專利名稱：內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子的制作方法
技術(shù)領域：
本發(fā)明涉及在根據(jù)形成于外轉(zhuǎn)子與內(nèi)轉(zhuǎn)子之間的小室的容積變化而吸入·排出流體的內(nèi)嚙合型油泵中所使用的油泵轉(zhuǎn)子組件。
背景技術(shù)：
以往，在內(nèi)嚙合型油泵中，通過使內(nèi)轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)，外齒與內(nèi)齒嚙合并使外轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)，形成于兩轉(zhuǎn)子之間的多個小室一邊旋轉(zhuǎn)移動一邊產(chǎn)生容積變化，由此來吸入·排出流體，所述內(nèi)嚙合型油泵備有具有內(nèi)齒的外轉(zhuǎn)子、具有與該內(nèi)齒嚙合的外齒的內(nèi)轉(zhuǎn)子、形成有吸入流體的吸入端口和排出流體的排出端口的殼體。
小室在其旋轉(zhuǎn)方向前側(cè)和后側(cè)，分別由內(nèi)轉(zhuǎn)子的外齒和外轉(zhuǎn)子的內(nèi)齒單獨地分隔開來。在內(nèi)轉(zhuǎn)子的外齒的齒頂與外轉(zhuǎn)子的內(nèi)齒的齒槽成為相同的旋轉(zhuǎn)角度的位置上，各小室的容積成為最小，當沿著吸入端口旋轉(zhuǎn)移動之時使容積擴大從而吸入流體。另外，在內(nèi)轉(zhuǎn)子的外齒的齒槽與外轉(zhuǎn)子的內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒槽成為相同的旋轉(zhuǎn)角度的位置上，小室的容積成為最大，當沿著排出端口旋轉(zhuǎn)移動之時使容積減小從而排出流體。
在該內(nèi)嚙合型油泵中，構(gòu)成為，對內(nèi)轉(zhuǎn)子進行旋轉(zhuǎn)驅(qū)動，從而外齒的齒面推壓內(nèi)齒的齒面，由此使外轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)。如果考察傳遞旋轉(zhuǎn)力的兩轉(zhuǎn)子的嚙合，則會發(fā)現(xiàn)在小室容積最小的旋轉(zhuǎn)位置附近，力的傳遞方向與齒面大致垂直，但在小室容積最大的旋轉(zhuǎn)位置附近，兩轉(zhuǎn)子的齒頂附近彼此接觸，所以力的傳遞方向不與齒面垂直，滑動成分較大，從而會產(chǎn)生摩擦。
因此，當兩轉(zhuǎn)子的齒面彼此在這樣產(chǎn)生滑動的部分上接觸之時，不會有助于旋轉(zhuǎn)力的傳遞，齒面彼此相互摩擦從而滑動摩擦增大，會導致噪音的產(chǎn)生和機械效率的降低等問題。
針對這一問題，提出有下述轉(zhuǎn)子的方案其在齒面上形成有退讓部，來避免產(chǎn)生不傳遞旋轉(zhuǎn)力的接觸。(例如，參照特開平9-166091號公報)。
但是，一般在這樣的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件中，在形成小室的兩轉(zhuǎn)子的齒面之間設有間隙。其主要目的是為了防止由于兩轉(zhuǎn)子的形狀或安裝精度而導致齒頂之間碰撞、從而不能旋轉(zhuǎn)的問題以及噪音的產(chǎn)生等，并且這是通過外轉(zhuǎn)子的齒形的均勻修整、使形成齒面的曲線平坦化等各種方法來實現(xiàn)的。
但是，如果只是用以往的齒形均勻修整或平坦化、形成退讓部等方法來僅僅設置間隙，則齒隙會達到必要程度以上，從而有難以避免因旋轉(zhuǎn)驅(qū)動時轉(zhuǎn)子的振動而引起的噪音的問題。

發(fā)明內(nèi)容
本發(fā)明是鑒于上述問題而作出的，其目的在于實現(xiàn)能夠穩(wěn)定地旋轉(zhuǎn)驅(qū)動而抑制噪音的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件。
為了解決上述問題，本發(fā)明提供一種構(gòu)成油泵的油泵轉(zhuǎn)子組件，所述油泵是具有n(n為自然數(shù))個外齒的內(nèi)轉(zhuǎn)子與具有(n+1)個內(nèi)齒的外轉(zhuǎn)子嚙合、通過形成于其齒面間的多個小室的容積變化來在內(nèi)·外轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)過程中吸入·排出流體的內(nèi)嚙合型油泵，其特征在于，設容積成為最小的小室處的兩轉(zhuǎn)子齒面間的間隙大小為a，設容積擴大過程中的小室處的兩轉(zhuǎn)子齒面間的間隙大小為b，設容積成為最大的小室處的兩轉(zhuǎn)子齒面間的間隙大小為c，則a≤b≤c而且a＜c，進而，對于間隙b，若設旋轉(zhuǎn)方向后方側(cè)的小室處的間隙的大小為b1，設旋轉(zhuǎn)方向前方側(cè)的小室處的間隙的大小為b2，則滿足b1≤b2的關(guān)系。
在上述油泵轉(zhuǎn)子組件中，可以構(gòu)成為，如果設容積減小過程之中的小室處的兩轉(zhuǎn)子齒面間的間隙的大小為d，則a≤b≤c且a＜c且a≤d≤c，進而，對于間隙d，若設旋轉(zhuǎn)方向后方側(cè)的小室處的間隙的大小為d1，設旋轉(zhuǎn)方向前方側(cè)的小室處的間隙的大小為d2，則滿足d1≥d2的關(guān)系。
本發(fā)明還提供一種構(gòu)成油泵的油泵轉(zhuǎn)子組件，所述油泵是具有n(n為自然數(shù))個外齒的內(nèi)轉(zhuǎn)子與具有(n+1)個內(nèi)齒的外轉(zhuǎn)子嚙合、通過形成于其齒面間的多個小室的容積變化來在內(nèi)·外轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)過程中吸入·排出流體的內(nèi)嚙合型油泵，其特征在于，形成容積從最小擴大到最大過程中的小室的兩轉(zhuǎn)子齒面間的間隙伴隨著小室的旋轉(zhuǎn)移動而逐漸增大。
在上述油泵轉(zhuǎn)子組件中，可以構(gòu)成為，形成容積從最大縮小到最小過程中的小室的兩轉(zhuǎn)子齒面間的間隙伴隨著小室的旋轉(zhuǎn)移動而逐漸縮小。
根據(jù)這些發(fā)明，形成小室的兩轉(zhuǎn)子間的間隙在嚙合部分成為最小之后，不縮小地持續(xù)增大而達到最大，所以在嚙合部分上的齒隙較小，并可以確保對嚙合不起作用的部分上的間隙。另外，在滑動成分最小的部分，外齒與內(nèi)齒嚙合并傳遞旋轉(zhuǎn)力，在滑動成分較大的部分，外齒與內(nèi)齒難以產(chǎn)生嚙合，所以可以實現(xiàn)噪音和摩擦小且機械效率高的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件。
