专利名称：次摆线泵的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种次摆线泵，由于该次摆线泵设有具有次摆线齿形的内转动体和外转动体，因此，能够降低由流体输出时产生的波动形成的噪音。
背景技术：
作为安装在汽车发动机等上的润滑用的油泵，大多采用了次摆线泵。这种次摆线泵安装具有次摆线齿形的内转动体和外转动体。关于这种次摆线泵，在实开昭64-56589中披露了这样的结构，即使内转动体的各齿的驱动转动方向后侧面形成以1个点为中心的纯圆弧，同时，使该部分的高度低于由次摆线曲线形成的齿形。
另外，在特开平2-95787中还披露了仿照以转动体的转动中心为中心描述的圆筒的一部分周面形成内转动体的外齿和外转动体的内齿的齿顶面，从而能确保对密封性能会产生影响的内转动体的齿顶顶端和外转动体之间的间隔，即齿顶间隙，修正转动体齿顶面。上述两种方案都特别规定了齿形形状，以便以各齿均等的方式设定规定的齿顶间隙。
专利文献1实开昭64-56589专利文献2特开平2-95787上述方案提出了为了以各齿均等的方式设定规定的齿顶间隙，要改变齿形的形状，减小流体的波动并减小噪音，同时提高泵的性能。的确，虽然考虑了通过减小流体的波动来减小噪音，但是，在减小所述波动时，在消除流体向由内转动体和外转动体形成的空隙部的困油状态的同时必须在内转动体的齿顶和外转动体之间设置齿顶间隙以平滑、容易地实现流体向所述空隙部的流出和流入。
若充分设定所述齿顶间隙，则会减小波动，由此能够减小噪音。但是，通过增大齿顶间隙，同时会产生所谓降低泵性能的缺点。另外，若为了维持泵的性能而将齿顶间隙设定的较小，则将难以降低波动和噪音。因此，在解决这些相反的条件的同时设定最佳条件是非常困难的。
这样，现有技术均为所谓以各齿均等的方式设定规定的齿定间隙，因此，虽然齿顶间隙的设定是重要的，但是，相对于泵的转动，在内转动体和外转动体的各个齿上均等地设定了所述齿顶间隙，由此，通过以均等方式设定的齿顶间隙会产生规则的波动。并且，通过从泵输送出产生所述规则波动的压力流体，从而易于在泵和流体供给装置中引起共振，难以防止噪音的产生。本发明的目的在于降低所述波动，同时使泵的效率保持在一定水平上。
发明内容
由此，发明人在对解决上述问题的方案作了专心研究的结果上，提出了本发明的次摆线泵，其中，在具有次摆线齿形的内转动体和外转动体相互啮合的状态下，在内转动体的各齿顶和外转动体之间设定形成齿顶间隙，并且在所述齿顶间隙组中的至少一处设置构成大间隔的大间隙，由此，通过极简单的结构，特别减小了在流体输出时的波动，从而解决了上述问题。
附图的简要描述图1为本发明的正视图；图2为图1的X部放大图；图3为图1的Y部放大图；图4为本发明中齿数为偶数的内转动体的正视图；图5为对应于图4中内转动体的外转动体的正视图；图6(A)为齿数为奇数的内转动体和与该内转动体对应的外转动体的组合的状态的正视图；图6(B)为齿数为奇数的内转动体的正视图；图7(A)、(B)和(C)是作用图，它们显示了内转动体和外转动体在稳定状态下转动的动作；图8为显示在2个不等时的性能的曲线图；图9为显示在3个不等时的性能的曲线图；图10为显示在标准值时的性能的曲线图；图11(A)为显示内转动体中各大间隙顶部的后退量的平面图；图11(B)为显示外转动体中各大间隙顶部的后退量的平面图；
图11(C)为由内转动体和外转动体的各大间隙顶部形成的极大间隙的放大平面图；图12为由比内转动体和外转动体的顶部间隙大的大间隙顶部形成的大间隙的放大平面图；图13为仅由内转动体的大间隙顶部形成的大间隙的放大平面图；图14为仅由外转动体的大间隙顶部形成的大间隙的放大平面图；图15(A)为大间隙顶部均等布置的内转动体的平面图；图15(B)为大间隙顶部不均等布置的内转动体的平面图；图15(C)为大间隙顶部以其它不均等型式布置的内转动体的平面图；图16为显示由内转动体和外转动体形成的大间隙顶部的形状的平面图。
本发明的实施例下面，参照
