、ケーシング12のロータ室12Ａ内においてアウター
ロータ13にインナーロータ14が偏心状態で内接して組み
付けられたものである。アウターロータ13は内周に円弧
歯に形成した内歯部13Ａを有し、一方インナーロータ14
は外周にトロコイド歯に形成した外歯部14Ａを有し、複
数の空隙部を形成して歯合している。内歯部13Ａ及び外
歯部14Ａの数は、インナーロータ14の方が１つ少なくな
っている。そして、前記アウターロータ13は、ケーシン
グ12のロータ室12Ａ内に回転自在に嵌合されている。ま
た前記インナーロータ14は、その中心部に中心孔14Ｂを
有し、この中心孔14Ｂに駆動軸15が嵌合されている。さ
らに前記ケーシング12のロータ室12Ａには両ロータ13，
14の中心軸を挟んで両側に吸入口16と吐出口17とが形成
されている。そして、使用時には、駆動軸15を介してイ
ンナーロータ14が回転運動し、それに伴い内歯部13Ａと
外歯部14Ａとの噛合によりアウターロータ13も同方向へ
回転し、それぞれの空隙部の容積がアウターロータ13及
びインナーロータ14が一回転する間に大小に変化し吸入
口16でオイルを吸入し、吐出口17でオイルを吐き出すと
いうものである。
11は、ケーシング12のロータ室12Ａ内においてアウター
ロータ13にインナーロータ14が偏心状態で内接して組み
付けられたものである。アウターロータ13は内周に円弧
歯に形成した内歯部13Ａを有し、一方インナーロータ14
は外周にトロコイド歯に形成した外歯部14Ａを有し、複
数の空隙部を形成して歯合している。内歯部13Ａ及び外
歯部14Ａの数は、インナーロータ14の方が１つ少なくな
っている。そして、前記アウターロータ13は、ケーシン
グ12のロータ室12Ａ内に回転自在に嵌合されている。ま
た前記インナーロータ14は、その中心部に中心孔14Ｂを
有し、この中心孔14Ｂに駆動軸15が嵌合されている。さ
らに前記ケーシング12のロータ室12Ａには両ロータ13，
14の中心軸を挟んで両側に吸入口16と吐出口17とが形成
されている。そして、使用時には、駆動軸15を介してイ
ンナーロータ14が回転運動し、それに伴い内歯部13Ａと
外歯部14Ａとの噛合によりアウターロータ13も同方向へ
回転し、それぞれの空隙部の容積がアウターロータ13及
びインナーロータ14が一回転する間に大小に変化し吸入
口16でオイルを吸入し、吐出口17でオイルを吐き出すと
いうものである。
【０００４】このような内接型オイルポンプに使用され
る従来トロコイドロータの一例を図３に示す。このトロ
コイドロータ１は、１０個の内歯２Ａを有するアウター
ロータ２に９個の外歯３Ａを有するインナーロータ３が
偏心状態で内接して組み付けられたものである。前記ア
ウターロータ２とインナーロータ３とは、複数の空隙部
たる輸送ルームＶを形成して歯合している。また前記イ
ンナーロータ３は、その中心部に中心孔３Ｂを有する。
なおＳはインナーロータ３とアウターロータ２との噛合
点であり、Ｔはインナーロータ３とアウターロータ２と
の噛合トルクの伝達角度である。このインナーロータ３
は歯先円の直径（Ｄ）が70.00 mmで、偏心量（ｅ）が3.
50mmで、インナーロータ３の歯形の創成円の半径（Ｒ）
が8.55mmで、インナーロータ外歯歯形の最小曲率半径ｒ
が0.04mmとなっている。
る従来トロコイドロータの一例を図３に示す。このトロ
コイドロータ１は、１０個の内歯２Ａを有するアウター
ロータ２に９個の外歯３Ａを有するインナーロータ３が
偏心状態で内接して組み付けられたものである。前記ア
ウターロータ２とインナーロータ３とは、複数の空隙部
たる輸送ルームＶを形成して歯合している。また前記イ
ンナーロータ３は、その中心部に中心孔３Ｂを有する。
なおＳはインナーロータ３とアウターロータ２との噛合
点であり、Ｔはインナーロータ３とアウターロータ２と
の噛合トルクの伝達角度である。このインナーロータ３
は歯先円の直径（Ｄ）が70.00 mmで、偏心量（ｅ）が3.