進而，在小室容積減小的過程中，兩轉(zhuǎn)子間的間隙逐漸減小，并且是不增大地到達最小，所以可以在全周范圍內(nèi)充分地確保對嚙合不起作用的部分上的間隙，并且在嚙合部分上使齒隙較小，從而可以得到噪音和摩擦小的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件。
在上述油泵轉(zhuǎn)子組件中，外轉(zhuǎn)子和內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒面可以分別使用由無滑動地在基圓上滾動的滾動圓的軌跡所生成的擺線而形成。
在上述油泵轉(zhuǎn)子組件中，內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒面可以使用次擺線包絡線而形成，所述次擺線包絡線是由在次擺線上具有中心的軌跡圓沿該次擺線移動時的包絡線生成的，外轉(zhuǎn)子的齒頂可以使用與軌跡圓相同直徑的圓弧曲線形成。
根據(jù)這些發(fā)明，可以使以往所采用的、使用擺線形成的擺線轉(zhuǎn)子和使用次擺線形成的次擺線轉(zhuǎn)子更加低噪音·低摩擦化。
在上述油泵轉(zhuǎn)子組件中，在使用擺線形成兩轉(zhuǎn)子的齒形的情況下，也可以構(gòu)成為，內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒形形成為，以由與基圓Di外切且無滑動地滾動的第1外滾動圓Ai所生成的外擺線作為齒頂?shù)凝X形，以由與基圓Di內(nèi)切且無滑動地滾動的第1內(nèi)滾動圓Bi所生成的內(nèi)擺線作為齒槽的齒形；外轉(zhuǎn)子的齒形形成為，以由與基圓Do外切且無滑動地滾動的第2外滾動圓Ao所生成的外擺線作為齒槽的齒形，以由與基圓Do內(nèi)切且無滑動地滾動的第2內(nèi)滾動圓Bo所生成的內(nèi)擺線作為齒頂?shù)凝X形，當設內(nèi)轉(zhuǎn)子的基圓Di的直徑為φDi，設第1外滾動圓Ai的直徑為φAi，設第1內(nèi)滾動圓Bi的直徑為φBi，設外轉(zhuǎn)子的基圓Do的直徑為φDo，設第2外滾動圓Ao的直徑為φAo，設第2內(nèi)滾動圓Bo的直徑為φBo，設內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒頂與外轉(zhuǎn)子的齒頂?shù)拈g隙大小為t(≠0)之時，內(nèi)轉(zhuǎn)子與外轉(zhuǎn)子滿足下述關(guān)系
φBo＝φBi，而且φDo＝φDi·(n+1)/n+t·(n+1)/(n+2)φAo＝φAi+t/(n+2)。
在這種情況下，為了確定內(nèi)轉(zhuǎn)子和外轉(zhuǎn)子的齒形，首先，內(nèi)轉(zhuǎn)子和外轉(zhuǎn)子的外滾動圓及內(nèi)滾動圓的滾動距離必須以一周閉合，所以必須滿足下述各式φDi＝n·(φAi+φBi)φDo＝(n+1)·(φAo+φBo)進而，在該方式中，為了減小內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒槽與外轉(zhuǎn)子的齒頂在圓周方向上的間隙，使得內(nèi)轉(zhuǎn)子與外轉(zhuǎn)子的內(nèi)滾動圓的直徑相同。
ΦBo＝φBi外轉(zhuǎn)子的基圓比以往的油泵轉(zhuǎn)子組件的情況大，φDo＝φDi·(n+1)/n+(n+1)·t/(n+2)為了使得外滾動圓及內(nèi)滾動圓的滾動距離閉合，而對外轉(zhuǎn)子的外滾動圓進行調(diào)整，使得φAo＝φAi+t/(n+2)根據(jù)該油泵轉(zhuǎn)子組件，確保了內(nèi)轉(zhuǎn)子的外齒與外轉(zhuǎn)子的內(nèi)齒在徑向上的間隙，并使得各轉(zhuǎn)子的齒面間在圓周方向上的間隙比以往小，所以兩轉(zhuǎn)子的晃動變小，可以實現(xiàn)安靜性較好的油泵。
進而，作為其他方式的油泵轉(zhuǎn)子組件，前述內(nèi)轉(zhuǎn)子形成為，以由與其基圓bi外切且無滑動地滾動的第1外滾動圓Di所生成的外擺線作為齒頂?shù)凝X形，以由與基圓bi內(nèi)切且無滑動地滾動的第1內(nèi)滾動圓di所生成的內(nèi)擺線作為齒槽的齒形，前述外轉(zhuǎn)子形成為，以由與其基圓bo外切且無滑動地滾動的第2外滾動圓Do所生成的外擺線作為齒槽的齒形，以由與基圓bo內(nèi)切且無滑動地滾動的第2內(nèi)滾動圓do所生成的內(nèi)擺線作為齒頂?shù)凝X形，當設內(nèi)轉(zhuǎn)子的基圓bi的直徑為φbi，設第1外滾動圓Di的直徑為φDi，設第1內(nèi)滾動圓di的直徑為φdi，設外轉(zhuǎn)子的基圓bo的直徑為φbo，設第2外滾動圓Do的直徑為φDo，設第2內(nèi)滾動圓do的直徑為φdo，設內(nèi)轉(zhuǎn)子與外轉(zhuǎn)子的偏心量為e之時，內(nèi)轉(zhuǎn)子與外轉(zhuǎn)子構(gòu)成為，φbi＝n·(φDi+φdi)、φbo＝(n+1)·(φDo+φdo)的關(guān)系成立，而且φDi+φdi＝2e或者φDo+φdo＝2e成立，另外，φDo＞φDi、φdi＞φdo、(φDi+φdi)＜(φDo+φdo)也成立。
在這種情況下，要確定內(nèi)轉(zhuǎn)子和外轉(zhuǎn)子的齒形，首先，內(nèi)轉(zhuǎn)子和外轉(zhuǎn)子的外滾動圓及內(nèi)滾動圓的滾動距離必須以一周閉合，所以必須滿足下述各式φbi＝n·(φDi+φdi)、以及φbo＝(n+1)·(φDo+φdo)另外，為了確保設于兩轉(zhuǎn)子的齒面間的齒隙在嚙合的過程中較大，相對于由第2外滾動圓Do形成的外轉(zhuǎn)子的齒槽形狀的、由第1外滾動圓Di形成的內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒頂形狀，以及相對于由第1內(nèi)滾動圓di形成的內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒槽形狀的、由第2內(nèi)滾動圓do形成的外轉(zhuǎn)子的齒頂形狀必須滿足下述條件φDo＞φDi、以及φdi＞φdo。這里，所說的齒隙指的是在嚙合的過程中作用有內(nèi)轉(zhuǎn)子的載荷的齒面的相反側(cè)的齒面、與外轉(zhuǎn)子的齒面之間所產(chǎn)生的間隙。
另外，由于內(nèi)轉(zhuǎn)子與外轉(zhuǎn)子嚙合，所以必須滿足φDi+φdi＝2e以及φDo+φdo＝2e之中的某一個。
