内接齿轮式泵 |
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| 申请号 | CN201210437517.8 | 申请日 | 2012-11-06 | 公开(公告)号 | CN103089609B | 公开(公告)日 | 2017-04-12 |
| 申请人 | 株式会社山田制作所; | 发明人 | 藤木谦一; 井筒正人; | ||||
| 摘要 | 提供一种能够提高容积效率的内接 齿轮 式 泵 。在内 转子 （1）和外转子（2）配置在转子收纳室（4）中的内接齿轮式泵中，内转子和外转子为，在令偏心量为（e）、令内转子的齿根直径为（d）以及齿数为（N）时，满足e＞d/[2（N‑2）]。最深 啮合 部（S1）位于连结内转子（1）的中心（P1）和外转子（2）的中心（P2）的线附近，并且转子收纳室（4）的中心（P4）从与外转子（2）的中心（P2）为同一中心的状态向最深啮合部（S1）侧偏置比顶端间隙（Tc）小的量，所述顶端间隙是吸入口（41）的终端侧（41t）和排出口（42）的始端侧（42f）之间的密封凸缘（43）附近的内转子（1）的齿顶与外转子（2）的齿顶的间隙。 | ||||||
| 权利要求 | |||||||
| 说明书全文 | 内接齿轮式泵技术领域[0001] 本发明涉及一种能够提高容积效率的内接齿轮式泵。 背景技术[0003] 首先，在日本特开昭55-148992号中，内转子的齿开始推压外转子的齿（或者开始啮合）的是最深啮合部。由此，对外转子从最深啮合部向转子的旋转方向前侧施加力。即，相对于为最大腔容积部的运送侧，对外转子施加大致横向的力。 [0004] 国际公开WO2008/111270号中的油泵转子为，专利内转子的外齿形状（U1in、U2in）如下地构成：对于由数学曲线构成的齿形形状（U′1、U′2）一边维持齿顶圆（A1）的半径（RA1）和齿槽圆（A2）的半径（RA2）之间的距离一边进行的向周方向的变形（U1、U2）、和向径方向的变形（U1in、U2in）。 [0005] 基于该内转子10以及外转子20的齿形形状而求得内转子的齿与外转子的齿啮合的区域。例如在专利文献2公开的图10所示的油泵的例子中，齿槽侧啮合点b和齿顶侧啮合点a之间的曲线为内转子10以及外转子20啮合的区域。 [0006] 即，在内转子10旋转时，在内转子10的外齿11a中，在齿槽侧啮合点b处内转子10与外转子20开始啮合（参照国际公开WO2008/111270号的图10（a））。然后，啮合点慢慢地向外齿11a的齿顶侧滑动，最终在齿顶侧啮合点a处内转子10与外转子20变为不啮合（参照国际公开WO2008/111270号的图10（b））。 [0007] 这样地，在国际公开WO2008/111270号中，内转子与外转子开始啮合的是比最深啮合部靠转子的旋转方向的负侧，变为不啮合的是比最深啮合部靠转子的旋转方向的正侧。由此，向外转子从最深啮合部向转子的旋转方向前侧施加力，相对于为最大腔容积部的运送侧为大致横向的力。 [0008] 专利文献1：日本特开昭55-148992号公报。 [0009] 专利文献2：国际公开W02008/111270号公报。 [0010] 对于特开昭55-148992号，在余摆线转子中，内转子与外转子开始啮合的是最深啮合部。由此，对外转子从最深啮合部向转子的旋转方向前侧施加力，相对于为最大腔容积部的运送侧，从内转子向外转子施加的力为横向的力。因此，并不是令运送侧的顶端间隙变小的方向的力。因而，运送侧的顶端间隙不会变小，泄露不会变小，所以无法提高容积效率。 [0011] 对于国际公开W02008/111270号，在比最深啮合部靠旋转方向的负向的位置处内转子与外转子开始啮合，在旋转方向的正向的位置处啮合结束。 [0012] 最深啮合部为零，啮合范围为从旋转方向负变为旋转方向正，所以从内转子向外转子施加的力的方向相对于为最大腔容积部的运送侧，从内转子向外转子施加的力变为横向的力，不是令运送侧的顶端间隙减小的方向的力。因而，无法减小运送侧的顶端间隙，泄露不会减小，因而无法提高容积效率。 发明内容[0013] 本发明的目的（所要解决的技术课题）为，在内接齿轮式泵中，通过减小运送侧的顶端间隙，减小从排出侧向吸入侧的泄露，提高容积效率（相对于理论排出量的实际地排出的流量）。 [0014] 因此，发明者为了解决上述课题而反复进行锐意研究，结果通过令第1发明为一种内接齿轮式泵而解决了上述课题，所述内接齿轮式泵为，在转子收纳室中配置内转子和外转子，其中，上述内转子和上述外转子为，在偏心量为e，上述内转子的齿根直径为d以及齿数为N时，满足e＞d/[2（N-2）]。 [0015] 通过令第2发明为一种内接齿轮式泵而解决了上述课题，在第1发明中，最深啮合部位于连结上述内转子的中心与上述外转子的中心的线的附近，并且上述转子收纳室的中心从与上述外转子的中心为同一中心的状态向上述最深啮合部侧偏置比下述顶端间隙小的量，所述顶端间隙是吸入口的终端侧和排出口的始端侧之间的密封凸缘附近的内转子的齿顶与外转子的齿顶的间隙。 [0016] 通过令第3发明为一种内接齿轮式泵而解决了上述课题，在第1或者第2发明中，上述内转子的齿形由组合多个椭圆及圆或者高次曲线而成的曲线形成。 [0017] 【发明的效果】 [0018] 在第1发明中，内转子和外转子为，在偏心量为e、上述内转子的齿根直径为d以及齿数为N时，满足e＞d/[2（N-2）]，从而能够具有比通常的余摆线齿形的内转子和外转子的齿数多的齿数，能够提高泵效率。此外，与通常的由余摆线绘出的转子尺寸相同，所以壳体的转子收纳室的大小不会变化，能够容易地变更为理论排出量大的转子。 [0019] 在第2发明中，通过令转子收纳室的中心位置向由内转子和外转子构成的最深啮合部侧偏置（变更位置），在泵的工作中，即便外转子从最大腔容积侧向最深啮合部侧摆动，也能够令外转子的旋转中心的位置与转子收纳室的直径中心的位置大致一致。 [0020] 而且，外转子为，与转子收纳室的径向间隙沿外周（360°）均一，外转子的旋转能够顺畅地进行。此外，内转子与外转子的啮合范围是比最深啮合部靠旋转方向的负侧的范围，从而运送侧的最大腔容积部中的内转子和外转子的顶端间隙变小，能够抑制从最大腔容积部的泄露，能够提高容积效率。 [0022] 图1是本发明的偏置后的主视图。 [0023] 图2（A）是转子收纳室偏置前的主视图，（B）是转子收纳室偏置后的主视图。 [0024] 图3（A）是图1的（α）部放大图，（B）是图1的（β）部放大图。 [0025] 图4（A）是泵工作状态的偏置后的转子收纳室的中心与外转子的旋转中心一致的状态的主视图，（B）是（A）的（γ）部放大图，（C）是（A）的（ε）部放大图。 [0026] 附图标记说明 [0027] 1…内转子，2…外转子，4…转子收纳室，41…吸入口，42…排出口，43…密封凸缘，L…基准线，S1…最深啮合部，S2…最大腔容积部，Tc…顶端间隙，Rc…径向间隙，P1…（内转子1的）旋转中心，P2…（外转子2的）旋转中心。 具体实施方式[0028] 以下，基于附图说明本发明的实施方式。在本发明中，泵转子构成内接齿轮式泵的转子，具体而言，由内转子1和外转子2构成（参照图1）。内转子1是外齿型的齿轮，外转子2是内齿型的齿轮。