50mmで、インナーロータ３の歯形の創成円の半径（Ｒ）
が8.55mmで、インナーロータ外歯歯形の最小曲率半径ｒ
が0.04mmとなっている。
【０００５】
【発明が解決しようとする問題点】上記図３及び図６に
示すような従来のトロコイドロータ１では、高速回転・
高負荷運転領域で使用されるとインナーロータ３とアウ
ターロータ２との噛み合いにおいて、しばしばその噛合
歯数が少なすぎたり噛合の面圧応力が大きすぎたりする
ため、ポンプの耐久性能が低下したり騒音が発生したり
するという問題点があった。しかもこれらの噛合歯数お
よび噛合の面圧応力を両方とも適正化するのは極めて困
難であった。
示すような従来のトロコイドロータ１では、高速回転・
高負荷運転領域で使用されるとインナーロータ３とアウ
ターロータ２との噛み合いにおいて、しばしばその噛合
歯数が少なすぎたり噛合の面圧応力が大きすぎたりする
ため、ポンプの耐久性能が低下したり騒音が発生したり
するという問題点があった。しかもこれらの噛合歯数お
よび噛合の面圧応力を両方とも適正化するのは極めて困
難であった。
【０００６】本発明は上記問題点に基づいて成されたも
のであり、噛合歯数が適切で面圧応力の小さい内接型オ
イルポンプロータを提供することを目的とする。
のであり、噛合歯数が適切で面圧応力の小さい内接型オ
イルポンプロータを提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】本発明の請求項１の内接
型オイルポンプロータは、ｎ個の外歯を有するインナー
ロータと、（ｎ＋１）個の内歯を有するアウターロータ
とからなる内接型オイルポンプロータにおいて、前記イ
ンナーロータの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯
先円の直径（Ｄ：mm）とインナーロータの歯形の創成円
の半径（Ｒ：mm）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 および 0.20≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.35 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形としたも
のである。
型オイルポンプロータは、ｎ個の外歯を有するインナー
ロータと、（ｎ＋１）個の内歯を有するアウターロータ
とからなる内接型オイルポンプロータにおいて、前記イ
ンナーロータの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯
先円の直径（Ｄ：mm）とインナーロータの歯形の創成円
の半径（Ｒ：mm）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 および 0.20≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.35 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形としたも
のである。
【０００８】また請求項２の内接型オイルポンプロータ
は、ｎ個の外歯を有するインナーロータと、（ｎ＋１）
個の内歯を有するアウターロータとからなる内接型オイ
ルポンプロータにおいて、前記インナーロータの歯数
（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径（Ｄ：m
m）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形とすると
ともに、前記インナーロータの歯数（ｎ）が８以上の整
数であるものである。
は、ｎ個の外歯を有するインナーロータと、（ｎ＋１）
個の内歯を有するアウターロータとからなる内接型オイ
ルポンプロータにおいて、前記インナーロータの歯数
（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径（Ｄ：m
m）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形とすると
ともに、前記インナーロータの歯数（ｎ）が８以上の整
数であるものである。
【０００９】
【００１０】
【作用】本発明の請求項１の構成ではインナーロータの
歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径
（Ｄ：mm）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形としてい
るで、噛合歯数及び面圧応力が適正であり、このため得
られる内接型オイルポンプロータ耐久性能の低下が少な
く、また騒音が小さくなっている。これは前記式の範囲
内とすることによりインナーロータの外歯歯形の最小曲
率半径ｒを0.1以上にすることができるためである。こ
れとともに、前記インナーロータの歯数（ｎ：個）と偏
心量（ｅ：mm）とインナーロータの歯形の創成円の半径
（Ｒ：mm）とが下記式 0.20≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.35 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形としてい
るので、内接型オイルポンプロータの耐久性能が一層向
上している。
歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径
（Ｄ：mm）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形としてい
るで、噛合歯数及び面圧応力が適正であり、このため得
られる内接型オイルポンプロータ耐久性能の低下が少な
く、また騒音が小さくなっている。これは前記式の範囲
内とすることによりインナーロータの外歯歯形の最小曲
率半径ｒを0.1以上にすることができるためである。こ
れとともに、前記インナーロータの歯数（ｎ：個）と偏
心量（ｅ：mm）とインナーロータの歯形の創成円の半径
（Ｒ：mm）とが下記式 0.20≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.35 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形としてい
るので、内接型オイルポンプロータの耐久性能が一層向
上している。
【００１１】また請求項２の構成では、インナーロータ
の歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径
（Ｄ：mm）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形としてい
るで、噛合歯数及び面圧応力が適正であり、このため得
られる内接型オイルポンプロータ耐久性能の低下が少な
く、また騒音が小さくなっている。これは前記式の範囲
内とすることによりインナーロータの外歯歯形の最小曲
率半径ｒを0.1以上にすることができるためである。こ
れとともに、前記インナーロータの歯数（ｎ）が８以上
の整数であるので、推定噛合歯数の値を2.0以上とする
ことができ、内接型オイルポンプロータの耐久性能及び
低騒音性をさらに向上させることができる。
の歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径
（Ｄ：mm）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形としてい
るで、噛合歯数及び面圧応力が適正であり、このため得
られる内接型オイルポンプロータ耐久性能の低下が少な
く、また騒音が小さくなっている。これは前記式の範囲
内とすることによりインナーロータの外歯歯形の最小曲
率半径ｒを0.1以上にすることができるためである。こ
れとともに、前記インナーロータの歯数（ｎ）が８以上
の整数であるので、推定噛合歯数の値を2.0以上とする
ことができ、内接型オイルポンプロータの耐久性能及び
低騒音性をさらに向上させることができる。
【００１２】
【００１３】
【実施例】以下、添付図面を参照して本発明を詳述す
る。図１に示すように内接型オイルポンプロータ１は、
１１個の内歯２Ａを有するアウターロータ２に１０個の
外歯３Ａを有するインナーロータ３が偏心状態で内接し
て組み付けられたものである。前記アウターロータ２と
インナーロータ３とは、複数の空隙部たる輸送ルームＶ
を形成して歯合している。また前記インナーロータ３
は、その中心部に中心孔３Ｂを有する。なお、Ｓはイン
ナーロータ３とアウターロータ２との噛合点であり、ｒ
はインナーロータ外歯歯形の最小曲率半径である。前記
内接型オイルポンプロータ１においては、インナーロー
タ３とアウターロータ２との噛合トルクが伝達されると
考えられる角度範囲Ｔは約45゜となっている。このよう
な内接型オイルポンプロータ１において、インナーロー
タ３の外歯３Ａの歯数（ｎ：個）と、偏心量（ｅ：mm）
と、歯先円の直径（Ｄ：mm）とは下記式 0.120 ≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 を満たす歯形を有する。前記式値（以下βという）が0.