進而，在本發(fā)明中，為了使內(nèi)轉(zhuǎn)子在外轉(zhuǎn)子的內(nèi)側(cè)良好地旋轉(zhuǎn)并確保齒頂間隙、且達到恰當?shù)凝X隙大小，以減小嚙合阻力，使外轉(zhuǎn)子的基圓的直徑比以往要大，以使得在內(nèi)轉(zhuǎn)子與外轉(zhuǎn)子的嚙合位置上，內(nèi)轉(zhuǎn)子的基圓與外轉(zhuǎn)子的基圓不會接觸。
即滿足(n+1)·φbi＜n·φbo。
根據(jù)此式，可以導出(φDi+φdi)＜(φDo+φdo)。
根據(jù)該構(gòu)成，可以確保內(nèi)轉(zhuǎn)子的外齒與外轉(zhuǎn)子的內(nèi)齒的齒頂間隙，并且各轉(zhuǎn)子的齒面間在基圓圓周方向上的間隙比以往小，所以兩轉(zhuǎn)子的晃動變小，可以實現(xiàn)安靜性優(yōu)良的油泵。特別是在油泵轉(zhuǎn)子組件內(nèi)產(chǎn)生的液壓微小，而且即使對該油泵轉(zhuǎn)子組件進行驅(qū)動的轉(zhuǎn)矩發(fā)生了變動，也可以避免外轉(zhuǎn)子側(cè)的內(nèi)齒與內(nèi)轉(zhuǎn)子側(cè)的外齒的沖撞的發(fā)生，所以可以可靠地實現(xiàn)油泵轉(zhuǎn)子組件的安靜性。


圖1是表示本發(fā)明的第1實施方式的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件的俯視圖，表示齒面間間隙a、b、d。
圖2是表示本發(fā)明的第1實施方式的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件的俯視圖，表示齒面間間隙c。
圖3是就內(nèi)轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)角與齒面間的間隙之間的關(guān)系，對圖1所示的本發(fā)明的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件與以往的轉(zhuǎn)子組件進行比較的圖。
圖4是表示本發(fā)明的油泵轉(zhuǎn)子組件的第2實施方式的俯視圖，是表示內(nèi)轉(zhuǎn)子與外轉(zhuǎn)子滿足下述關(guān)系φBo＝φBi，而且φDo＝φDi·(n+1)/n+t·(n+1)/(n+2)φAo＝φAi+t/(n+2)進而，間隙t的值設定為t＝0.12mm而構(gòu)成的油泵轉(zhuǎn)子組件的俯視圖。
圖5是表示圖4所示油泵轉(zhuǎn)子組件的嚙合部分的V部放大圖。
圖6是對使用了圖4所示油泵轉(zhuǎn)子組件的油泵所產(chǎn)生的噪音、與以往的油泵所產(chǎn)生的噪音進行比較的圖表。
圖7是表示本發(fā)明的油泵轉(zhuǎn)子組件的第3實施方式的俯視圖。
圖8是表示圖7所示油泵的嚙合部分的VIII部放大圖。
圖9是對使用了圖7所示油泵轉(zhuǎn)子組件的油泵的齒隙、與以往的油泵的齒隙進行比較的圖表。
圖10是對使用了圖7所示油泵轉(zhuǎn)子組件的油泵所產(chǎn)生的噪音、與以往的油泵所產(chǎn)生的噪音進行比較的圖表。
具體實施例方式
下面，參照圖1至圖3對本發(fā)明的第1實施方式進行說明。
圖1、圖2所示的本實施方式的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件是擺線轉(zhuǎn)子，其外轉(zhuǎn)子10及內(nèi)轉(zhuǎn)子20的齒面分別是使用由在基圓上無滑動地滾動的滾動圓的軌跡所生成的擺線而形成的，兩轉(zhuǎn)子10、20的各參數(shù)如下設定。
外轉(zhuǎn)子10的基圓Do的直徑φ57.mm外轉(zhuǎn)子10的外滾動圓Ao的直徑φ2.mm外轉(zhuǎn)子10的內(nèi)滾動圓Bo的直徑φ2.70mm外轉(zhuǎn)子10的齒數(shù)Zo1個內(nèi)轉(zhuǎn)子20的基圓Di的直徑φ52.00mm內(nèi)轉(zhuǎn)子20的外滾動圓Ai的直徑φ2.50mm內(nèi)轉(zhuǎn)子20的內(nèi)滾動圓Bi的直徑φ2.mm

內(nèi)轉(zhuǎn)子20的齒數(shù)Zi10個偏心量eφ2.60mm外轉(zhuǎn)子10與內(nèi)轉(zhuǎn)子20內(nèi)嚙合，外轉(zhuǎn)子10的內(nèi)齒與內(nèi)轉(zhuǎn)子20的外齒嚙合，在齒面間形成有小室R。外轉(zhuǎn)子10與沿圖1、圖2的箭頭方向(逆時針旋轉(zhuǎn))旋轉(zhuǎn)的內(nèi)轉(zhuǎn)子20一起旋轉(zhuǎn)，由此該小室R一邊產(chǎn)生容積變化一邊旋轉(zhuǎn)移動。
對于內(nèi)轉(zhuǎn)子20的旋轉(zhuǎn)角度位置θ，設圖的下方為0°，圖的上方為180°，則小室R的容積在θ＝0°之時為最小(Vmin)(圖1)，并隨著內(nèi)轉(zhuǎn)子20的旋轉(zhuǎn)而逐漸擴大，直到θ＝198°之時達到最大(Vmax)(圖2)。小室R在該容積擴大的過程中，從設于殼體(未圖示)的吸入端口吸入流體。
這里，把沿圓周方向?qū)⒛硞€小室R閉合起來的部分、換言之、形成某個小室R的兩轉(zhuǎn)子10、20的齒面間的間隙中的最小部分，稱為該小室R處的齒面間的間隙。
如果將該間隙之中，容積成為最小的小室R(Vmin)處的兩轉(zhuǎn)子10、20的齒面間的間隙的大小設為a，容積擴大過程之中的小室R處的兩轉(zhuǎn)子10、20的齒面間的間隙的大小設為b(圖1)，容積成為最大的小室R(Vmax)處的兩轉(zhuǎn)子10、20的齒面間的間隙的大小設為c(圖2)，則各小室R處的間隙的大小為a≤b≤c而且a＜c。
進而，如果設容積減小過程之中的小室R處的兩轉(zhuǎn)子10、20的齒面間的間隙的大小設為d(圖1)，則a≤d≤c。
在圖3中對本實施方式的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件中的外轉(zhuǎn)子10與內(nèi)轉(zhuǎn)子20之間的間隙的大小與以往轉(zhuǎn)子中的兩轉(zhuǎn)子之間的間隙的大小進行比較。
以往的轉(zhuǎn)子中的間隙在小室容積成為最小的部分為最大，伴隨著小室的旋轉(zhuǎn)移動而逐漸縮小，并在小室容積最大的部分成為最小。因此，根據(jù)以往的轉(zhuǎn)子，即使是在間隙比嚙合影響部α小的范圍β或范圍γ中，兩轉(zhuǎn)子的齒面彼此也容易接觸，從而有時會因摩擦而導致機械效率的降低和噪音的產(chǎn)生。