本发明的实施例。本发明的次摆线泵如图1所示，与一般的次摆线泵一样，在形成于壳体内的叶轮室1中安装具有次摆线齿形的内转动体5和外转动体6。在叶轮室1中，大致沿其圆周方向，在外周附近形成吸入口2和排出口3。所述吸入口2和排出口3位于相对于叶轮室1中心左右对称的位置处。
所述内转动体5在齿数上比外转动体6少一个，从而形成内转动体5旋转一圈时，外转动体6差一个齿转动一圈的关系。因此，内转动体5具有向外突出的齿顶5a以及向内的凹状齿根5b，同样，外转动体6具有由内周向中心突出的齿顶6a以及凹状齿根6b。因此，内转动体5和外转动体6通常在一处啮合，内转动体5的齿顶5a插入外转动体6的齿根6b中，并且外转动体6的齿顶6a插入内转动体5的齿根5b内。
通过它们之间的动作，在内转动体5和外转动体6之间，如图1所示，形成分开的多个空隙部s、s，···，通过转动的内转动体5和外转动体6，在所述吸入口2侧，所述空隙部s逐渐增大容积并且从吸入口2吸入流体，而在排出口3侧，空隙部s逐渐减小容积，并且从排出口3排出流体。
在上述次摆线泵中，在所述内转动体5和外转动体6的啮合齿形中，如图1和2所示，设定比通常设定的齿顶间隙d0大的间隙，即大间隙d1。用于设定该大间隙d1的齿顶形成在内转动体5或外转动体6中的任意一个上。在设定该大间隙d1时，如图4所示，形成大间隙顶部5a1，由内转动体5的多个齿顶5a中适合的一个或多个顶端降低而形成。或者，如图5所示，形成较大的间隙顶部6a1，由外转动体6的多个齿顶6a中适合的一个或多个顶端降低而形成。可通过切除齿顶的顶端或在转动体成形时使齿顶的顶端形成较低的齿形等加工形成大间隙顶部5a1，6a1的齿形。
均等地设置通常设定的齿顶间隙d0，其中特别之处在于，通过设置设定大间隙d1的齿顶，使啮合的转动体的齿顶间隙d0不均等。例如，在具有齿数4的内转动体5中以在2处形成大间隙d1方式设定齿顶的情况下，应每隔一个齿进行设置，在这些齿顶之间，具有通常设定的齿顶间隙d0的齿顶。另外，当内转动体5的齿数为6时，在设定形成2处大间隙d1的齿顶的情况下，应每隔2个齿进行设置，或者每隔1个齿和每隔3个齿进行设置。
在所述内转动体5的齿数大于6的情况下，由于齿顶间隙d0较大的齿顶是以每隔至少一个齿设定的，因此，通过实现齿顶间隙d0较大的齿顶的设定数量可以每隔一个齿设置，或可以如前所述那样，隔1个齿和隔3个齿设置。这种情况与外转动体6的齿数大于6的情况相同。虽然形成大间隙d1的齿顶可以设置在至少1处，但是最好根据转动体的齿数适当地布置。在齿数大于6的转动体中设定大间隙d1，由于不会降低容积效率且还能抑制波动，因此是理想的。
这样，较大地形成大间隙d1的齿顶通过连通在转动体啮合之间形成的空间容积，能够降低困油空间容积数，降低波动，从而较低地抑制波动。另外，通过使转动体齿数大于6，可以减小因连通转动体空间容积而造成的容积效率的降低。即，邻接的空隙部s、s彼此之间由大间隙d1连通，从而使流体可流通，防止了流体的困油现象。
接着，在内转动体5或外转动体6的齿数为偶数的情况下，根据其转动体的齿数n设定n/2个形成大间隙d1的齿顶数。形成所述大间隙d1的齿顶至少每隔1个齿设定。在齿数n为偶数的情况下，使构成大间隙d1的齿顶数为n/2，由此能实现平衡性良好地布置，确保容积效率，并抑止波动。
在内转动体5或外转动体6的齿数为奇数的情况下，根据其转动体的齿数n设定(n-1)/2个形成大间隙d1的齿顶数，并且与前面所述相同至少每隔1个齿设定。在齿数n为奇数的情况下，较大地设定通常的齿顶间隙d0的齿顶数的比例，另外形成大间隙d1的齿顶未以均等的间隔设置。由于前面所述的齿顶间隙d0和大间隙d1的顺序是不规则且不均等的，并且大间隙d1的齿顶的布置也是不均等的，因此会扰乱油压波动中的规则性，从而能够避免共振并抑制波动并确保容积效率。
由此，转动体的齿顶间隙d0是不均等的，从而形成不均等的状态。所述大间隙d1通过外转动体6和内转动体5的啮合转动移动，从而改变相位。若所述大间隙d1的数量为多个，那么其布置相对于转动体的齿数可以是均等或不均等的，或者无论转动体的齿数如何，均可以是不均等的。