120 未満では、推定噛合歯数が少なくなり、ポンプの耐
久性能が低下するばかりか、騒音が大きくなる。一方β
の値が0.140 を越えると、インナーロータ外歯歯形の最
小曲率半径ｒの値が極小となり、インナーロータ３とア
ウターロータ２の噛合において、その部位の面圧応力が
極度に高くなり、ポンプの耐久性能が低下するばかり
か、騒音が大きくなる。なお、前記最小曲率半径ｒの値
とは、インナーロータ３の歯形の創成円の半径Ｒを通常
の使用範囲である0.15≦（ｎ・Ｒ）／（π・Ｄ）≦0.45
を満たす範囲に仮定した場合における内歯３Ａの歯形の
最小曲率半径のことである。そして本発明者は、前記最
小曲率半径ｒの値が０．１mm以下になると、面圧応力が
事実上無限大に達し、どのような材質でロータを製作し
ようとも耐久性能の低下をきたすという事象を見出だし
たのである。前記最小曲率半径ｒの値が2.5 mmを越える
と歯形がなだらかになりすぎ、噛み合いの効率が低下し
インナーロータ３の外歯歯形とアウターロータ２の内歯
歯形とのすべり率が増大し、かえって耐久性能が低下す
る。
る。図１に示すように内接型オイルポンプロータ１は、
１１個の内歯２Ａを有するアウターロータ２に１０個の
外歯３Ａを有するインナーロータ３が偏心状態で内接し
て組み付けられたものである。前記アウターロータ２と
インナーロータ３とは、複数の空隙部たる輸送ルームＶ
を形成して歯合している。また前記インナーロータ３
は、その中心部に中心孔３Ｂを有する。なお、Ｓはイン
ナーロータ３とアウターロータ２との噛合点であり、ｒ
はインナーロータ外歯歯形の最小曲率半径である。前記
内接型オイルポンプロータ１においては、インナーロー
タ３とアウターロータ２との噛合トルクが伝達されると
考えられる角度範囲Ｔは約45゜となっている。このよう
な内接型オイルポンプロータ１において、インナーロー
タ３の外歯３Ａの歯数（ｎ：個）と、偏心量（ｅ：mm）
と、歯先円の直径（Ｄ：mm）とは下記式 0.120 ≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 を満たす歯形を有する。前記式値（以下βという）が0.
120 未満では、推定噛合歯数が少なくなり、ポンプの耐
久性能が低下するばかりか、騒音が大きくなる。一方β
の値が0.140 を越えると、インナーロータ外歯歯形の最
小曲率半径ｒの値が極小となり、インナーロータ３とア
ウターロータ２の噛合において、その部位の面圧応力が
極度に高くなり、ポンプの耐久性能が低下するばかり
か、騒音が大きくなる。なお、前記最小曲率半径ｒの値
とは、インナーロータ３の歯形の創成円の半径Ｒを通常
の使用範囲である0.15≦（ｎ・Ｒ）／（π・Ｄ）≦0.45
を満たす範囲に仮定した場合における内歯３Ａの歯形の
最小曲率半径のことである。そして本発明者は、前記最
小曲率半径ｒの値が０．１mm以下になると、面圧応力が
事実上無限大に達し、どのような材質でロータを製作し
ようとも耐久性能の低下をきたすという事象を見出だし
たのである。前記最小曲率半径ｒの値が2.5 mmを越える
と歯形がなだらかになりすぎ、噛み合いの効率が低下し
インナーロータ３の外歯歯形とアウターロータ２の内歯
歯形とのすべり率が増大し、かえって耐久性能が低下す
る。
【００１４】また噛合歯数はトルクの確実な伝達のため
その最大値は２．０（個）以上であるのが好ましい。し
たがって、インナーロータ３の外歯３Ａの歯数（ｎ）は
８個以上であるのが好ましい。
その最大値は２．０（個）以上であるのが好ましい。し
たがって、インナーロータ３の外歯３Ａの歯数（ｎ）は
８個以上であるのが好ましい。
【００１５】また前記βの値が同一であっても、インナ
ーロータの歯形の創成円の半径（Ｒ）によっても耐久性
能は大きく影響される。したがって、前記インナーロー
タの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）とインナーロー
タ創成円の半径（Ｒ：mm）とが下記式 0.20≦ｎ・Ｒ／
（π・Ｄ）≦0.35 を満たす歯形を有するのが好ましい。前記式値（以下γ
という）が0.35を越えるとインナーロータの歯形の創成
円の半径Ｒが比較的大きくなるため、前記最小曲率半径
ｒの計算値が相対的に小さくなり、ポンプの耐久性能が
低下し、騒音が大きくなる方向に向かう。一方前記γの
値が0.20未満では、創成円の半径（Ｒ）が小さくなり過
ぎるため、最小曲率半径ｒの計算値を大きくすることは
できるが、今度はアウターロータ２の円弧歯の大きさが
相対的に小さくなるため強度が低下し、もって耐久性能