另一方面，根據(jù)本實施方式，如該圖所示，在容積從最小(Vmin)擴大到最大(Vmax)的過程中，形成小室R的兩轉(zhuǎn)子的齒面間的間隙逐漸持續(xù)增大。即，如果將旋轉(zhuǎn)方向后方側(cè)的小室R處的間隙的大小設為b1，將旋轉(zhuǎn)方向前方側(cè)的小室R處的間隙的大小設為b2，則對于0＜θ＜198°范圍內(nèi)的間隙b，b1≤b2始終成立。
當內(nèi)轉(zhuǎn)子20從旋轉(zhuǎn)角度位置θ＝0°開始旋轉(zhuǎn)時，外轉(zhuǎn)子10與內(nèi)轉(zhuǎn)子20在圖1所示的范圍α中齒面彼此嚙合并傳遞旋轉(zhuǎn)力。即使在該范圍α(嚙合影響部)中，間隙的大小也如圖3所示那樣一直增大，而不會變得比旋轉(zhuǎn)方向后方側(cè)小。
進而，在內(nèi)轉(zhuǎn)子20旋轉(zhuǎn)的范圍β內(nèi)的間隙比范圍α內(nèi)的間隙大，并伴隨著旋轉(zhuǎn)而繼續(xù)增大。因此，與嚙合影響部α相比，該范圍β內(nèi)的兩轉(zhuǎn)子10、20之間的齒面彼此更難以接觸。
進而，在內(nèi)轉(zhuǎn)子20旋轉(zhuǎn)的范圍γ(性能影響部)內(nèi)的間隙比范圍β內(nèi)的間隙還大，并且越靠旋轉(zhuǎn)方向前方側(cè)越大，在內(nèi)轉(zhuǎn)子20的旋轉(zhuǎn)角度θ＝198°時成為最大。因此，與范圍β相比，該范圍γ內(nèi)的兩轉(zhuǎn)子10、20之間的齒面彼此更難以接觸。
另外，小室R成為容積最大(Vmax)之時的間隙c(圖2)會將小室R的吸入側(cè)與排出側(cè)隔開從而對性能造成影響，但是由于是與以往相同的大小，所以在這一點上性能并不會比以往降低。
而且，當小室R的容積成為最大(Vmax)之后，旋轉(zhuǎn)方向更前方側(cè)的間隙d(圖1)伴隨著內(nèi)轉(zhuǎn)子20的旋轉(zhuǎn)而逐漸減小，并在θ＝396°時再次成為最小。即，如果將旋轉(zhuǎn)方向后方側(cè)的小室R處的間隙的大小設為d1，將旋轉(zhuǎn)方向前方側(cè)的小室R處的間隙的大小設為d2，則對于198＜θ＜396°范圍內(nèi)的間隙d，d1≥d2始終成立。
因此，即使在小室R的容積減小側(cè)，也與容積增大側(cè)同樣，與嚙合影響部α一側(cè)相比，在性能影響部γ一側(cè)，齒面彼此更難以接觸。
如以上說明的那樣，根據(jù)本實施方式的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件，構(gòu)成為，在高效地傳遞旋轉(zhuǎn)力的嚙合影響部α內(nèi)的間隙較小，在不能高效地傳遞旋轉(zhuǎn)力的性能影響部γ內(nèi)的間隙較大，在其之間，間隙緩緩增大，因此，齒面彼此接觸而進行的旋轉(zhuǎn)力傳遞在嚙合影響部α內(nèi)進行，在其他部分中，齒面彼此則難以接觸，從而可以避免噪音的產(chǎn)生和效率的降低。
另外，當間隙的大小從a增大到c之際，優(yōu)選地，a＜b、b1＜b2、b＜c，但只要不縮小地滿足a＜c即可，也可以產(chǎn)生a＝b、b1＝b2、b＝c的部分。
同樣地，當間隙的大小從c減小到a之際，優(yōu)選地，c＞d、d1＞d2、d＞a，但只要不增大地c＞a即可，也可以產(chǎn)生c＝d、d1＝d2、d＝a的部分。
在具有上述尺寸參數(shù)的本實施方式的油泵轉(zhuǎn)子組件、以及具有與此同等的尺寸參數(shù)的油泵轉(zhuǎn)子組件中，上述a的值優(yōu)選地處于下述范圍之內(nèi)。
0.010≤a≤0.040mm當a設定得比0.010mm小的情況下，油泵轉(zhuǎn)子組件的旋轉(zhuǎn)不會平滑地進行，會阻礙作為泵的功能。反過來，當a設定得比0.040mm大的情況下，齒隙變大，不能得到降低噪音的效果。
另外，上述c的值優(yōu)選地處于下述范圍之內(nèi)。
0.040≤c≤0.150mm當c設定得比0.040mm小的情況下，不能在嚙合位置(圖1中的0°附近)嚙合，當c設定得比0.150mm大的情況下，從齒面間的間隙露出的油量變多，泵的排出性能會顯著惡化。
下面，就本發(fā)明的第2實施方式，參照圖4至圖6進行說明。圖4所示的油泵轉(zhuǎn)子組件備有形成有n(n為自然數(shù)，在本實施方式中n＝10)個外齒的內(nèi)轉(zhuǎn)子110、形成有與各外齒嚙合的(n+1)(在本實施方式中，n+1＝11)個內(nèi)齒的外轉(zhuǎn)子120，這些內(nèi)轉(zhuǎn)子110和外轉(zhuǎn)子120收納在殼體150的內(nèi)部。
在內(nèi)轉(zhuǎn)子110、外轉(zhuǎn)子120的齒面間，沿兩轉(zhuǎn)子110、120的旋轉(zhuǎn)方向形成有多個小室C。在兩轉(zhuǎn)子110、120的旋轉(zhuǎn)方向前側(cè)與后側(cè)，內(nèi)轉(zhuǎn)子110的外齒111與外轉(zhuǎn)子120的內(nèi)齒121分別接觸，由此各小室C被單獨地分隔開來，而且兩側(cè)面由殼體150分隔，由此形成了獨立的流體輸送室。小室C伴隨著兩轉(zhuǎn)子110、120的旋轉(zhuǎn)而旋轉(zhuǎn)移動，以一轉(zhuǎn)為一個周期反復進行容積的增大、減小。
內(nèi)轉(zhuǎn)子110安裝在旋轉(zhuǎn)軸上并能夠以軸芯Oi為中心旋轉(zhuǎn)地得到支承，形成為將由與內(nèi)轉(zhuǎn)子110的基圓Di外切且無滑動地滾動的第1外滾動圓Ai所生成的外擺線作為齒頂?shù)凝X形，而將由與基圓Di內(nèi)切且無滑動地滾動的第1內(nèi)滾動圓Bi所生成的內(nèi)擺線作為齒槽的齒形。
外轉(zhuǎn)子120使軸芯Oo相對于內(nèi)轉(zhuǎn)子110的軸芯Oi偏心(偏心量e)地配置，并且能夠以軸芯Oo為中心在殼體150的內(nèi)部旋轉(zhuǎn)地得到支承，形成為將由與外轉(zhuǎn)子120的基圓Do外切且無滑動地滾動的第2外滾動圓Ao所生成的外擺線作為齒槽的齒形，而將由與基圓Do內(nèi)切且無滑動地滾動的第2內(nèi)滾動圓Bo所生成的內(nèi)擺線作為齒頂?shù)凝X形。
當將內(nèi)轉(zhuǎn)子110的基圓Di的直徑設為φDi，將第1外滾動圓Ai的直徑設為φAi，將第1內(nèi)滾動圓Bi的直徑設為φBi，將外轉(zhuǎn)子120的基圓Do的直徑設為φDo，設第2外滾動圓Ao的直徑為φAo，設第2內(nèi)滾動圓Bo的直徑設為φBo之時，在內(nèi)轉(zhuǎn)子110與外轉(zhuǎn)子120之間，下述關(guān)系式成立。其中，尺寸單位為mm(毫米)。