通过适当地选择其布置，通过扰乱泵的油压波动的规则性，可以防止因波动产生的共振，并降低噪音。根据图示的曲线图对其进行说明。首先，油压波动的Y轴方向的值为曲线图的纵向，单位为(dB)分贝。构成曲线图的对象的转速为2000rpm。曲线图的波形为测定油压波动的频率(共振次数)的波形(不测定声音)。
标准值的曲线图为由通常的次摆线泵型油泵产生的数据。该曲线图中油压波动的频率由泵的转速以及转动体的齿数决定。在该曲线图的具体内容表示，泵的转速为2000rpm，而对于齿数n而言，在内转动体5的齿数n为6个，外转动体6的齿数n为7个的情况下，由此产生的频率。例如，图示的曲线图表示仅由通常的齿顶间隙d0构成(标准值)(参见图10)，或在2处(2个)设定所述大间隙d1(参见图8)以及在3处(3个)设定大间隙d1(参见图9)，三种情况下的波形由此，可以看到油压波动的状态。
在上述条件下，可知标准值(STD)的情况如图10所示，波动以规则的波形形成。可知大间隙d1为2个和3个的情况与标准值相比，波形发生了较大变化。可知，除了上述齿顶间隙d0和大间隙d1不均等的配置以外，所述大间隙d1因隔1个齿形成的3个和隔2个齿形成的2个的布置也使波形变化不同。
接着，可知设置2个、3个大间隙d1的齿顶能降低表示为在标准值下强油压波动的发生频率324Hz的振动。所述2个、3个如图8、图9所示，在低于324Hz的频率下会加强振动。无论2个、3个，若在大约175Hz情况下，振动的最大值要低于标准值。通过将标准值的波动中的最强频率变为其它低频率或提高其周边频率，能够抑制引起共振特定频率的波动。与此相伴，波动的振动在特定的频率不明显，从而难以听到声音，结果减小了噪音。形成大间隙d1的齿顶5a是相对于通常的齿顶间隙d0时的齿顶5a，为形成大间隙d1的齿顶5a，若以功能性对其说明，则通常的齿顶间隙d0为分别密封通过外转动体6和内转动体5啮合所能产生的容积空间并且实现旋转滑动所必需的间隙。另一方面，由于要连通2个容积空间，因此应适当地设定大间隙d1。
在图10中显示仅由通常的齿顶间隙d0构成的标准值的曲线图的特征在于形成规则峰值状波形。所述波形部分被1次、2次、3次记载在曲线图中。该峰值状波形为仅其频率突出变大的波形。在该曲线图中，作为油压波动(振动)，在所述波动通过泵的管道引起滤油器等共振，从而产生声音的情况下，该声音作为具有明显的特定频率的声音形成可连续听到特定声音的状态，从而形成刺耳的声音。
2个不等的曲线图(参见图8)为在前述标准值(STD)的转动体中，在内转动体5的6个齿顶中，加大由2个形成的齿顶间隙d0以形成大间隙d1，转速与2000rpm相同的波形。
若观察2个不等的曲线图，则波形与标准值相比、特定频率以峰值状突出的波形不多。特别是，没有如标准值的1次、2次、3次那样，明显较大地突出的波形，1次、2次、3次的频率的周边也增大，因此，不言而喻，减缓了特定频率的突出状态[参见该部位的表示曲线图(参考)]。对于标准值而言，由于产生了由特定频率产生的声音，因此，易于听到声音并产生刺耳的噪音。对于2个不等的情况而言，由于不仅加强了由特定频率产生的噪音，而且还增大了周边频率，因此，使各种声音混合而形成了不清晰的声音，从而形成了难以听到的声音。结果，降低了噪音。
同理，3个不等的曲线图与上述相同。与2个不等相比，出现多个峰值状突出的波形。这样，由于在内转动体5的6个齿顶中，加大了由3个形成的齿顶间隙d0以作为大间隙d1，因此虽然这3个齿顶每隔1个齿布置会减小规则性的紊乱，但是与标准值(STD)相比，由于增高了附近频率的波形，因此，通过使这些声音混合，可形成浊音，形成难以听到的声音，从而降低噪音。