を低下させる恐れを生じさせる。
ーロータの歯形の創成円の半径（Ｒ）によっても耐久性
能は大きく影響される。したがって、前記インナーロー
タの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）とインナーロー
タ創成円の半径（Ｒ：mm）とが下記式 0.20≦ｎ・Ｒ／
（π・Ｄ）≦0.35 を満たす歯形を有するのが好ましい。前記式値（以下γ
という）が0.35を越えるとインナーロータの歯形の創成
円の半径Ｒが比較的大きくなるため、前記最小曲率半径
ｒの計算値が相対的に小さくなり、ポンプの耐久性能が
低下し、騒音が大きくなる方向に向かう。一方前記γの
値が0.20未満では、創成円の半径（Ｒ）が小さくなり過
ぎるため、最小曲率半径ｒの計算値を大きくすることは
できるが、今度はアウターロータ２の円弧歯の大きさが
相対的に小さくなるため強度が低下し、もって耐久性能
を低下させる恐れを生じさせる。
【００１６】前記内接型オイルポンプロータ１は、前記
図６に示す内接型オイルポンプに組み込んで使用するこ
とができる。
図６に示す内接型オイルポンプに組み込んで使用するこ
とができる。
【００１７】上述したような本発明の内接型オイルポン
プロータ１は、前記βの値が0.120〜0.140 の範囲内に
あるので、噛合歯数が適切で面圧応力の小さいトロコイ
ド曲線を創成するのが容易である。特にγの値を0.35〜
0.20の範囲内とすることにより、耐久性能により優れた
内接型オイルポンプロータとすることができる。さらに
本発明のトロコイドロータ１では、インナーロータ３の
外歯３Ａの歯数（ｎ）を８個以上とすることにより、噛
合歯数を２．０以上とすることができ、トルクの伝達効
率が良好である。
プロータ１は、前記βの値が0.120〜0.140 の範囲内に
あるので、噛合歯数が適切で面圧応力の小さいトロコイ
ド曲線を創成するのが容易である。特にγの値を0.35〜
0.20の範囲内とすることにより、耐久性能により優れた
内接型オイルポンプロータとすることができる。さらに
本発明のトロコイドロータ１では、インナーロータ３の
外歯３Ａの歯数（ｎ）を８個以上とすることにより、噛
合歯数を２．０以上とすることができ、トルクの伝達効
率が良好である。
【００１８】以下の具体的実施例により本発明をさらに
詳細に説明する。
詳細に説明する。
【００１９】実施例１ 偏心量（ｅ）1.50mm、歯先円の直径（Ｄ）36.20 mm、歯
数（ｎ）８〜11個、インナーロータ創成円の半径（Ｒ）
を0.15≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.45を満たす範囲内とし
てインナーロータ（No. １〜４）をそれぞれ設計した。
このインナーロータの歯数（ｎ）、偏心量（ｅ）及び歯
先円の直径（Ｄ）を表１に示す。そして各インナーロー
タの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径
（Ｄ：mm）とインナーロータ創成円の半径（Ｒ：mm）の
値からβ（ｅ・ｎ／（π・Ｄ））を算出した。また、最
小曲率半径ｒの範囲と推定噛合数を計算した。結果を表
２に示す。このNo. ３のインナーロータに相当するもの
を用いた内接型オイルポンプロータを図２に示す。な
お、図２に示すインナーロータにおけるｒの値の実測値
は０．９５mmであった。
数（ｎ）８〜11個、インナーロータ創成円の半径（Ｒ）
を0.15≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.45を満たす範囲内とし
てインナーロータ（No. １〜４）をそれぞれ設計した。
このインナーロータの歯数（ｎ）、偏心量（ｅ）及び歯
先円の直径（Ｄ）を表１に示す。そして各インナーロー
タの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径
（Ｄ：mm）とインナーロータ創成円の半径（Ｒ：mm）の
値からβ（ｅ・ｎ／（π・Ｄ））を算出した。また、最
小曲率半径ｒの範囲と推定噛合数を計算した。結果を表
２に示す。このNo. ３のインナーロータに相当するもの
を用いた内接型オイルポンプロータを図２に示す。な
お、図２に示すインナーロータにおけるｒの値の実測値
は０．９５mmであった。
【００２０】
【表１】
【００２１】
【表２】
【００２２】表２から明らかなように同じ偏心量（ｅ）
及び歯先円の直径（Ｄ）を有するインナーロータであっ
ても歯数の相違によりβの値が相違し、このβの値が0.