首先，對于內(nèi)轉(zhuǎn)子110，第1外滾動圓Ai及第1內(nèi)滾動圓Bi的滾動距離必須以一周閉合。即，第1外滾動圓Ai及第1內(nèi)滾動圓Bi的各滾動距離的和的整數(shù)倍(齒數(shù)倍)必須等于基圓Di的周長，所以，π·φDi＝n·π·(φAi+φBi)，即，φDi＝n·(φAi+φBi)...(Ia)同樣地，對于外轉(zhuǎn)子120，第2外滾動圓Ao及第2內(nèi)滾動圓Bo的各滾動距離的和的整數(shù)倍(齒數(shù)倍)必須等于基圓Do的周長，所以，π·φDo＝(n+1)·π·(φAo+φBo)，即，φDo＝(n+1)·(φAo+φBo)...(Ib)下面，關(guān)于外轉(zhuǎn)子120，以以往的外轉(zhuǎn)子ro(第2外滾動圓ao(直徑φao)、第2內(nèi)滾動圓bo(直徑φbo)、基圓do(直徑φdo))為基礎，對決定本實施方式的外轉(zhuǎn)子120的齒形的條件進行說明。
另外，外轉(zhuǎn)子ro相對于本實施方式的內(nèi)轉(zhuǎn)子110偏心(偏心量e)地配置，具有間隙t地嚙合。間隙t指的是，當以內(nèi)轉(zhuǎn)子110的一個齒頂與外轉(zhuǎn)子120的一個齒槽緊貼的方式配置內(nèi)轉(zhuǎn)子110與外轉(zhuǎn)子120之時，在從該嚙合位置向旋轉(zhuǎn)方向離開180°的位置上，形成于內(nèi)轉(zhuǎn)子110的一個齒頂與外轉(zhuǎn)子120的一個齒頂之間的間隙的大小。
其中，下述關(guān)系成立。
φdo＝φDi·(n+1)/n...(II)φdo＝(n+1)·(φao+φbo) ...(III)φao＝φAi+t/2 ...(IIIa)φbo＝φBi-t/2 ...(IIIb)
另外，對于與外轉(zhuǎn)子ro嚙合的內(nèi)轉(zhuǎn)子110，滿足下述一般的關(guān)系式φai+φbi＝φAi+φBi＝2e ...(1)φDi＝φdo-2e...(2)在本實施方式中，為了減小在嚙合位置上的、外轉(zhuǎn)子120的齒頂與內(nèi)轉(zhuǎn)子110的齒槽之間在圓周方向上的間隙t2，并且確保徑向的間隙t1，φBo＝φbi＝φBi...(IV)并且，從該式(IV)及式(1)得到φai＝φAi ...(3)如果這樣設定外轉(zhuǎn)子120的內(nèi)滾動圓，則t＝(φDo-φBo+φAo)-(φDi+φAi+φAi)的間隙t從式(1)～(3)以及式(IV)得到t＝(φDo-φdo)+(φAo-φai) ...(V)根據(jù)上述式子(Ib)、(III)、(IV)、(V)可得t＝(φAo-φai)·(n+2) ...(VI)所以得到φAo＝φai+t/(n+2)這里，首先求出基圓Do的直徑φDo。根據(jù)(Ib)、(III)可得，φDo-φdo＝(n+1)·(φAo+φBo)-(n+1)·(φao+φbo)，進而，根據(jù)(IIIa)、(IIIb)、(IV)得到φDo-φdo＝(n+1)·(φAo-φai) ...(VII)根據(jù)(VI)，(VII)成為φDo-φdo＝(n+1)·t(n+2)，進而根據(jù)(II)，φDo成為φDo＝(n+1)·φDi/n+(n+1)·t/(n+2) ...(A)接著，根據(jù)(Ib)，φAo＝φDo/(n+1)-φBo，所以，根據(jù)(A)可得φAo＝φDi/n+t/(n+2)-φBo，進而根據(jù)(Ia)、(IV)可得φAo＝φAi+t/(n+2) ...(B)歸納上述格式可得，外轉(zhuǎn)子120滿足下述條件
φBo＝φbi＝φBi ...(IV)φDo＝(n+1)·φDi/n+(n+1)·t/(n+2) ...(A)φAo＝φAi+t/(n+2) ...(B)在圖4中，示出了滿足上述關(guān)系地構(gòu)成的內(nèi)轉(zhuǎn)子110(基圓Di為φDi＝52.00mm、第1外滾動圓Ai為φAi＝2.50mm、第1內(nèi)滾動圓Bi為φBi＝2.70mm、齒數(shù)為n＝10)及外轉(zhuǎn)子120(外徑為φ70mm、基圓Do為φDo＝57.31mm、第2外滾動圓Ao為φAo＝2.51mm、第2內(nèi)滾動圓Bo為φBo＝2.70mm)在間隙t＝0.12mm、偏心量e＝2.6mm的條件下組合而得的油泵轉(zhuǎn)子組件。
在殼體150上，沿形成于兩轉(zhuǎn)子110、120的齒面間的小室C之中的容積增大過程中的小室C形成有圓弧狀的吸入端口(未圖示)，并且沿容積減小過程中的小室C形成有圓弧狀的排出端口(未圖示)。
小室C在外齒111與內(nèi)齒121嚙合的過程的途中容積成為最小之后，當沿吸入端口移動之時使容積擴大從而吸入流體，容積成為最大之后，當沿排出端口移動之時使容積減小從而排出流體。
另外，如果間隙t過小，則從容積減小過程中的小室C擠出的流體會產(chǎn)生壓力脈動，從而產(chǎn)生氣蝕噪聲，泵的運轉(zhuǎn)聲音變大，并且由于壓力脈動會導致兩轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)不能平滑地進行。
另一方面，如果間隙t過大，則不會產(chǎn)生流體的壓力脈動，運轉(zhuǎn)聲音降低，并且，由于齒隙增大而會減小齒面間的滑動阻力從而提高機械效率，但是其反面，各個小室C處的液密性受損，會導致泵的性能特別是容積效率惡化。而且，不能進行正確嚙合位置下的驅(qū)動轉(zhuǎn)矩的傳遞，旋轉(zhuǎn)的損失變大，所以也會導致機械效率降低。
因此，優(yōu)選地，使間隙t處于滿足0.03mm≤t≤0.30mm的范圍內(nèi)，在本實施方式中最優(yōu)選地為0.12mm。
另外，在上述那樣構(gòu)成的油泵轉(zhuǎn)子組件中，通過滿足上述式(IV)、(A)、(B)的關(guān)系，如圖5所示，外轉(zhuǎn)子120的齒頂?shù)凝X形與內(nèi)轉(zhuǎn)子110的齒槽的齒形大致相同。由此，如圖5所示，嚙合位置上的徑向上的間隙t確保為與以往相同的t/2＝0.06mm，在這樣的狀態(tài)下圓周方向上的間隙t2變小，所以在旋轉(zhuǎn)之時，兩轉(zhuǎn)子110、120相互所承受的沖擊變小。而且，由于嚙合時的壓力方向相對于齒面成直角，所以兩轉(zhuǎn)子110、120之間的轉(zhuǎn)矩傳遞可以無滑動地高效進行，從而降低了因滑動阻力導致的發(fā)熱和噪音。
