内接型ギヤポンプ

本発明は、請求項１の前文に記載した内接型ギヤポンプ、および請求項１２の前文に記載した高圧噴射システムに関する。

内接型ギヤポンプまたはトロコイドポンプは、インナーギヤおよびアウターギヤを有している。 インナーギヤおよびアウターギヤの複数の歯は互いに噛み合い、インナーギヤとアウターギヤとの間に作業スペースを形成する。 この場合、作業スペースは、流入作業スペースと流出作業スペースとに分割されている。 従って、流入作業スペースは内接型ギヤポンプの吸入側を形成し、流出作業スペースは吐出側を形成する。 流入作業スペース内に流入通路が開口し、流出作業スペース内に流出通路が開口する。 この場合、一方のギヤが駆動され、インナーギヤおよびアウターギヤの歯の１つの接点において、駆動されるギヤから駆動されないギヤへトルクが伝達される。 この接点において、接触し合う２つの歯の駆動側面が互いに重なり合う。

噛み合い個所に向き合あう歯先個所がインナーギヤとアウターギヤとの間に存在する。 この歯先個所においては、トルクがアウターギヤからインナーギヤへ伝達されず、流入作業スペースと流出作業スペースとの間に漏れ損失が発生する。 つまり圧力下にある流体が流出作業スペースから流入作業スペースへ流入する。 製造精度および熱変形を補正するために、歯先個所において、インナーギヤとアウターギヤとの間に遊びが設けられていることにより、漏れが発生する。

また、いわゆる「エッカーレの原理“Ｅｃｋｅｒｌｅ−Ｐｒｉｚｉｐ”」に従って、歯先個所の領域内においてインナーギヤおよびアウターギヤにプリロード圧力を加えることが公知である。 これによって、歯先個所における漏れ損失は避けられるか、または減少させることができるが、インナーギヤおよびアウターギヤの歯が強く摩耗せしめられ、歯先個所の機械的な摩擦損失が著しく増大し、これによって内接型ギヤポンプの効率が低下するか若しくはエネルギ損失が増大する。

この場合、理論的に数学的な演算に基づいて、インナーギヤおよびアウターギヤを、インナーギヤのすべての歯がアウターギヤのすべての歯に接触するように、構成することが可能であり、それによって漏れが生じないようになっている。 例えばアウターギヤの複数の歯は、アウターギヤの回転軸線に対して垂直な断面図で見て円の弓形の形状を有していて、アウターギヤの複数の歯の形状に基づいて、インナーギヤの複数の歯の構成が得られる。 これは例えば、非特許文献１に記載されている。 しかしながら、このような形式のギヤポンプは実際に製造することができない。 何故ならば、製造精度および熱変形に基づいて組立が不可能であり、しかも運転中に、インナーギヤの歯とアウターギヤの歯との間に非常に高いプリロード圧力および摩擦損失が発生するからである。

特許文献１によれば、複数の閉鎖された圧送隔室を有するベーンポンプまたは内軸受式ギヤポンプが公知であり、前記圧送隔室の体積は、回転運動中に最小値から最大値に、また逆転して最大値から最小値に変化する。 このポンプは、特に内燃機関の燃料圧送のために使用される。 このポンプは、軸方向で圧送隔室内に侵入する吸入通路および吐出通路を有しており、この吸入通路および吐出通路の開口横断面は、内側のシールなしで圧送するために設計されているが、内側のシールは、ポンプ部分の軸方向面に当てつけられた、逆止弁を形成する定置のスラストワッシャによって得られている。

特許文献２によれば、少なくとも２つの歯車機械を備えた容積形機械が公知であり、前記歯車機械に固有のまたは共通の液圧回路が対応配置されていて、前記歯車機械の共通の圧送流が制御部材によって変えられるようになっており、この制御部材は容積形機械のハウジング部分内に配置されている。

特許文献３には、内歯を有する少なくとも１つのリングギヤ、および該リングギヤに噛み合う外歯を有するロータを備えた内接型ギヤポンプが開示されており、この内接型ギヤポンプはさらに、クレセント（三日月形部材）を有しているかまたは有しておらず、電動駆動装置を備えており、この電動駆動装置は、リングギヤがブラシレス電動機の回転子の内部に配置され、回転子に隣接して固定子が配置されていることによって形成されており、この場合、リングギヤを含む回転子は、軸受または滑り軸受に偏心的に回転可能に保持されていて、固定子は回転子に対して、およびポンプの内部に対して遮蔽されかつシールされていることで、固定子と回転子との間に存在する、軸受または滑り軸受が液体を通さないように、かつ両端面側で以ってそれぞれ閉鎖カバーにシール接続されている。