在对在所述内转动体5以及外转动体6中获得稳定的转动状态进行说明时，如图7(A)和7(B)所示，在转动体的驱动中，从吸入口2的起始端至终端存在2至3处驱动啮合部分。并且，在驱动啮合的齿顶接触部，存在以通常的齿顶间隙d0的部分啮合的部分，通过大间隙d1形成齿顶彼此不接触的部分，邻接的空隙部s、s相互通过所述大间隙d1连通，减小困油空间容积数，降低波动。进而，在通常的齿顶间隙d0的部分，在由内转动体5和外转动体6相互啮合形成的接触位置t处，实现内转动体5和外转动体6相互保持，以便不会沿转动体的径向发生松动。因此，难以产生波动并且能够获得稳定的转动状态。另外，对于由内转动体5和外转动体6中通常的齿顶间隙d0形成的相互保持而言，如图7(C)所示，也可在上述吸入口2范围之外的部分进行。
接着，在多个大间隙d1、d1、···中，存在两种布置型式。作为其中的第1型式，为均等布置所述多个大间隙d1、d1、···的情况。例如，如图15(A)所示，在内转动体5的齿数为8的情况下，形成大间隙d1的齿顶5a的大间隙顶部5a1是每隔一个形成的。
作为所述多个大间隙d1、d1、···的布置的第2型式，为所述多个大间隙d1、1、···不均等布置的情况。例如，与第1型式相同，在前述内转动体5的齿数为8时，如图15(B)所示，相对于形成大间隙d1的齿顶5a的大间隙顶部5a1，之后的大间隙顶部5a1隔2个齿顶形成。并且，其后的大间隙顶部5a1隔1个齿顶形成。进而，如图15(C)所示，相对于形成大间隙d1的齿顶5a的大间隙顶部5a1，之后的大间隙顶部5a1隔1个齿顶形成。并且，之后的大间隙顶部5a1隔3个齿顶形成。
这样，形成大间隙d1的齿顶5a的大间隙顶部5a1适当地形成，以使构成大间隙d1、d1、···的大间隙顶部5a1、5a1···的布置不具有规则性。在这些大间隙d1、d1，···的不均等的布置中，前述内转动体5的齿数可是奇数。
另外，虽然根据内转动体5说明了均等或不均等地布置了上述大间隙d1、d1、···的型式，但是根据外转动体6设计大间隙d1、d1、···的均等或不均等的布置型式，当然也可适当地设定形成大间隙d1、d1、···的齿顶6a、6a···的布置。在这些多个大间隙d1、d1、···的均等布置中，除了齿数为8以外，齿数为6、齿数为4也是可以的，因此齿数以偶数为条件。
在本发明中，对于大间隙d1而言，图16中(X)部处的大间隙d1和(Y)部以及(Z)部处的大间隙d1采用相同的大间隙d1。即，在内转动体5和外转动体6形成空隙部s的情况下，以包围该空隙部s的内转动体5的齿顶5a与外转动体6a的齿顶6a的最小间隔且形成大于通常的齿顶间隙d0的情况作为大间隙d1。
因此，在本发明中，如图16中的(X)部那样，内转动体5的齿顶5a与外转动体6的齿顶6a的最前端彼此对置的部位处的大间隙d1，以及如图16的(Y)部、(Z)部那样，齿顶5a和齿顶6a在偏离各最前端位置处对置的部位的大间隙d1采用了相同条件的大间隙d1。即，在前述大间隙d1、d1、···的布置中，图16中的(X)部、(Y)部、(Z)部适当地混合在一起，它们可以以均等或不均等的方式布置。
下面，在上述多个大间隙d1、d1、···的间隔尺寸中，存在以下多种型式。首先，间隔尺寸的第1型式为所形成的全部大间隙d1、d1、···的间隔尺寸是相同。即，如前所述，图16中的(X)部、(Y)部、(Z)部的各个大间隙d1、d1、···的全部间隔尺寸是相等的。在这种情况下，从空隙部s通过大间隙d1连通的流体在各大间隙d1、d1、···部位是相同的。因此，泵运转时波动的不规则性由齿顶间隙d0和大间隙d1两个不同部位产生，具有单纯的不规则性。
下面，在间隔尺寸的第2型式中，所形成的全部大间隙d11、d12、···的间隔尺寸各不相同，不存在具有相同的间隔尺寸的大间隙d1、d1。另外，此处，由于在上述大间隙d11、d12，···中记载有下标，因此，如上所述，即使在前述大间隙d1、d1，···彼此的间隔尺寸不同的情况下，也易于区别各大间隙d1、d1、···。即，在这种情况下，从空隙部s通过大间隙d1连通的流体在各大间隙d11、d12、···处全都不同。因此，泵运转时的波动的不规则性不仅会由齿顶间隙d0和大间隙d1而且还由多个不同的大间隙d11、d12、···产生。在这种间隔尺寸的第2型式中，波动的不规则性较高。