另外，在本實施方式中，如果將容積成為最小的小室C處的兩轉(zhuǎn)子110、120的齒面間的間隙的大小設為a(間隙a、b、c等未圖示)，容積擴大過程之中的小室C處的兩轉(zhuǎn)子110、120的齒面間的間隙的大小設為b，容積成為最大的小室C處的兩轉(zhuǎn)子110、120的齒面間的間隙的大小設為c，則a≤b≤c而且a＜c，進而，前述間隙b以旋轉(zhuǎn)方向后方側(cè)的小室處的間隙的大小為b1，以旋轉(zhuǎn)方向前方側(cè)的小室處的間隙的大小為b2，滿足b1≤b2的關(guān)系。另外，如果設容積減小過程之中的小室C處的兩轉(zhuǎn)子110、120的齒面間的間隙的大小為d，則a≤b≤c且a＜c且a≤d≤c，進而，前述間隙d以旋轉(zhuǎn)方向后方側(cè)的小室處的間隙的大小為d1，以旋轉(zhuǎn)方向前方側(cè)的小室處的間隙的大小為d2，滿足d1≥d2的關(guān)系。
在圖6中，示出了對使用以往的油泵轉(zhuǎn)子組件的情況下所產(chǎn)生的噪音、與使用本實施方式的油泵轉(zhuǎn)子組件的情況下所產(chǎn)生的噪音進行比較的圖表。從該圖表可知，使用了本實施方式的油泵轉(zhuǎn)子組件的油泵與以往相比噪音更小，安靜性較好。
下面，就本發(fā)明的第3實施方式，參照圖7至圖10進行說明。
圖7所示的油泵轉(zhuǎn)子組件備有形成有n(n為自然數(shù)，在本實施方式中n＝10)個外齒的內(nèi)轉(zhuǎn)子210、形成有與各外齒嚙合的(n+1)(在本實施方式中為11)個內(nèi)齒的外轉(zhuǎn)子220，這些內(nèi)轉(zhuǎn)子210和外轉(zhuǎn)子220收納在殼體250的內(nèi)部。
在內(nèi)轉(zhuǎn)子210、外轉(zhuǎn)子220的齒面間，沿兩轉(zhuǎn)子210、220的旋轉(zhuǎn)方向形成有多個小室C。在兩轉(zhuǎn)子210、220的旋轉(zhuǎn)方向前側(cè)與后側(cè)，內(nèi)轉(zhuǎn)子210的外齒211與外轉(zhuǎn)子220的內(nèi)齒221分別接觸，由此各小室C被單獨地分隔開來，而且兩側(cè)面由殼體250分隔，由此形成了獨立的流體輸送室。小室C伴隨著兩轉(zhuǎn)子210、220的旋轉(zhuǎn)而旋轉(zhuǎn)移動，以一轉(zhuǎn)為一個周期反復進行容積的增大、減小。
內(nèi)轉(zhuǎn)子210安裝在旋轉(zhuǎn)軸上并能夠以軸芯Oi為中心旋轉(zhuǎn)地得到支承，將由與內(nèi)轉(zhuǎn)子210的基圓bi外切且無滑動地滾動的第1外滾動圓Di所生成的外擺線作為齒頂?shù)凝X形，而將由與基圓bi內(nèi)切且無滑動地滾動的第1內(nèi)滾動圓di所生成的內(nèi)擺線作為齒槽的齒形。
外轉(zhuǎn)子220使軸芯Oo相對于內(nèi)轉(zhuǎn)子210的軸芯Oi偏心(偏心量e)地配置，并且能夠以軸芯Oo為中心在殼體250的內(nèi)部旋轉(zhuǎn)地得到支承，形成為將由與外轉(zhuǎn)子220的基圓bo外切且無滑動地滾動的第2外滾動圓Do所生成的外擺線作為齒槽的齒形，而將由與基圓bo內(nèi)切且無滑動地滾動的第2內(nèi)滾動圓do所生成的內(nèi)擺線作為齒頂?shù)凝X形。
當將內(nèi)轉(zhuǎn)子210的基圓bi的直徑設為φbi，將第1外滾動圓Di的直徑設為φDi，將第1內(nèi)滾動圓di的直徑設為φdi，將外轉(zhuǎn)子220的基圓bo的直徑設為φbo，設第2外滾動圓Do的直徑為φDo，設第2內(nèi)滾動圓do的直徑為φdo之時，在內(nèi)轉(zhuǎn)子210與外轉(zhuǎn)子220之間，下述關(guān)系式成立。其中，尺寸單位為mm(毫米)。
首先，對于內(nèi)轉(zhuǎn)子210，第1外滾動圓Di及第1內(nèi)滾動圓di的滾動距離必須以一周閉合。即，第1外滾動圓Di及第1內(nèi)滾動圓di的滾動距離的和的整數(shù)倍(齒數(shù)倍)必須等于基圓bi的周長，所以，π·φbi＝n·π·(φDi+φdi)，即，φbi＝n·(φDi+φdi) ...(Ia)同樣地，對于外轉(zhuǎn)子220，第2外滾動圓Do及第2內(nèi)滾動圓do的滾動距離必須等于基圓bo的周長，所以，π·φbo＝(n+1)·π·(φDo+φdo)，即，φbo＝(n+1)·(φDo+φdo) ...(Ib)另外，為了確保設于兩轉(zhuǎn)子的齒面間的齒隙在嚙合的過程中較大，相對于由第2外滾動圓Do形成的外轉(zhuǎn)子的齒槽形狀的、由第1外滾動圓Di形成的內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒頂形狀，以及相對于由第1內(nèi)滾動圓di形成的內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒槽形狀的、由第2內(nèi)滾動圓do形成的外轉(zhuǎn)子的齒頂形狀必須滿足下述條件φDo＞φDi、以及φdi＞φdo。這里，所說的齒隙指的是在嚙合的過程中作用有內(nèi)轉(zhuǎn)子的載荷的齒面的相反側(cè)的齒面、與外轉(zhuǎn)子的齒面之間所產(chǎn)生的間隙。
另外，由于內(nèi)轉(zhuǎn)子與外轉(zhuǎn)子嚙合，所以必須滿足φDi+φdi＝2e以及φDo+φdo＝2e之中的任一個。
進而，在本發(fā)明中，為了使內(nèi)轉(zhuǎn)子210在外轉(zhuǎn)子220的內(nèi)側(cè)良好地旋轉(zhuǎn)并確保齒頂間隙、且達到恰當?shù)凝X隙大小，以減小嚙合阻力，使外轉(zhuǎn)子220的基圓bo的直徑較大，以使得在內(nèi)轉(zhuǎn)子210與外轉(zhuǎn)子220的嚙合位置上，內(nèi)轉(zhuǎn)子210的基圓bi與外轉(zhuǎn)子220的基圓bo不會接觸。
即滿足(n+1)·φbi＜n·φbo。
根據(jù)此式與式(Ia)、(Ib)，可以得到(φDi+φdi)＜(φDo+φdo)。另外，前述嚙合位置指的是，如圖8所示，外轉(zhuǎn)子側(cè)的內(nèi)齒221的齒頂與內(nèi)轉(zhuǎn)子側(cè)的外齒211的齒槽正對的位置。
另外，內(nèi)轉(zhuǎn)子210與外轉(zhuǎn)子220構(gòu)成為滿足0.005mm≤(φDo+φdo)-(φDi+φdi)≤0.070mm(mm毫米)...(Ic)(以下，將(φDo+φdo)-(φDi+φdi)簡稱為A)。