在图1中，从啮合开始到啮合结束的范围内所记载的双点划线的箭头表示从内转子1向外转子2施加的力。 [0029] 而且，泵转子不是余摆线齿形，是实现了理论排出量的增大的所谓的高容积齿形。高容积齿形，例如内转子1的齿形11由组合多个椭圆及圆、或者高次曲线而成的曲线形成。 [0030] 在本发明中，在泵转子中，令内转子1的旋转中心为P1，令外转子2的旋转中心为P2，令其偏心量为e。此外，令内转子1的齿根直径为d，令内转子1的齿数为N。而且，内转子1以及外转子2构成为满足下式。 [0031] 【数1】 [0032] e＞d/[2（N-2）] [0033] 由满足了上式的设定绘出的转子如以下所述那样，在令连结外转子2的中心P2与内转子1的中心P1的线（以下称为基准线L）上的最深啮合部S1的位置为零时，内转子1与外转子2的啮合在旋转方向中负侧的区域。 [0034] 内转子1与外转子2啮合的范围为旋转方向正侧的区域的通常的余摆线齿形的内转子时，适用下式。 [0035] 【数2】 [0036] e≤d[2（N-2）] [0037] 而且，对偏心量e、齿根直径d代入具体地能够实施的数值，对齿数N，对本发明的内转子1和以往类型的余摆线齿形的内转子的齿数进行比较。 [0038] 【表1】 [0039] 本发明的齿形 余摆线齿形 偏心量e 2.7mm 2.7mm 齿根直径d 23mm 23mm 齿数N 7个 5个 [0040] 从其结果可知，本发明的内转子1与余摆线型的内转子相比能够令齿数N增多，进而能够提高泵效率。 [0041] 内转子1起到驱动齿轮的作用，外转子2是伴随着内转子1的驱动而运动的从动齿轮。驱动轴3令内转子1旋转，该内转子1与外转子2啮合，随着内转子1的旋转而外转子2旋转。 [0042] 此时，内转子1和外转子2的啮合开始的位置位于比最深啮合部S1靠旋转方向后方侧，所述最深啮合部S1位于连结外转子2的中心P2和内转子1的中心P1的基准线L上。最深啮合部S1是内转子1的齿形11和外转子2的齿形21最深地啮合的部位。此外，啮合结束的位置是从啮合开始的位置在旋转方向后方送出了1齿量的位置（参照图1）。 [0043] 内转子1和外转子2的啮合开始的位置与啮合结束的位置都位于旋转方向的负侧的位置，所以从内转子1向外转子2施加的力是向最深啮合部S1侧的位置产生的力、且是从最大腔容积部S2朝向最深啮合部S1的方向的力。即，向外转子2如图1所示地作用从上方侧向下方侧且沿着旋转方向的力。 [0044] 由此，在运送侧中，外转子2变为被向内转子1推压的状态，外转子2向下方侧移动，从而运送侧的顶端间隙Tc减少，下方侧的径向间隙Rc减少。具体而言，径向间隙Rc的间隙量dr减少与顶端间隙Tc的间隙量dt所减少的量对应的量。 [0045] 在此，顶端间隙Tc是为最大腔容积时的运送侧的吸入口41的终端侧41t和排出口42的始端侧42f之间的分隔件即密封凸缘43附近的内转子1的（齿形11的）齿顶和外转子2的（齿形21的）齿顶之间的间隙（参照图1、图3（A））。此外，径向间隙Rc是外转子2的外周与转子收纳室4的内周的间隙。径向间隙Rc需要设定为大于顶端间隙Tc。 [0046] 如上所述，外转子2从内转子1被向最深啮合部S1侧推压，所以外转子2要向最深啮合部S1侧移动。 [0047] 顶端间隙Tc设定为小于径向间隙Rc，所以即便外转子2向运送侧的顶端间隙Tc被堵住的方向移动，也不会与转子收纳室4碰撞，所述转子收纳室4与外转子2设定于通常（以往）的位置时的外转子2的中心以同心圆设定，但通过令转子收纳室4向最深啮合部S1侧偏置堵住了的顶端间隙Tc的量，外转子2的旋转变为更为稳定的方向。 [0048] 接着说明转子收纳室4的偏置。