下面，在间隔尺寸的第3型式中，在所形成的多个大间隙d1、d1、···中，至少1个大间隙d1’的间隔尺寸不同于其它的大间隙d1、d1，···的间隔尺寸。例如，在1组内转动体5和外转动体6中存在4个大间隙d1、d1、···的情况下，存在其中的1个大间隙d1’与其它的3个大间隙d1、d1、···的间隔尺寸不同的情况等。在这种间隔尺寸的第3型式中，波动的不规则性为第1型式和第2型式的中间程度。另外，上述大间隙d1’的(’)符号易于区别于其它的大间隙d1、d1、···。
下面，对于大间隙d1、d1、···的形成，如前所述，通过在前述内转动体5的齿顶5a形成大间隙顶部5a1，或者在外转动体6的齿顶6a形成大间隙顶部6a1，以此形成大间隙d1。该大间隙d1的形成型式存在多种，在所形成的第1型式中，大间隙d1仅由内转动体5的大间隙顶部5a1形成(参见图13)，或者仅由内转动体6的大间隙顶部6a1形成(参见图14)。在所述形成的第1型式中，如利用前述大间隙d1的间隔尺寸的型式所说明的那样，全部大间隙d1、d、··的间隔尺寸以相同的方式形成。
即，在仅由内转动体5的大间隙顶部5a1形成大间隙d1的情况下，通过使齿顶5a的后退量相等并且使多个大间隙顶部5a1、5a1、···的尺寸相等，从而如前所述那样，可以使全部大间隙d1、d1，···的间隔尺寸相等。就此而言，也可通过使外转动体6的大间隙顶部6a1、6a1···的尺寸相等而形成大间隙d1、d1、···。
另外，在形成的第2型式中，齿顶5a的后退量各不相等，以使多个大间隙顶部5a11、5a12、···的尺寸相互不同，因此，如前所述，所形成的全部大间隙d11、d12、···的间隔尺寸也是相互不同的。另外，在前述大间隙顶部5a11、5a12、···中，由于添加了下标，因此，易于区别后退量不同的多个大间隙顶部5a1、5a1、···。另外，在形成的第3型式中，在多个大间隙顶部5a11、5a12、···中，通过使适合的一个大间隙顶部5a1’的尺寸不同于其它的大间隙顶部5a11、5a12···，从而在多个大间隙d11、d12，···中，至少1个大间隙d1的间隔尺寸与其它的大间隙d1、d1，···的间隔尺寸不同。
在以上形成的第2以及第3型式的说明中，虽然在内转动体5形成多个大间隙顶部5a11、5a12、···，从而形成了大间隙d11、d12、···，但是外转动体6的多个大间隙顶部6a11、6a12···的尺寸是互不相同的，或者也可以在所述外转动体6的多个大间隙顶部6a1、6a1···中，使合适的一个大间隙顶部6a1’与其它的大间隙顶部6a1、6a1···尺寸不同，由于添加了上述大间隙顶部6a11、6a12···的下标，因此，易于区别互不相同的大间隙顶部6a1、6a1···。
在大间隙d1、d1，···的形成的第4型式中，如图11(A)和11(B)所示，在前述内转动体5的齿顶5a上形成了大间隙顶部5a1，同时在外转动体6的齿顶6a上形成了大间隙顶部6a1。在内转动体5的大间隙顶部5a1与外转动体6的齿顶6a对置时或在外转动体6的大间隙顶部6a1与内转动体5的齿顶5a1对置时，具有前面所述的大间隙d1，另外，在内转动体5的大间隙顶部5a1与外转动体的大间隙顶部6a1对置时，形成了大于前面所述的间隙d1大的极大间隙dmax。
该极大间隙dmax如图(11)所示，为大间隙顶部5a1的最大后退量q与大间隙顶部6a1的最大后退量q’之和，在公式中，极大间隙dmax＝q+q’。该极大间隙dmax为比通常的大间隙d1，即由仅内转动体5的齿顶5a或外转动体6的齿顶6a任意一方周缘的后退形成的大间隙d1大的间隔尺寸。
下面，对于大间隙d1、d1、···的形成的第5型式而言，如图12所示，大间隙d1由内转动体5的大间隙顶部5a1和外转动体6的大间隙顶部6a1构成。