另外，在本實施方式中，滿足上述關(guān)系地構(gòu)成的內(nèi)轉(zhuǎn)子210(基圓bi為φbi＝65.00mm、第1外滾動圓Di為φDi＝3.90mm、第1內(nèi)滾動圓di為φdi＝2.60mm、齒數(shù)為n＝10)及外轉(zhuǎn)子220(外徑為φ87.0mm、基圓bo為φbo＝71.599mm、第2外滾動圓Do為φDo＝3.9135mm、第2內(nèi)滾動圓do為φdo＝2.5955mm)在偏心量e＝3.25mm的條件下組合而構(gòu)成油泵轉(zhuǎn)子組件。另外，在本實施方式中，兩轉(zhuǎn)子的齒寬(旋轉(zhuǎn)軸方向的大小)設定為10mm。而且，第1外滾動圓Di為φDi＝3.90mm、第1內(nèi)滾動圓di為φdi＝2.60mm、第2外滾動圓Do為φDo＝3.9135mm、第2內(nèi)滾動圓do為φdo＝2.5955mm，由此，A＝0.009mm(參照圖8)。
在殼體250上，沿形成于兩轉(zhuǎn)子210、220的齒面間的小室C之中的容積增大過程中的小室C形成有圓弧狀的吸入端口(未圖示)，并且沿容積減小過程中的小室C形成有圓弧狀的排出端口(未圖示)。
小室C在外齒211與內(nèi)齒221嚙合的過程的途中容積成為最小之后，當沿吸入端口移動之時使容積擴大從而吸入流體，在容積成為最大之后，當沿排出端口移動之時使容積減小從而排出流體。
另外，如果間隙A過小，則不能實現(xiàn)齒頂間隙與齒隙大小的合適化，從而不能降低內(nèi)轉(zhuǎn)子側(cè)的外齒211與外轉(zhuǎn)子側(cè)的內(nèi)齒221的嚙合噪音。
另一方面，如果間隙A過大，則不能實現(xiàn)內(nèi)轉(zhuǎn)子側(cè)的外齒211與外轉(zhuǎn)子側(cè)的內(nèi)齒221的齒高(齒在基圓的法線方向上的大小)之差、和厚度(齒在基圓的圓周方向上的大小)之差的合適化，在內(nèi)轉(zhuǎn)子、外轉(zhuǎn)子210、220的旋轉(zhuǎn)過程中，有時會產(chǎn)生沒有齒隙的部分。在這種情況下，不能實現(xiàn)兩轉(zhuǎn)子的良好旋轉(zhuǎn)，會導致機械效率的降低和因外齒211與內(nèi)齒221的沖撞而造成的噪音的產(chǎn)生。
因此，優(yōu)選地，使間隙A處于滿足0.005mm≤A≤0.070mm的范圍內(nèi)，在本實施方式中最優(yōu)選地為0.009mm。
在上述那樣構(gòu)成的油泵轉(zhuǎn)子組件中，外轉(zhuǎn)子220的齒頂?shù)凝X形與內(nèi)轉(zhuǎn)子210的齒槽的齒形大致相同。由此，如圖8所示，齒頂間隙tt確保為與以往相同，在這樣的狀態(tài)下基圓圓周方向上的間隙ts變小，所以在旋轉(zhuǎn)之時，兩轉(zhuǎn)子210、220相互所承受的沖擊變小。因此，特別是在油泵轉(zhuǎn)子組件內(nèi)產(chǎn)生的液壓微小，而且即使對該油泵轉(zhuǎn)子組件進行驅(qū)動的轉(zhuǎn)矩發(fā)生了變動，也可以避免外轉(zhuǎn)子側(cè)的內(nèi)齒221與內(nèi)轉(zhuǎn)子側(cè)的外齒211的沖撞的發(fā)生，所以可以可靠地實現(xiàn)油泵轉(zhuǎn)子組件的安靜性。而且，由于嚙合時的壓力方向相對于齒面成直角，所以兩轉(zhuǎn)子210、220之間的轉(zhuǎn)矩傳遞可以無滑動地高效進行，從而降低了因滑動阻力導致的發(fā)熱和噪音。
圖9中示出了對以往的油泵轉(zhuǎn)子組件中的各內(nèi)轉(zhuǎn)子的各旋轉(zhuǎn)角度位置上的齒隙(圖9中的虛線)、與本實施方式的油泵轉(zhuǎn)子組件中的內(nèi)轉(zhuǎn)子的各旋轉(zhuǎn)角度位置上的齒隙(圖9中的實線)進行比較的圖表。從該該圖表中可以看出，本實施方式的油泵轉(zhuǎn)子組件在前述嚙合位置與小室C的容積增加和減小的過程之中，與以往相比可以使齒隙更小，而且在小室C的容積成為最大的位置上，可以保證與以往同樣的齒隙。因此，在后者的情況下，可以確保容積成為最大之時的小室C的液密性，輸送效率可以維持在與以往同樣的水平上。另外，在圖9中只記載了內(nèi)轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)角從0°到198°的齒隙，這是因為從198°到396°的范圍內(nèi)，與圖9所示的198°到0°的范圍內(nèi)的齒隙變化是同樣(對稱)的，故而省略了記載。
在圖10中，示出了對使用以往的油泵轉(zhuǎn)子組件的情況下所產(chǎn)生的噪音、與使用本實施方式的油泵轉(zhuǎn)子組件的情況下所產(chǎn)生的噪音進行比較的圖表。從該圖表可以看出，本實施方式的油泵轉(zhuǎn)子組件如圖9所示，在嚙合位置與小室C的容積增加和減小的過程之中，與以往相比使齒隙更小，所以噪音比以往更小，從而可以提高安靜性。
另外，對于以上的實施方式中示出的各構(gòu)成部件，其各種形狀和組合等僅是一例，在不脫離本發(fā)明的主旨的范圍內(nèi)可以基于設計要求進行種種變更。
例如，對于構(gòu)成內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件的兩轉(zhuǎn)子，在上述實施方式中，采用了兩轉(zhuǎn)子具有由擺線形成的齒面形狀的所謂擺線轉(zhuǎn)子，但是也可以是由下述內(nèi)轉(zhuǎn)子和外轉(zhuǎn)子構(gòu)成的所謂次擺線轉(zhuǎn)子，所述內(nèi)轉(zhuǎn)子具有由使在中心位于次擺線上的軌跡圓沿該次擺線移動時的包絡線形成的齒面形狀，所述外轉(zhuǎn)子與該內(nèi)轉(zhuǎn)子嚙合，只要是滿足上述間隙的條件的轉(zhuǎn)子即可，具有任何齒面形狀的轉(zhuǎn)子均可。
工業(yè)實用性如以上說明的那樣，根據(jù)本發(fā)明的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件，形成小室的兩轉(zhuǎn)子間的間隙在嚙合部分成為最小之后，持續(xù)增大而成為最大，所以在嚙合部分上的齒隙較小，從而可以確保對嚙合不起作用的部分上的間隙。
另外，根據(jù)本發(fā)明的其他方式的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件，形成小室的兩轉(zhuǎn)子間的間隙成為最大之后，持續(xù)減小而在嚙合部分成為最小，所以嚙合部分上的齒隙較小，從而可以確保對嚙合不起作用的部分上的間隙。
因此，在滑動成分最小的部分，外齒與內(nèi)齒嚙合并傳遞旋轉(zhuǎn)力，在滑動成分較大的部分，外齒與內(nèi)齒難以嚙合，所以可以實現(xiàn)噪音和摩擦小且機械效率高的內(nèi)嚙合型油泵。
根據(jù)本發(fā)明的其他方式的內(nèi)嚙合型油泵轉(zhuǎn)子組件，可以使以往所采用的、使用擺線形成的擺線轉(zhuǎn)子和使用次擺線形成的次擺線轉(zhuǎn)子更加低噪音·低摩擦化，從而可以實現(xiàn)性能更高的內(nèi)嚙合型油泵。
權(quán)利要求