本発明による、流体を圧送するための、特に自動車用の内接型ギヤポンプは、内歯リングギヤを備えたインナーギヤと、外歯リングギヤを備えたアウターギヤとを有し、この場合、インナーギヤおよびアウターギヤの複数の歯が互いに噛み合い、インナーギヤまたはアウターギヤが駆動されており、インナーギヤとアウターギヤとの間に作業スペースが形成されていて、該作業スペースが、流入作業スペースと流出作業スペースとに分割されており、さらに、圧送しようとする流体を流入作業スペース内に導入するための、流入作業スペース内に開口する流入通路と、圧送しようとする流体を流出作業スペースから導出するための、流出作業スペース内に開口する流出通路とを有しており、好ましくは流入作業スペースと流出作業スペースが、インナーギヤとアウターギヤとの間の歯先個所および噛み合い個所で互いに分離されており、インナーギヤの複数の歯およびアウターギヤの複数の歯がそれぞれ、駆動側面と、該駆動側面とは反対側のフリー側面とを有していてインナーギヤの駆動側面とアウターギヤの駆動側面とが、駆動されるギヤから駆動されないギヤにトルクを伝達するために、互いに重なり合っており、この場合、インナーギヤおよび／またはアウターギヤの駆動側面の形状は、インナーギヤおよびアウターギヤの少なくとも２つの歯が互いに重なり合っていて、歯先個所において、インナーギヤの複数の歯とアウターギヤの複数の歯との間に間隔または遊びが存在するように、構成されている。 これによって、好適な形式で、インナーギヤおよびアウターギヤの複数の歯が接触し合うので、それによって一方では、複数の歯が駆動側面において互いに重なり合い若しくは接触しているときに、流入作業スペースまたは流出作業スペースの領域内に漏れが発生することはなく、他方では、歯先個所において、およびインナーギヤおよびアウターギヤの複数の歯の間の歯先個所の近傍において遊びまたは間隔が存在することにより、インナーギヤおよびアウターギヤの組立が可能であり、インナーギヤおよびアウターギヤの複数の歯の間に非常に僅かなプリロード圧力および摩擦損失しか発生しない。

追加的な実施例によれば、インナーギヤおよび／またはアウターギヤのフリー側面の形状は、インナーギヤおよびアウターギヤの複数の歯が、フリー側面に間隔または遊びを有するように、構成されている。 これによって好適な形式で、実質的にフリー側面に摩擦力またはプリロード圧力が発生することはなく、駆動側面において発生するプリロード圧力は非常に僅かであり、プリロード圧力は実質的に、駆動されるギヤから駆動されないギヤに伝達するために必要な押圧力に相当するだけある。

別の変化例によれば、インナーギヤの複数の歯およびアウターギヤの複数の歯が歯先を有していて、インナーギヤおよび／またはアウターギヤの、この歯先の形状は、インナーギヤの複数の歯の歯先が、アウターギヤの複数の歯、特に歯先、および複数の歯のフリー側面に接触しないように、かつ／またはアウターギヤの複数の歯の歯先が、インナーギヤの複数の歯、特に前記歯先、および複数の歯のフリー側面に接触しないように、構成されている。 これによって好適な形式で、歯先、特に歯先個所に、実質的にプリロード圧力および摩擦力が発生することはない。

好適な形式で、インナーギヤおよびアウターギヤの複数の歯の歯先が、それぞれのインナーギヤおよびアウターギヤの回転軸線に向かっての、インナーギヤおよびアウタ−ギヤの複数の歯の半径方向の寸法の最後の３０％、２０％または１０％であり、好適には、駆動側面および／またはフリー側面が、インナーギヤおよびアウターギヤの複数の歯の歯先の外側に形成されている。

補足的な変化例によれば、インナーギヤおよびアウターギヤの複数の歯のフリー側面および／または歯先個所における、インナーギヤおよびアウターギヤの複数の歯の間の間隔または遊びが、少なくとも５μｍ，１０μｍ，２０μｍ、４０μｍまたは６０μｍであるか、および／または２００μｍ、１５０μｍ，１００μｍまたは８０μｍより小さいか、および／または１０μｍと１５０μｍとの間、特に２０μｍと１００μｍとの間である。 この大きさの遊びまたは間隔は、製造精度および熱変形を補正するために必要である。