首先，转子收纳室4的偏置中的移动量m为，在泵的非动作时（停止时），假想地设定外转子2的旋转中心P2和转子收纳室4的中心P4一致的状态。图2（A）为上述的假想设定的状态且内转子1以及外转子2由虚拟线示出。在此，径向间隙Rc的间隙量dr比顶端间隙Tc的间隙量dt大。 [0049] 而且，图1、图2（B）以及图3表示转子收纳室4偏置了的状态。偏置前的转子收纳室4的中心为与外转子2的旋转中心P2相同的位置（参照图2（A）），但由于转子收纳室4被偏置了，在泵没有动作时，转子中心P4和旋转中心P2为不同的位置（参照图2（B）、图3）。 [0050] 内转子1和外转子2的啮合范围为旋转方向的负侧的范围，所以外转子2向缩窄（减小）顶端间隙Tc的间隙量dt的方向摆动（参照图3（A））。 [0051] 在此，转子收纳室4的偏置的移动量m为从最大腔容积部S2朝向最深啮合部S1的方向、或者为在上述基准线L中从外转子2的旋转中心P2朝向内转子1的旋转中心P1的方向，且是比顶端间隙Tc的间隙量小的量的范围。 [0052] 而且，径向间隙Rc的间隙量dr比顶端间隙Tc的间隙量dt大，所以转子收纳室4的偏置的移动量m、顶端间隙Tc的间隙量dt以及径向间隙Rc的间隙量dr的关系变为下式。 [0053] 即，为【数3】 [0054] m＜dt＜dr。 [0055] 由此，能够吸收外转子2的位置移动导致的摆动的量。包含上述顶端间隙Tc，其他的全部的顶端间隙通常设定为约50μm，上述径向间隙Rc通常设定为约75μm。 [0056] 图4表示在转子收纳室4偏置了的状态下，在泵工作时，在外转子2旋转时，外转子2的旋转中心P2与转子收纳室4的中心P4的一致。而且，顶端间隙Tc由于外转子2的摆动而变小（参照图4（A）），转子收纳室4的中心P4与外转子2的旋转中心P2接近，中心P4与旋转中心P2为其位置大致一致的状态（参照图4（A））。 [0057] 即，转子收纳室4的位置向最深啮合部S1侧偏置，从而在由于内转子1和外转子2的啮合范围为旋转方向的负侧的范围而外转子2向最深啮合部S1侧摆动的状态下，外转子2的旋转中心P2和转子收纳室4的中心P4大致一致，能够令外转子2与转子收纳室4的径向间隙Rc在全周范围内均一，外转子2的旋转能够圆滑地进行（参照图4）。 [0058] 如以上所述，本发明的内接齿轮式泵是在转子收纳室4中配置内转子1和外转子2的内接齿轮式泵，其特征在于，上述内转子1与上述外转子2为，在令各自的中心P1和中心P2的偏心量为e，令上述内转子1的齿根直径为d以及齿数为N时，满足e＞d/[2（N-2）]。 [0059] 进而，在上述的构成中，其特征在于，最深啮合部S1位于连结上述内转子1的中心P1和上述外转子2的中心P2的线L的附近，并且上述转子收纳室4的中心P4从与上述外转子2的中心P2为同一中心的状态向上述最深啮合部S1侧偏置比顶端间隙Tc小的量（移动量m），所述顶端间隙Tc是吸入口41的终端侧41t和排出口42的始端侧42f之间的密封凸缘43附近的内转子1的齿顶和外转子2的齿顶的间隙。进而，除了上述构成之外，其特征在于，上述内转子1的齿形11由组合多个椭圆及圆或者高次曲线而成的曲线形成。 [0060] 而且，在上述的构成中，在没有偏置的状态下，上述转子收纳室4和上述外转子2的径向间隙Rc的间隙量dr大于上述顶端间隙Tc的间隙量dt，且偏置的上述转子收纳室4的移动量m设定为比上述顶端间隙Tc的间隙量dt小的范围，上述顶端间隙Tc的间隙量dt和上述径向间隙Rc的间隙量dr与上述偏置的移动量m的关系为m＜dt＜dr。 |
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