1.一種油泵轉(zhuǎn)子組件，是構(gòu)成油泵的油泵轉(zhuǎn)子組件，所述油泵是具有n(n為自然數(shù))個外齒的內(nèi)轉(zhuǎn)子與具有(n+1)個內(nèi)齒的外轉(zhuǎn)子嚙合、通過形成于其齒面間的多個小室的容積變化來在內(nèi)·外轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)過程中吸入·排出流體的油泵，其特征在于，設容積成為最小的前述小室處的兩轉(zhuǎn)子齒面間的間隙大小為a，設容積擴大過程中的前述小室處的兩轉(zhuǎn)子齒面間的間隙大小為b，設容積成為最大的前述小室處的兩轉(zhuǎn)子齒面間的間隙大小為c，則a≤b≤c而且a＜c，進而，對于前述間隙b，若設旋轉(zhuǎn)方向后方側(cè)的小室處的間隙的大小為b1，設旋轉(zhuǎn)方向前方側(cè)的小室處的間隙的大小為b2，則滿足b1≤b2的關(guān)系。
2.如權(quán)利要求1所述的油泵轉(zhuǎn)子組件，如果設容積減小過程之中的前述小室處的兩轉(zhuǎn)子齒面間的間隙的大小為d，則a≤b≤c且a＜c且a≤d≤c，進而，對于前述間隙d，若設旋轉(zhuǎn)方向后方側(cè)的小室處的間隙的大小為d1，設旋轉(zhuǎn)方向前方側(cè)的小室處的間隙的大小為d2，則滿足d1≥d2的關(guān)系。
3.一種油泵轉(zhuǎn)子組件，是構(gòu)成油泵的油泵轉(zhuǎn)子組件，所述油泵是具有n(n為自然數(shù))個外齒的內(nèi)轉(zhuǎn)子與具有(n+1)個內(nèi)齒的外轉(zhuǎn)子嚙合、通過形成于其齒面間的多個小室的容積變化來在內(nèi)·外轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)過程中吸入·排出流體的油泵，其特征在于，形成容積從最小擴大到最大過程中的前述小室的兩轉(zhuǎn)子齒面間的間隙伴隨著前述小室的旋轉(zhuǎn)移動而逐漸增大。
4.如權(quán)利要求3所述的油泵轉(zhuǎn)子組件，形成容積從最大縮小到最小過程中的前述小室的兩轉(zhuǎn)子齒面間的間隙伴隨著前述小室的旋轉(zhuǎn)移動而逐漸縮小。
5.如權(quán)利要求1至4的任一項所述的油泵轉(zhuǎn)子組件，前述外轉(zhuǎn)子和內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒面分別是使用由無滑動地在基圓上滾動的滾動圓的軌跡所生成的擺線而形成的。
6.如權(quán)利要求1至4的任一項所述的油泵轉(zhuǎn)子組件，前述內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒面是使用次擺線包絡線而形成的，所述次擺線包絡線是由在次擺線上具有中心的軌跡圓沿該次擺線移動時的包絡線生成的，前述外轉(zhuǎn)子的齒頂是使用與前述軌跡圓相同直徑的圓弧曲線形成的。
7.如權(quán)利要求1或3所述的油泵轉(zhuǎn)子組件，內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒形形成為，以與基圓Di外切且無滑動地滾動的第1外滾動圓Ai所生成的外擺線作為齒頂?shù)凝X形，以由與基圓Di內(nèi)切且無滑動地滾動的第1內(nèi)滾動圓Bi所生成的內(nèi)擺線作為齒槽的齒形；外轉(zhuǎn)子的齒形形成為，以與基圓Do外切且無滑動地滾動的第2外滾動圓Ao所生成的外擺線作為齒槽的齒形，以由與基圓Do內(nèi)切且無滑動地滾動的第2內(nèi)滾動圓Bo所生成的內(nèi)擺線作為齒頂?shù)凝X形，當設內(nèi)轉(zhuǎn)子的基圓Di的直徑為φDi，設第1外滾動圓Ai的直徑為φAi，設第1內(nèi)滾動圓Bi的直徑為φBi，設外轉(zhuǎn)子120的基圓Do的直徑為φDo，設第2外滾動圓Ao的直徑為φAo，設第2內(nèi)滾動圓Bo的直徑為φBo，設內(nèi)轉(zhuǎn)子的齒頂與外轉(zhuǎn)子的齒頂?shù)拈g隙大小為t(≠0)之時，內(nèi)轉(zhuǎn)子與外轉(zhuǎn)子構(gòu)成為滿足下述關(guān)系φBo＝φBi，而且φDo＝φDi·(n+1)/n+t·(n+1)/(n+2)φAo＝φAi+t/(n+2)。
8.如權(quán)利要求1或3所述的油泵轉(zhuǎn)子組件，前述內(nèi)轉(zhuǎn)子形成為，以由與其基圓bi外切且無滑動地滾動的第1外滾動圓Di所生成的外擺線作為齒頂?shù)凝X形，以由與基圓bi內(nèi)切且無滑動地滾動的第1內(nèi)滾動圓di所生成的內(nèi)擺線作為齒槽的齒形，前述外轉(zhuǎn)子形成為，以由與其基圓bo外切且無滑動地滾動的第2外滾動圓Do所生成的外擺線作為齒槽的齒形，以由與基圓bo內(nèi)切且無滑動地滾動的第2內(nèi)滾動圓do所生成的內(nèi)擺線作為齒頂?shù)凝X形，當設內(nèi)轉(zhuǎn)子的基圓bi的直徑為φbi，設第1外滾動圓Di的直徑為φDi，設第1內(nèi)滾動圓di的直徑為φdi，設外轉(zhuǎn)子的基圓bo的直徑為φbo，設第2外滾動圓Do的直徑為φDo，設第2內(nèi)滾動圓do的直徑為φdo，設內(nèi)轉(zhuǎn)子與外轉(zhuǎn)子的偏心量為e之時，內(nèi)轉(zhuǎn)子與外轉(zhuǎn)子處于φbi＝n·(φDi+φdi)、φbo＝(n+1)·(φDo+φdo)的關(guān)系之下，而且滿足φDi+φdi＝2e或者φDo+φdo＝2e，還滿足φDo＞φDi、φdi＞φdo、(φDi+φdi)＜(φDo+φdo)。
全文摘要
本發(fā)明是一種構(gòu)成油泵的油泵轉(zhuǎn)子組件，所述油泵是具有n(n為自然數(shù))個外齒的內(nèi)轉(zhuǎn)子(20)與具有(n+1)個內(nèi)齒的外轉(zhuǎn)子(10)嚙合、通過形成于其齒面間的多個小室(R)的容積變化來吸入·排出流體的油泵。該油泵轉(zhuǎn)子組件構(gòu)成為，若設容積成為最小的小室(R)處的兩轉(zhuǎn)子(20、10)齒面間的間隙大小為a，設容積擴大過程中的小室(R)處的兩轉(zhuǎn)子(20、10)齒面間的間隙大小為b，設容積成為最大的小室(R)處的兩轉(zhuǎn)子(20、10)齒面間的間隙大小為c，則滿足a≤b≤c而且a＜c。
文檔編號F04C2/08GK1708647SQ20038010204
公開日2005年12月14日 申請日期2003年10月29日 優(yōu)先權(quán)日2002年10月29日
發(fā)明者細野克明 申請人:三菱麻鐵里亞爾株式會社