追加的な実施例によれば、インナーギヤおよび／またはアウターギヤの駆動側面の形状は、インナーギヤおよびアウターギヤの少なくとも３つ、４つまたは５つの歯が互いに重なり合うように構成されている。 これによって、流入または流出作業スペースの広い範囲において漏れが発生することはない。

好適には、内接型ギヤポンプはトロコイドポンプである。

別の実施態様によれば、内接型ギヤポンプは、固定子および回転子を備えた電動機を有していて、駆動されるギヤが回転子によって形成されている。

補足的な実施態様によれば、駆動されるギヤ内に、回転子の永久磁石が取り付けられているかまたは組み込まれている。

好適な形式で、固定子は、回転子の周りに同心的に形成されている。

別の実施例によれば、アウターギヤまたはインナーギヤは回転子によって形成されている。

特に、アウターギヤまたはインナーギヤ内に回転子の永久磁石が取り付けられているかまたは組み込まれている。

別の実施例によれば、流入通路が部分的にのみ、拡大する体積を有する流入作業スペース内に開口していて、流出通路が、縮小する体積を有する流出作業スペース内に、およびさらに部分的に流入作業スペース内に開口している。

追加的な変化例によれば、流入角度範囲が、圧力角範囲と同じかまたはこれよりも大きく、流出角度範囲が１８０°よりも大きく、従ってシール角範囲に接点は存在せず、好適な形式ですべての接点が流入角度範囲に存在するか、または、流入角度範囲が圧力角範囲よりも小さく、流出角度範囲が１８０°よりも大きいことによって、前記シール角範囲に接点が存在する。 流入角度範囲と流出角度範囲との間のシール角範囲に接点が存在しなければ、小さい遊びまたは小さい間隔に基づいて、流入通路と流出通路との間に僅かな漏れしか発生しない。 この場合、最後の接点の遊びまたは間隔は、歯先個所における歯の歯先に向かって次第に大きくなる。 例えば、歯先個所に向かう方向で見て、最後の歯の後ろの第１の歯がシール角範囲に設けられていれば、僅かな遊びまたは僅かな間隔に基づいて僅かな漏れしか発生しない。 シール角範囲に接点が設けられていれば、流入通路と流出通路との間において実質的に漏れは発生しない。 何故ならば、接点においては、接触に基づいてほぼ完全なシールが保証されているからである。

補足的な実施例によれば、流出通路が部分的にのみ、縮小する体積を有する流出作業スペース内に開口しており、流入通路が、拡大する体積を有する流入作業スペース内に開口していて、さらに流出作業スペース内に部分的に開口している。

別の実施態様によれば、流出角度範囲が、圧力角範囲と同じかまたはこれよりも大きく、前記流入角度範囲が１８０°よりも大きいことによって、シール角範囲に接点が存在せず、好適にはすべての接点が流出角度範囲に存在するか、または、流出角度範囲が圧力角範囲よりも小さく、流入角度範囲が１８０°よりも大きいことにより、シール角範囲に接点が存在する。

補足的な変化例によれば、圧力角範囲は、駆動されるインナーギヤにおいては走行方向で噛み合い個所から始まっており、駆動されるアウターギヤにおいては走行方向とは逆方向で噛み合い個所から始まっている。

好適な形式で、歯は、噛み合い個所において仮想の１つの接点だけを有している。

別の実施例によれば、流入角度範囲および流出角度範囲は噛み合い個所を起点としてそれぞれ逆方向に広がっており、好適には流入角度範囲が流入通路の端部で終わっていて、流出角度範囲が有利には流出通路の端部で終わっているか、またはそれとは異なり、流入角度範囲は流入通路にだけ設けられていて、流出角度範囲は流出通路にのみ設けられている。

特に自動車用の内燃機関のための、本発明による高圧噴射システムは、高圧ポンプと、高圧レールと、燃料を燃料タンクから前記高圧ポンプに圧送するための、好適には電動式のフィードポンプとを有しており、このフィードポンプが、本特許明細書に記載されたフィードポンプに従って構成されている。