120〜0.140 の範囲内にあるNo.3のインナーロータは、
最小曲率半径ｒの範囲が0.1〜2.5 の範囲内であり、推
定噛合歯数が2.25個以下であった。これに対しβの値が
0.120 未満であるNo. １及び２のインナーロータでは、
最小曲率半径ｒの範囲が2.5 mmを越えるものであり、ま
たβの値が0.140 を越えるNo. ４のインナーロータは最
小曲率半径ｒの範囲が0.1 mm未満であった。
及び歯先円の直径（Ｄ）を有するインナーロータであっ
ても歯数の相違によりβの値が相違し、このβの値が0.
120〜0.140 の範囲内にあるNo.3のインナーロータは、
最小曲率半径ｒの範囲が0.1〜2.5 の範囲内であり、推
定噛合歯数が2.25個以下であった。これに対しβの値が
0.120 未満であるNo. １及び２のインナーロータでは、
最小曲率半径ｒの範囲が2.5 mmを越えるものであり、ま
たβの値が0.140 を越えるNo. ４のインナーロータは最
小曲率半径ｒの範囲が0.1 mm未満であった。
【００２３】実施例２ 偏心量（ｅ）3.50mm、歯先円の直径（Ｄ）70.00 mm、歯
数（ｎ）６〜９個、インナーロータ創成円の半径（Ｒ）
を0.15≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.45を満たす範囲内とし
てインナーロータ（No. ５〜８）をそれぞれ設計した。
このインナーロータの歯数（ｎ）、偏心量（ｅ）及び歯
先円の直径（Ｄ）を表３に示す。また各インナーロータ
の歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径
（Ｄ：mm）とインナーロータ創成円の半径（Ｒ：mm）の
値からβ（ｅ・ｎ／（π・Ｄ））を算出した。また、最
小曲率半径ｒの範囲と推定噛合数を計算した。結果を表
４に示す。この、No. ８のインナーロータに相当するも
のを用いた内接型オイルポンプロータ（従来例）を図３
に示す。図３のインナーロータにおけるｒの値の実測値
は０．０４であった。
数（ｎ）６〜９個、インナーロータ創成円の半径（Ｒ）
を0.15≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.45を満たす範囲内とし
てインナーロータ（No. ５〜８）をそれぞれ設計した。
このインナーロータの歯数（ｎ）、偏心量（ｅ）及び歯
先円の直径（Ｄ）を表３に示す。また各インナーロータ
の歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径
（Ｄ：mm）とインナーロータ創成円の半径（Ｒ：mm）の
値からβ（ｅ・ｎ／（π・Ｄ））を算出した。また、最
小曲率半径ｒの範囲と推定噛合数を計算した。結果を表
４に示す。この、No. ８のインナーロータに相当するも
のを用いた内接型オイルポンプロータ（従来例）を図３
に示す。図３のインナーロータにおけるｒの値の実測値
は０．０４であった。
【００２４】
【表３】
【００２５】
【表４】
【００２６】表４から明らかなように同じ偏心量（ｅ）
及び歯先円の直径（Ｄ）を有するインナーロータであっ
ても歯数の相違によりβの値が相違し、このβの値が0.
120〜0.140 の範囲内にあるNo. ７のインナーロータ
は、最小曲率半径ｒの範囲が0.1 〜2.5 mmの範囲内であ
り、推定噛合歯数が2.0 個以下であった。これに対しβ
の値が0.120 未満であるNo. ５及び６のインナーロータ
では、最小曲率半径ｒの範囲が2.5 mmを越えるものであ
り、またβの値が0.140 を越えるNo. ８のインナーロー
タは最小曲率半径ｒの範囲が0.1 mm未満であった。
及び歯先円の直径（Ｄ）を有するインナーロータであっ
ても歯数の相違によりβの値が相違し、このβの値が0.