在上述形式的第4型式以及第5型式中，在内转动体5的大间隙顶部5a1、5a1···中的各后退量q、q···分别是相同或不同的，而在外转动体6的大间隙顶部6a1、6a1···中的各后退量q’、q’···分别是相同或不同的，因此，由这些大间隙顶部5a1、6a1形成的多个大间隙d11、d12···的间隔尺寸也分别是相同或不同的。
例如，在内转动体5中，若各大间隙顶部5a1、5a1···中的各个后退量为q1、q2、q3，那么各个后退量相互间存在以下关系。
(1)q1＝q2＝q3，(2)q1≠q2≠q3，(3)q1＝q1≠q3，(4)q1≠q2＝q3，(5)q1＝q3≠q2。
另外，后退量q1、q2、q3的尺寸关系如以下所示。
(6)q1＞q2，(7)q1＜q2，(8)q2＞q3，(9)q2＜q3，(10)q1＞q3，(11)q1＜q3。
同样，在外转动体6中，若各大间隙顶部6a1、6a1···中的各个后退量为q1’、q2’、q3’，那么各个后退量相互间存在以下关系。
(1)q1’＝q2’＝q3’，(2)q1’≠q2’≠q3’，(3)q1’＝q2’≠q3’，(4)q1’≠q2’＝q3’，(5)q1’＝q3’≠q2’。
另外，后退量q1’、q2’、q3’的尺寸关系如以下所示。
(6)q1’＞q2’，(7)q1’＜q2’，(8)q2’＞q3’，(9)q2’＜q3’，(10)q1’＞q3’，(11)q1’＜q3’。
在上述第4型式的极大间隙dmax以及上述第5型式的大间隙d1都由内转动体5的大间隙顶部5a1和外转动体6的大间隙顶部6a1构成的型式中，在上述内转动体5的大间隙顶部5a1中的后退量的条件为q1＝q2＝q3，外转动体6的大间隙顶部6a1中的后退量q1’＝q2’＝q3’的情况下，由内转动体5和外转动体6构成的极大间隙dmax以及大间隙d1形成同样的尺寸。
在内转动体5的后退量的条件为q1≠q2≠q3，外转动体6的后退量为q1’≠q2’≠q3’的情况下，由内转动体5和外转动体6构成的上述第4型式的极大间隙dmax以及上述第5型式的大间隙d1存在各种组合。
上述第4型式的极大间隙dmax形成各种尺寸，上述第5型式的大间隙d1形成同样的尺寸。即，在上述第4型式的极大间隙dmax的情况下，极大间隙dmax，以及由于在构成该极大间隙dmax的后退量在内转动体5和外转动体6不同，因此，对内转动体5的齿顶5a或外转动体6的齿顶6a对置时的大间隙d1以各种尺寸构成。
另外，在上述第5型式的大间隙d1的情况下，通过组合形成的大间隙d1的尺寸虽然是一样的，但是，由于构成这些尺寸的后退量在内转动体5和外转动体6是不同的，因此，比与内转动体5的齿顶5a或与外转动体6的齿顶6a对置时的齿顶间隙d。大的大间隙d1以各种尺寸构成。上述第4型式的极大间隙dmax与上述第5型式的大间隙d1的各种后退量的组合如下所示。
(1)q1+q1’，(2)q1+q2’，(3)q1+q3’，(4)q2+q1’，(5)q2+q2’，(6)q2+q3’，(7)q3+q1’，(8)q3+q2’，(9)q3+q3’。
多个大间隙d1、d1···或极大间隙dmax是通过以上组合构成的，由上述各个后退量形成的各个大间隙d1、d1···的间隔尺寸各不相同，因此，在泵运转时，由于大间隙d1、d1···彼此之间的间隔尺寸不同，因此，可产生波动的不规则性。
发明效果在方案1的发明涉及这样的次摆线泵，即，通过在具有次摆线齿形的内转动体5和外转动体6相互啮合的状态下，在内转动体5的齿顶5a和外转动体6之间设定产生齿顶间隙d0，并且采用在所述齿顶间隙d0组中的至少一处形成大间隔的大间隙d1，能够确保容积效率并且抑制波动。
即，在内转动体5和外转动体6之间存在齿顶间隙d0、d0···，在所述齿顶间隙d0组中的至少1处具有构成大间隔的大间隙d1，通过在齿顶间隙d0组中含有大间隙d1，使仅有齿顶间隙d0组时形成的规则波动波及至次摆线泵自身及其周边机器的共振形成不规则周期波动，由此，能够防止共振，减小噪音。进而，不仅能够提高次摆线泵的寿命，而且还能提高次摆线泵供给流体的周边机器的寿命。