変化実施例によれば、インナーギヤとアウターギヤとは、互いに偏心的に軸受けされている。

好適な形式で、有利には組み込まれた電動機を有するポンプは、有利には電磁石への給電を制御するための電子制御ユニットを有しており、かつ／またはポンプの電動機は電子整流された電動機である。

好適な形式で、フィードポンプのハウジングおよび／または高圧ポンプのハウジングおよび／またはインナーギヤおよび／またはアウターギヤは、少なくとも部分的に、特に完全にメタル例えば鋼またはアルミニウムより成っている。

好適な形式で、圧力角範囲は、流入通路または流出通路の寸法に相当する。

特に、電動式のフィードポンプの吐出量は、開ループ制御可能および／または閉ループ制御可能である。

以下に本発明の実施例を、添付の図面を用いて詳しく説明する。

高圧噴射システムの著しく簡略化した図である。

ハウジングおよび固定子を除いた内接型ギヤポンプの斜視図である。

図２に示した内接型ギヤポンプの分解図である。

永久磁石がインナーギヤ内に組み込まれている、図２に示した内接型ギヤポンプの横断面図である。

永久磁石がインナーギヤ内に組み込まれていて、流入通路および流出通路が図２とは異なって構成されている、図２に示した内接型ギヤポンプの横断面図である。

図４および図５に示した内接型ギヤポンプの歯先個所の詳細を示す図である。

図１には、図示していない車両のための高圧噴射システム２のポンプ装置１が示されている。 電動式のフィードポンプ３は、燃料タンク４１から燃料パイプ３５を通じて燃料を圧送する。 次いで燃料は電動式のフィードポンプ３から高圧ポンプ７へ圧送される。 高圧ポンプ７は、内燃機関３９によって駆動軸４４を介して駆動される。

電動式のフィードポンプ３は、電動機４とポンプ５とを有している（図２および図３）。 ポンプ５の電動機４はポンプ５内に組み込まれていて、さらに電動式のフィードポンプ３は高圧ポンプ７に直接的に配置されている（図示せず）。 高圧ポンプ７は燃料を高圧下で、例えば１０００、３０００または４０００ｂａｒ（バール）の圧力下で、高圧燃料パイプ３６を通じて高圧レール４２に圧送する。 高圧レール４２から、燃料は高圧下でインジェクタ４３によって内燃機関３９の図示していない燃焼室に供給される。 燃焼させる必要のない燃料は、燃料リターンパイプ３７によって再び燃料タンク４１へ戻し案内される。 電動式のフィードポンプ３の流入通路２８（図３および図４）を介して、燃料が燃料タンク４１から燃料パイプ３５を通して吸い込まれ、燃料は流出通路２９を介して燃料パイプ３５を通して高圧ポンプ７に供給される。

燃料タンク４１から電動式のフィードポンプ３に通じる燃料パイプ３５内に、燃料フィルタ３８が組み込まれている。 これによって好適な形式で、燃料タンク４１から電動式のフィードポンプ３に通じる燃料パイプ３５は安価に構成することができる。 何故ならば、燃料パイプ３５は超過圧力を克服する必要がないからである。 電動式のフィードポンプ３の電動機４（図３および図４）は、三相交流若しくは交流によって駆動され、出力を開ループ制御および／または閉ループ制御することができる。 電動機４のための三相交流若しくは交流は、図示していないパワーエレクトロニクスによって、自動車４０の車内電源の直流電圧網から提供される。 従って電動式のフィードポンプ３は、電子整流されたフィードポンプ３である。

電動式のフィードポンプ３は、鉢形ハウジング１０およびハウジングカバー９を備えたハウジング８を有している（図３）。 フィードポンプ３のハウジング８内に、内接型ギヤポンプ６若しくはトロコイドポンプ（Ｇｅｒｏｔｏｒｐｕｍｐｅ）２６としてのポンプ５と電動機４とが配置されている。 鉢形ハウジング１０は切欠５４を備えている。 電動機４は、電磁石１５としてのコイル１４を備える固定子１３と、軟磁性コア３２としての軟鉄コア４５とを有しており、この軟鉄コア４５は積層鋼板３３として構成されている。 固定子１３内に、内歯リングギヤ２３を有するインナーギヤ２２を備えた内接型ギヤポンプ６としてのポンプ５と、外歯リングギヤ２５を有するアウターギヤ２４とが位置決めされている。 従って、インナーギヤおよびアウターギヤ２２，２４は、歯車２０およびロータ１８を成しており、内歯リングギヤおよび外歯リングギヤ２３，２５は圧送要素１９としての複数の歯２１を有している。 インナーギヤ２２とアウターギヤ２４との間に、作業スペース４７が形成されている。 アウターギヤ２４内に永久磁石１７が組み込まれているので、アウターギヤ２４は、電動機４の回転子１６も形成している。 従って、電動機４がポンプ５内に組み込まれているか、若しくはその逆である。 固定子１３の電磁石１５は、交互に給電されるので、電磁石１５において発生する磁界に基づいて、回転子１６若しくはアウターギヤ２４は、回転軸線２７若しくは２７ｂを中心にして回転運動せしめられる。