120〜0.140 の範囲内にあるNo. ７のインナーロータ
は、最小曲率半径ｒの範囲が0.1 〜2.5 mmの範囲内であ
り、推定噛合歯数が2.0 個以下であった。これに対しβ
の値が0.120 未満であるNo. ５及び６のインナーロータ
では、最小曲率半径ｒの範囲が2.5 mmを越えるものであ
り、またβの値が0.140 を越えるNo. ８のインナーロー
タは最小曲率半径ｒの範囲が0.1 mm未満であった。
【００２７】実施例３ 偏心量（ｅ）2.50mm、歯先円の直径（Ｄ）80.00 mm、歯
数（ｎ）１１〜１５個、インナーロータ創成円の半径
（Ｒ）を0.15≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.45を満たす範囲
内としてインナーロータ（No. ９〜１３）をそれぞれ設
計した。このインナーロータの歯数（ｎ）、偏心量
（ｅ）及び歯先円の直径（Ｄ）を表５に示す。また各イ
ンナーロータの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯
先円の直径（Ｄ：mm）とインナーロータ創成円の半径
（Ｒ：mm）の値からβ（ｅ・ｎ／（π・Ｄ））を算出し
た。また、最小曲率半径ｒの範囲と推定噛合数を計算し
た。結果を表６に示す。
数（ｎ）１１〜１５個、インナーロータ創成円の半径
（Ｒ）を0.15≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.45を満たす範囲
内としてインナーロータ（No. ９〜１３）をそれぞれ設
計した。このインナーロータの歯数（ｎ）、偏心量
（ｅ）及び歯先円の直径（Ｄ）を表５に示す。また各イ
ンナーロータの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯
先円の直径（Ｄ：mm）とインナーロータ創成円の半径
（Ｒ：mm）の値からβ（ｅ・ｎ／（π・Ｄ））を算出し
た。また、最小曲率半径ｒの範囲と推定噛合数を計算し
た。結果を表６に示す。
【００２８】
【表５】
【００２９】
【表６】
【００３０】表６から明らかなように同じ偏心量（ｅ）
及び歯先円の直径（Ｄ）を有するインナーロータであっ
ても歯数の相違によりβの値が相違し、このβの値が0.
120〜0.140 の範囲内にあるNo. １１及びNo. １２のイ
ンナーロータは、最小曲率半径ｒの範囲が0.1 〜2.5 mm
の範囲内であり、推定噛合歯数が2.75個以下及び2.88個
以下であった。これに対しβの値が0.120 未満であるN
o. ９及び１０のインナーロータでは、最小曲率半径ｒ
の範囲が2.5 mmを越えるものであり、またβの値が0.14
0 を越えるNo. １３のインナーロータは最小曲率半径ｒ
の範囲が0.1 mm未満であった。
及び歯先円の直径（Ｄ）を有するインナーロータであっ
ても歯数の相違によりβの値が相違し、このβの値が0.
120〜0.140 の範囲内にあるNo. １１及びNo. １２のイ
ンナーロータは、最小曲率半径ｒの範囲が0.1 〜2.5 mm
の範囲内であり、推定噛合歯数が2.75個以下及び2.88個
以下であった。これに対しβの値が0.120 未満であるN
o. ９及び１０のインナーロータでは、最小曲率半径ｒ
の範囲が2.5 mmを越えるものであり、またβの値が0.14
0 を越えるNo. １３のインナーロータは最小曲率半径ｒ
の範囲が0.1 mm未満であった。
【００３１】実施例４ 偏心量（ｅ）3.715mm 、歯先円の直径（Ｄ）59.00 mm、
歯数（ｎ）４〜７個、インナーロータ創成円の半径
（Ｒ）を0.15≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.45を満たす範囲
内としてインナーロータ（No. １４〜１７）をそれぞれ
設計した。このインナーロータの歯数（ｎ）、偏心量
（ｅ）及び歯先円の直径（Ｄ）を表７に示す。また各イ
ンナーロータの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯
先円の直径（Ｄ：mm）とインナーロータ創成円の半径
（Ｒ：mm）の値からβ（ｅ・ｎ／（π・Ｄ））とを算出
した。また、最小曲率半径ｒの範囲と推定噛合数を計算
した。結果を表８に示す。
歯数（ｎ）４〜７個、インナーロータ創成円の半径
（Ｒ）を0.15≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.45を満たす範囲
内としてインナーロータ（No. １４〜１７）をそれぞれ
設計した。このインナーロータの歯数（ｎ）、偏心量
（ｅ）及び歯先円の直径（Ｄ）を表７に示す。また各イ
ンナーロータの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯
先円の直径（Ｄ：mm）とインナーロータ創成円の半径
（Ｒ：mm）の値からβ（ｅ・ｎ／（π・Ｄ））とを算出
した。また、最小曲率半径ｒの範囲と推定噛合数を計算
した。結果を表８に示す。
【００３２】
【表７】
【００３３】
【表８】
【００３４】表８から明らかなように歯数が８個以下で
あるNo. １４〜１７のインナーロータは、推定噛合歯数
が2.0 個未満であった。これは歯数が少ないことに起因
するものである。
あるNo. １４〜１７のインナーロータは、推定噛合歯数
が2.0 個未満であった。これは歯数が少ないことに起因
するものである。
【００３５】実施例５ 偏心量（ｅ）1.50mm、歯先円の直径（Ｄ）36.20 mm、歯
数（ｎ）１０個、インナーロータ創成円の半径（Ｒ）4.