而且，通过仅在内转动体5和外转动体6之间的齿顶间隙d0组中含有大间隙d1，能够简化结构。仅稍低地形成内转动体5和外转动体6的齿顶中的任意一个齿顶，即可以极简单的结构实现上述效果。
方案2的发明涉及这样的次摆线泵，即在方案1的基础上，上述内转动体5的齿数在6个以上，在该内转动体5的多个齿顶5a中，至少每隔一个齿与所述外转动体6之间形成大间隙d1，从而能够在内转动体5(也可以是外转动体6)的齿数大于6的情况下，依靠在内转动体5的齿顶和外转动体6之间产生的间隙，构成大间隙d1的部位以内转动体5的至少每隔1个齿设定，通过适当地选择其设定数量及布置，能够容易地设定各种泵的性能。另外，在每隔一个齿，将3处齿顶间隙d0和3处大间隙d1作为最大设定数的情况下，由于大间隙d1在转动体啮合的状态下形成连通状态，因此，虽然存在不能进行转动体的转动驱动的齿形，但是，可以仍良好地平衡布置维持转动体转动驱动啮合的齿顶间隙d0，从而能够稳定转动体的转动。
即，在吸入口2的起始端至终端存在2～3处驱动啮合部分，在驱动啮合的齿顶接触部，存在以通常的齿顶间隙d0部分啮合的部分，以及通过大间隙d1使齿顶相互不接触的部分，邻接的空隙部s，s彼此通过所述大间隙d1连通，从而减小了困油空间容积数，降低了波动。进而，在通常的齿顶间隙d0部分，通过内转动体5和外转动体6的齿顶的相互啮合，使内转动体5和外转动体6彼此以不会沿转动体径向产生松动的方式相互保持定位，因此难以产生波动并且能够获得稳定的转动状态。
方案3的发明涉及这样的次摆线泵，即在方案1或2的基础上，假定上述内转动体5或外转动体6的齿数为n，在其适当的齿顶5a、6a中均等或不均等地布置大间隙d1、d1···，因此，均等或不均等地布置了大间隙d1、d1···，与上述通常的齿顶间隙d0共同产生泵运转中波动的不规则性，从而能够防止共振，并减小噪音。
方案4的发明涉及这样的次摆线泵，即在方案1、2或3的基础上，上述内转动体5的齿数n为偶数，在(n/2)的齿顶5a上每隔1个齿设定大间隙d1，因此，在内转动体5(或外转动体6也可以)的齿数n为偶数的情况下，可以以至少每隔1个齿的方式设定构成上述大间隙d1的齿顶。并且。在齿数n为偶数的情况下，构成大间隙d1的部分可以为n/2，并能够均衡性良好地布置齿顶间隙d0和大间隙d1，以确保容积效率，抑制波动。
方案5的发明涉及这样的次摆线泵，即在方案1、2或3的基础上，上述内转动体5的齿数n为奇数，在(n-1)/2的齿顶5a上至少每隔1至2个齿设定大间隙d1，由此上述齿顶间隙d0和大间隙d1的位置顺序不是规则的，而且是不均等的，由于所述大间隙d1的齿顶的布置也是不均等的，因此，会扰乱油压波动的规则性，同时能够避免共振并确保波动的抑制和容积效率。
方案6的发明涉及这样的次摆线泵，即在方案1、2、3、4或5的基础上，存在多个上述大间隙d1，全部大间隙d1、d1、···具有相同的间隔尺寸，因此，由通常的齿顶间隙d0、d0，···和大间隙d1、d1···能够产生泵运转时的波动的不规则性，并且由于多个大间隙d1、d1···具有相同的间隔尺寸，因此，结构极其简单，用于形成大间隙d1、d1、···的内转动体5和外转动体6的制造比较容易。
方案7的发明涉及这样的次摆线泵，即在方案1、2、3、4或5的基础上，存在多个上述大间隙d1，全部大间隙d1、d1、···的间隔尺寸互不相同，因此，除了由齿顶间隙d0和大间隙d1形成波动的不规则性以外，还能够通过由多个大间隙d1形成的波动的不规则性进一步增强泵运转时波动的不规则性，从而能够进一步防止共振，减小噪音。
方案8的发明涉及这样的次摆线泵，即在方案1、2、3、4或5的基础上，存在多个上述大间隙d1，全部大间隙d1、d1、···中的至少1个大间隙d1的间隔尺寸不同于其它的大间隙d1，以此，除了由齿顶间隙d0和大间隙d1、d1、···形成波动的不规则性以外，由于多个大间隙d1、d1、···中的至少1个大间隙d1的间隔尺寸与其它大间隙d1的不同，因此还可仅通过大间隙d1、d1、···产生波动的不规则性，从而进一步提高了防止共振，减小噪音的效果。