ハウジングカバー９は、インナーギヤ若しくはアウターギヤ２２，２４のための軸受１１若しくはスラスト軸受１１若しくは滑り軸受１１として用いられる。 また、ハウジングカバー９内に、流入通路２８および流出通路２９が形成されている。 流入通路２８を通って、圧送しようとする流体つまり燃料はフィードポンプ３内に流入し、流出通路２９を通って燃料は再びフィードポンプ３から流出する。 また、鉢形ハウジング９およびハウジングカバー１０は、それぞれ３つの孔４６を有しており、これらの孔４６内に、図示していないねじが、鉢形ハウジング９およびハウジングカバー１０を互いにねじ結合するために位置決めされており、この場合、図示していないシールで以って、鉢形ハウジング９およびハウジングカバー１０が流体密に互いに重なり合っている。

内接型ギヤポンプ６またはトロコイドポンプ２６は、作業スペース４７を有している。 この場合、作業スペース４７は、吸入側としての流入作業スペース３０と、吐出側としての流出作業スペース３１とに分割されている（図４）。 流入作業スペース３０において作業スペース４７は拡大し、流出作業スペース３１において作業スペース４７、つまりインナーギヤおよびアウターギヤ２２，２４の複数の歯２１の間の圧送スペースは縮小する。 この場合、流入作業スペースの角度範囲と流出作業スペースの角度範囲とは、それぞれ１８０°である。

図４に示した内接型ギヤポンプ６においては、図２および図３とは異なり、アウターギヤ２４ではなく、インナーギヤ２２が駆動されるギヤ２２であり、即ち永久磁石１７はインナーギヤ２２内に取り付けられているかまたは組み込まれていて、インナーギヤ２２は、電動機４の回転子１６を形成している。 インナーギヤおよびアウターギヤ２２，２４は、回転方向３４で駆動される。 インナーギヤおよびアウターギヤ２２，２４は、偏心率ｅを有して互いに偏心的に軸受けされている。 この場合、インナーギヤ２２は、回転軸線２７ａを中心にした回転運動を実施し、アウターギヤ２４は、回転軸線２７ｂを中心とした回転運動を実施し、２つの回転軸線２７ａおよび２７ｂは間隔ｅを有している。 アウターギヤ２４は、歯先５０の最も内側の位置で曲率半径Ｒ _ａｚを有していて、複数の歯２１の間の最も低い位置で曲率半径Ｒ _ａｍを有している。 従って、Ｒ _ａｚとＲ _ａｍとの間の差が、アウターギヤ２４の歯２１の半径方向の寸法に相当する。 図５では、歯先５０は、横方向の平行斜線が引かれていることによって、その他の歯２１に対して区別されている。 従って、アウターギヤ２４の歯２１における歯先５０は、アウターギヤ２４の回転軸線２７ｂに向かっての、歯２１の半径方向の寸法の最後のほぼ３０％を占める。 同様の形式で、インナーギヤ２２の歯２１の列は、歯先５０の最も外側の位置において曲率半径Ｒ _ｉｚを有していて、複数の歯２１の間の最も低い位置において曲率半径Ｒ _ｉｍを有している。