55mmとして、前記No. ３のインナーロータに相当する図
２に示すインナーロータと、インナーロータ創成円の半
径（Ｒ）が相違する以外ほぼ同じ諸元のインナーロータ
（No. １８）を製造した。このインナーロータの歯数
（ｎ）、偏心量（ｅ）、歯先円の直径（Ｄ）及びインナ
ーロータ創成円の半径（Ｒ）を表９に示す。またこのイ
ンナーロータの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯
先円の直径（Ｄ：mm）とインナーロータ創成円の半径
（Ｒ：mm）の値からβ（ｅ・ｎ／（π・Ｄ））と、γ
（ｎ・Ｒ／（π・Ｄ））を算出した。また、最小曲率半
径ｒの範囲と推定噛合数を計算した。結果を図２に示す
インナーロータの結果とともに表１０に示す。このNo.
１８のインナーロータを用いた内接型オイルポンプロー
タを図４に示す。なお図４のインナーロータにおけるｒ
の値の実測値は0.53mmであった。
数（ｎ）１０個、インナーロータ創成円の半径（Ｒ）4.
55mmとして、前記No. ３のインナーロータに相当する図
２に示すインナーロータと、インナーロータ創成円の半
径（Ｒ）が相違する以外ほぼ同じ諸元のインナーロータ
（No. １８）を製造した。このインナーロータの歯数
（ｎ）、偏心量（ｅ）、歯先円の直径（Ｄ）及びインナ
ーロータ創成円の半径（Ｒ）を表９に示す。またこのイ
ンナーロータの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯
先円の直径（Ｄ：mm）とインナーロータ創成円の半径
（Ｒ：mm）の値からβ（ｅ・ｎ／（π・Ｄ））と、γ
（ｎ・Ｒ／（π・Ｄ））を算出した。また、最小曲率半
径ｒの範囲と推定噛合数を計算した。結果を図２に示す
インナーロータの結果とともに表１０に示す。このNo.
１８のインナーロータを用いた内接型オイルポンプロー
タを図４に示す。なお図４のインナーロータにおけるｒ
の値の実測値は0.53mmであった。
【００３６】実施例６ 偏心量（ｅ）1.50mm、歯先円の直径（Ｄ）36.20 mm、歯
数（ｎ）１０個、インナーロータ創成円の半径（Ｒ）4.
55mmとして前記No. ３のインナーロータに相当する図２
に示すインナーロータと、インナーロータ創成円の半径
（Ｒ）が相違する以外ほぼ同じ諸元のインナーロータ
（No. １９）を製造した。このインナーロータの歯数
（ｎ）、偏心量（ｅ）、歯先円の直径（Ｄ）及びインナ
ーロータ創成円の半径（Ｒ）を表９に示す。またこのイ
ンナーロータの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯
先円の直径（Ｄ：mm）とインナーロータ創成円の半径
（Ｒ：mm）との値からβ（ｅ・ｎ／（π・Ｄ））と、γ
（ｎ・Ｒ／（π・Ｄ））を算出した。また、最小曲率半
径ｒの範囲と推定噛合数を計算した。結果を図２に示す
インナーロータの結果とともに表１０に示す。この、N
o. １９のインナーロータを用いた内接型オイルポンプ
ロータを図５に示す。
数（ｎ）１０個、インナーロータ創成円の半径（Ｒ）4.
55mmとして前記No. ３のインナーロータに相当する図２
に示すインナーロータと、インナーロータ創成円の半径
（Ｒ）が相違する以外ほぼ同じ諸元のインナーロータ
（No. １９）を製造した。このインナーロータの歯数
（ｎ）、偏心量（ｅ）、歯先円の直径（Ｄ）及びインナ
ーロータ創成円の半径（Ｒ）を表９に示す。またこのイ
ンナーロータの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯
先円の直径（Ｄ：mm）とインナーロータ創成円の半径
（Ｒ：mm）との値からβ（ｅ・ｎ／（π・Ｄ））と、γ
（ｎ・Ｒ／（π・Ｄ））を算出した。また、最小曲率半
径ｒの範囲と推定噛合数を計算した。結果を図２に示す
インナーロータの結果とともに表１０に示す。この、N
o. １９のインナーロータを用いた内接型オイルポンプ
ロータを図５に示す。
【００３７】
【表９】
【００３８】
【表１０】
【００３９】表１０から明らかなようにインナーロータ
創成円の半径（Ｒ）以外ほぼ同様の諸元を有するインナ
ーロータであっても、γの値の計算値は大きく相違し、
特にγの値が0.20〜0.35の範囲内であるNo. ３のインナ
ーロータのｒの値が良好であり、かつ推定噛合歯数が2.
25個以下であった。
創成円の半径（Ｒ）以外ほぼ同様の諸元を有するインナ
ーロータであっても、γの値の計算値は大きく相違し、
特にγの値が0.20〜0.35の範囲内であるNo. ３のインナ
ーロータのｒの値が良好であり、かつ推定噛合歯数が2.