方案9的发明涉及这样的次摆线泵，即在方案1、2、3、4、5、6、7或8的基础上，通过使上述内转动体5的齿顶5a或外转动体6的齿顶6a中的任意一方齿顶的周缘后退，形成上述大间隙d1，因此，由于使内转动体5和外转动体6中任意一方齿顶的周缘后退，从而，可以极大地简化制造。
方案10的发明涉及这样的次摆线泵，即在方案1、2、3、4、5、6、7或8的基础上，通过使上述内转动体5的齿顶5a或外转动体6的齿顶6a两者的齿顶的周缘后退，形成上述大间隙d1，因此，在多个大间隙d1、d1、···中，存在由内转动体5的大间隙顶部5a1和外转动体6的大间隙顶部6a1构成的大间隙。
在大间隙顶部5a1和大间隙顶部6a1通过转动体的转动对置的情况下，即使在大间隙d1、d1、···中也能形成特别大的大间隙d1(即，极大间隙dmax)，使上述内转动体5的齿顶5a和外转动体6的齿顶6a适当后退，由此能够设置各种尺寸的大间隙d1，从而能够使泵运转时的波动的不规则性更显著，并能够进一步防止共振，使噪音降低至更小。上述内容为dmax＝q+q’的情况。
在大间隙顶部5a1和大间隙顶部6a1通过转动体的转动对置时，形成大间隙d1、d1、···，而在所述大间隙顶部5a1或大间隙顶部6a1与内转动体5的齿顶5a或外转动体6的齿顶6a通过转动体的转动对置时，构成比齿顶间隙d0大并比上述大间隙d1(等于极大间隙dmax)小的大间隙d1，通过使上述内转动体5的齿顶5a和上述外转动体6的齿顶6a适当地后退，该大间隙d1可具有各种尺寸，从而能够提高泵运转时波动的不规则性，防止共振，将噪音抑制至较小。上述内容为d1＝q+q’的情况。
权利要求
1.一种次摆线泵，其特征在于在具有次摆线齿形的内转动体和外转动体相互啮合的状态下，在内转动体的各齿顶和外转动体之间设定产生齿顶间隙，并且在所述齿顶间隙组中的至少一处设置构成大间隔的大间隙。
2.根据权利要求1所述的次摆线泵，其特征在于所述内转动体的齿数为6以上，在该内转动体的多个齿顶上，至少每隔1个齿与所述外转动体之间形成大间隙。
3.根据权利要求1或2所述的次摆线泵，其特征在于所述内转动体或外转动体的齿数为n，在其适当的齿顶均等或不均等地布置大间隙。
4.根据权利要求1、2或3所述的次摆线泵，其特征在于所述内转动体的齿数n为偶数，在(n/2)的齿顶每隔1个齿设置大间隙。
5.根据权利要求1、2或3所述的次摆线泵，其特征在于所述内转动体的齿数n为奇数，在[(n+1/2)]的齿顶每隔至少1个齿至2个齿设定大间隙。
6.根据权利要求1、2、3、4或5所述的次摆线泵，其特征在于存在多个所述大间隙，全部大间隙具有相同的间隔尺寸。
7.根据权利要求1、2、3、4或5所述的次摆线泵，其特征在于存在多个所述大间隙，全部大间隙的间隔尺寸互不相同。
8.根据权利要求1、2、3、4或5所述的次摆线泵，其特征在于存在多个所述大间隙，全部大间隙中的至少1个大间隙具有与其它大间隙不同的间隔尺寸。
9.根据权利要求1、2、3、4、6、7或8所述的次摆线泵，其特征在于通过使所述内转动体的齿顶或外转动体的齿顶中的任意一方齿顶的周缘后退，形成所述大间隙。
10.根据权利要求1、2、3、4、6、7或8所述的次摆线泵，其特征在于通过使所述内转动体的齿顶或外转动体的齿顶两者的齿顶的周缘后退，形成所述大间隙。
全文摘要
在设有具有次摆线齿形的内转动体和外转动体的次摆线泵中，能够降低流体输出时产生的波动形成的噪音。在具有次摆线齿形的内转动体(5)和外转动体(6)相互啮合的状态下，在内转动体(5)的各齿顶(5a)和外转动体(6)之间设定形成齿顶间隙(d
文档编号F04C14/00GK1482361SQ0315450
公开日2004年3月17日 申请日期2003年7月11日 优先权日2002年7月11日
发明者天野胜, 藤木谦一, 小野靖典, 一, 典 申请人:株式会社山田制作所