図４には、回転軸線２７ａ，２７ｂに対して垂直な断面図が示されている。 この場合、アウターギヤ２４の歯２１が、中心点Ｍおよび曲率半径Ｓを有する円の切片として外側に形成されている（図５）。 この場合、Ｋは、アウターギヤ２４の回転軸線２７ｂに対するＭからの間隔である。 インナーギヤ２２の歯２１の形状は、アウターギヤ２４の歯２１の形状に関連して、非特許文献１に従ってサイクロイドとして構成されている。 この場合、インナーギヤ２２の歯２１の構造若しくは数学的な計算において、アウターギヤ２４の歯２１の実際の曲率半径Ｓおよび仮想の曲率半径Ｓ _ｆが使用されており、仮想の曲率半径Ｓ _ｆは実際の曲率半径Ｓよりも大きい。 従ってアウターギヤ２４の歯２１は実際には、主に図５に実線で示された曲率半径Ｓのみを有している。 仮想の曲率半径Ｓ _ｆおよび移行領域５３は、破線で示されている。 アウターギヤ２４の歯２１における仮想の曲率半径Ｓ _ｆは、アウターギヤ２４の歯２１の駆動側面５１の外側に突き出していて、連続的な移行領域５３において仮想の曲率半径Ｓ _ｆが曲率半径Ｓに適合される。 従って、仮想の曲率半径Ｓ _ｆは歯先５０およびフリー側面５２に存在する。 駆動側面５１には曲率半径Ｓが存在する。 インナーギヤ２２の歯２１の形状は、駆動側面５１において、曲率半径Ｓに基づいて構成若しくは算出され、フリー側面５２並びに歯先５０においては、仮想の曲率半径Ｓ _ｆに基づいて構成若しくは算出される。 移行領域５３はインナーギヤ２２の歯２１にも発生する。 図５に実線で、インナーギヤ２２の実際の歯２１が示されている。 駆動側面５１における実線は、実際の曲率半径Ｓに基づいて作成されていて、歯先５０およびフリー側面５２における実線は、仮想の曲率半径Ｓ _ｆに基づいて作成されている。 インナーギヤ２２の歯２１の歯先５０およびフリー側面５２における破線は、実際の曲率半径Ｓに基づいて作成されている。 従って、移行領域５３は、実線で示された実際のラインにおけるインナーギヤ２２において発生する。 これによって、図５には、アウターギヤ２４の歯２１とインナーギヤ２２の歯２１との間の、図４に示されていない間隔または遊びが存在する。 これによって、歯先５０とフリー側面５２との間で、インナーギヤ２２の歯２１とアウターギヤ２４の歯２１との間に、図４に示されていない遊びまたは間隔が発生する。 インナーギヤ２２からアウターギヤ２４へトルクを伝達するために、駆動側面５１においてのみ、インナーギヤ２２の歯２１とアウターギヤ２４の歯２１との間の接触が３つの接点４０で発生する。 何故ならば、駆動側面５１におけるインナーギヤ２２の歯２１の形状は、アウターギヤ２４の歯２１の実際の曲率半径Ｓに従って構成されているかまたは算出されているからである。 図４には、接点４０だけが示されており、投影平面に対して垂直な方向の、インナーギヤ２２およびアウターギヤ２４の三次元的な寸法に基づいて、接点４０は実際の接触線である。 それによって、接点４０との圧力角範囲α _Ｋにおいて、インナーギヤ２２の歯２１とアウターギヤ２４の歯２１との間の圧送スペース間に漏れまたは流体損失が発生することは実質的にない。 何故ならば、インナーギヤ２２およびアウターギヤ２４の歯２１の駆動側面５１は互いに、インナーギヤ２２からアウターギヤ２４へのトルク伝達に基づく圧力下にあるからである。 好適には、圧力角範囲は、流入通路２８（図示せず）の寸法に相当する。 流入通路２８は、流入通路角度範囲α _Ｚに存在し、この流入通路角度範囲α _Ｚは、反時計回り方向で噛み合い個所４９から始まって、歯先個所４８の領域内において流入通路２８の端部で終わっているので、流入通路角度範囲α _Ｚは、約１７０°の角度を有している。 複数の接点４０を有する圧力角範囲α _Ｋはやはり、反時計回り方向で噛み合い個所４９から始まって、３つの接点４０の最後で終わっているので、圧力角範囲α _Ｋは、約７０°である。 流出通路２９は、流出通路角度範囲α _Ａにあり、この、流出通路角度範囲α _Ａは時計回り方向で噛み合い個所４９から始まっており、従って、この流出通路角度範囲α _Ａは約１７０°の角度を有している。 シール角範囲α _Ｄは、流入通路角度範囲α _Ｚと流出通路角度範囲α _Ａとの間の歯先個所４８の領域内にある。 従って、歯先個所４８の領域内の複数の歯２１の間の大きい間隔または遊びに基づいて、流入通路２８と流出通路２９との間に大きい漏れ損失が発生する。