25個以下であった。
【００４０】
【発明の効果】本発明の請求項１の内接型オイルポンプ
ロータは、ｎ個の外歯を有するインナーロータと、（ｎ
＋１）個の内歯を有するアウターロータとからなる内接
型オイルポンプロータにおいて、前記インナーロータの
歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径
（Ｄ：mm）とインナーロータの歯形の創成円の半径
（Ｒ：mm）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 および 0.20≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.35 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形としたも
のであるので、噛合歯数及び面圧応力が適正であり、こ
のため得られる内接型オイルポンプロータ耐久性能の低
下が少なく、また騒音が小さくなっている。
ロータは、ｎ個の外歯を有するインナーロータと、（ｎ
＋１）個の内歯を有するアウターロータとからなる内接
型オイルポンプロータにおいて、前記インナーロータの
歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径
（Ｄ：mm）とインナーロータの歯形の創成円の半径
（Ｒ：mm）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 および 0.20≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.35 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形としたも
のであるので、噛合歯数及び面圧応力が適正であり、こ
のため得られる内接型オイルポンプロータ耐久性能の低
下が少なく、また騒音が小さくなっている。
【００４１】また請求項２の内接型オイルポンプロータ
は、ｎ個の外歯を有するインナーロータと、（ｎ＋１）
個の内歯を有するアウターロータとからなる内接型オイ
ルポンプロータにおいて、前記インナーロータの歯数
（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径（Ｄ：m
m）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形とすると
ともに、前記インナーロータの歯数（ｎ）が８以上の整
数であるものなので、噛合歯数及び面圧応力が適正であ
り、このため得られる内接型オイルポンプロータ耐久性
能の低下が少なく、また騒音が小さくなっている。
は、ｎ個の外歯を有するインナーロータと、（ｎ＋１）
個の内歯を有するアウターロータとからなる内接型オイ
ルポンプロータにおいて、前記インナーロータの歯数
（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径（Ｄ：m
m）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形とすると
ともに、前記インナーロータの歯数（ｎ）が８以上の整
数であるものなので、噛合歯数及び面圧応力が適正であ
り、このため得られる内接型オイルポンプロータ耐久性
能の低下が少なく、また騒音が小さくなっている。
【００４２】
【図１】本発明の第１実施例による内接型オイルポンプ
ロータを示す平面図である。
ロータを示す平面図である。
【図２】No. ３の内接型オイルポンプロータを示す平面
図である。
図である。
【図３】No. ８の内接型オイルポンプロータを示す平面
図である。
図である。
【図４】No. １８の内接型オイルポンプロータを示す平
面図である。
面図である。
【図５】No. １９の内接型オイルポンプロータを示す平
面図である。
面図である。
【図６】内接型オイルポンプを示す概略図である。
１ 内接型オイルポンプロータ ２ アウターロータ ２Ａ 内歯 ３ インナーロータ ３Ａ 外歯
Claims (2)
- 【請求項１】 ｎ個の外歯を有するインナーロータと、
（ｎ＋１）個の内歯を有するアウターロータとからなる
内接型オイルポンプロータにおいて、前記インナーロー
タの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径
（Ｄ：mm）とインナーロータの歯形の創成円の半径
（Ｒ：mm）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 および 0.20≦ｎ・Ｒ／（π・Ｄ）≦0.35 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形としたこ
とを特徴とする内接型オイルポンプロータ。 - 【請求項２】 ｎ個の外歯を有するインナーロータと、
（ｎ＋１）個の内歯を有するアウターロータとからなる
内接型オイルポンプロータにおいて、前記インナーロー
タの歯数（ｎ：個）と偏心量（ｅ：mm）と歯先円の直径
（Ｄ：mm）とが下記式 0.120≦ｅ・ｎ／（π・Ｄ）≦0.140 を満たすトロコイド歯形をインナーロータ歯形とすると
ともに、前記インナーロータの歯数（ｎ）が８以上の整
数であることを特徴とする内接型オイルポンプロータ。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP06270004A JP3132631B2 (ja) | 1994-11-02 | 1994-11-02 | 内接型オイルポンプロータ |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP06270004A JP3132631B2 (ja) | 1994-11-02 | 1994-11-02 | 内接型オイルポンプロータ |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH08128392A JPH08128392A (ja) | 1996-05-21 |
| JP3132631B2 true JP3132631B2 (ja) | 2001-02-05 |
Family
ID=17480219
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP06270004A Expired - Lifetime JP3132631B2 (ja) | 1994-11-02 | 1994-11-02 | 内接型オイルポンプロータ |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3132631B2 (ja) |
Families Citing this family (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US6474751B1 (en) | 1995-12-26 | 2002-11-05 | Denso Corporation | Hydraulic circuit having a rotary type pump and brake apparatus for a vehicle provided with the same |
| US6142581A (en) * | 1995-12-26 | 2000-11-07 | Denso Corporation | Hydraulic circuit having a rotary type pump and brake apparatus for a vehicle provided with the same |
| ES2257362T3 (es) * | 1995-12-26 | 2006-08-01 | Denso Corporation | Aparato de control de freno para vehiculo. |
| JP5859816B2 (ja) * | 2011-11-08 | 2016-02-16 | 株式会社山田製作所 | 内接歯車式ポンプ |
-
1994
- 1994-11-02 JP JP06270004A patent/JP3132631B2/ja not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH08128392A (ja) | 1996-05-21 |
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