図示してない別の実施例では、駆動されるのはインナーギヤ２２ではなく、アウターギヤ２４である。 従って接点４０は、反時計回り方向で噛み合い個所４９から始まっているのではなく、時計回り方向で噛み合い個所４９から始まっている。 駆動側面５１は、図４および図５の歯２１と比較して反対側で、歯２１に形成される。 好適には、この図示していない実施例において、圧力角範囲は、流出通路２９の寸法に相当する（図示せず）。

図５には内接型ギヤポンプ６の別の実施例が示されており、以下では主に図４に示した実施例との相違点について説明されている。 流入通路２８は、複数の接点４０の領域内にだけ形成されていて、４つの接点４０が設けられており、これら４つの接点４０のうちの、流入通路２８の外側の接点４０は、シール角範囲α _Ｄに存在し、また流出通路２９は、次第に小さくなる体積を有する単数若しくは複数の作業スペースにだけ、つまり歯先個所および噛み合い個所４８，４９の、図５で右側だけに存在するのではなく、部分的に、次第に大きくなる体積を有する流入作業スペース３０としての単数若しくは複数の作業スペースにも存在する。 従って、複数の接点４０を備えた複数の歯２１の間の２つの作業スペースだけが、流体を圧送するための作業スペースとして使用される。 これによって、流入通路２８と流出通路２９との間において実質的に漏れ損失が発生することはない。 何故ならば、シール角範囲α _Ｄに、つまり流入通路２８と流出通路２９との間の領域に接点４０が存在し、この接点４０において、接触に基づくほぼ完全なシールが保証されているからである。 圧力角範囲α _Ｋの外側で、反時計回り方向で歯先個所４８に向かって次第に大きくなる体積を有する圧送スペースにおける、複数の歯２１の間の遊びまたは間隔は拡大する。 流入通路２８が、図５の実施例とは異なり、歯先個所４８に向かって最後の接点４０を少しだけ超えて延長され、流出通路２９が相応に短縮されている場合は、僅かな漏れが発生し、複数の歯２１の間の３つの作業スペースが流体を圧送するために使用される。 ポンプ５の吐出量を高めるためには、漏れが少なく、しかも流体を圧送するための複数の歯の間の圧送スペースの数を増やすことが好ましい。

全体的に見て、本発明による内接型ギヤポンプ６は重要な利点を提供する。 歯先５０およびフリー側面５２の遊びまたは間隔に基づいて、摩擦損失は非常に僅かであり、接点４０の数を増やしたことによって、接点４０における接触圧の低下およびひいては摩耗の低下が得られる。

１ ポンプ装置 ２ 高圧噴射システム ３ 電動式のフィードポンプ ４ 電動機 ５ ポンプ ６ 内接型ギヤポンプ ７ 高圧ポンプ ８ ハウジング ９ ハウジングカバー １０ 鉢形ハウジング １１ 軸受 １３ 固定子 １５ 電磁石 １６ 回転子 １７ 永久磁石 １８ ロータ ２０ 歯車 ２１ 歯 ２２ インナーギヤ ２３ 内歯リングギヤ ２４ アウターギヤ ２５ 外歯リングギヤ ２６ トロコイドポンプ ２７，２７ａ，２７ｂ 回転軸線 ２８ 流入通路 ２９ 流出通路 ３０ 流入作業スペース ３１ 流出作業スペース ３２ 軟磁性コア ３５ 燃料パイプ ３６ 高圧燃料パイプ ３７ 燃料リターンパイプ ３８ 燃料フィルタ ３９ 内燃機関 ４０ 自動車 ４０ 接点 ４１ 燃料タンク ４２ 高圧レール ４３ インジェクタ ４４ 駆動軸 ４５ 軟鉄コア ４７ 作業スペース ４８ 歯先個所 ４９ 噛み合い個所 ５０ 歯先 ５１ 駆動側面 ５２ フリー側面 ５３ 移行領域 ５４ 切欠 Ｋ 間隔 Ｍ 中心点 Ｓ 実際の曲率半径 Ｓ _ｆ仮想の曲率半径 Ｒ _ａｍ ，Ｒ _ａｚ ，Ｒ _ｉｍ ，Ｒ _ｉｚ曲率半径 α _Ａ流出通路角度範囲 α _Ｋ圧力角範囲 α _Ｚ流入通路角度範囲 α _Ｄシール角範囲