专利名称：内啮合型油泵转子的制作方法
技术领域：
本发明涉及在根据形成于外转子与内转子之间的小室的容积变化而吸入·排出流体的内啮合型油泵中所使用的油泵转子组件。
背景技术：
以往，在内啮合型油泵中，通过使内转子旋转，外齿与内齿啮合并使外转子旋转，形成于两转子之间的多个小室一边旋转移动一边产生容积变化，由此来吸入·排出流体，所述内啮合型油泵备有具有内齿的外转子、具有与该内齿啮合的外齿的内转子、形成有吸入流体的吸入端口和排出流体的排出端口的壳体。
小室在其旋转方向前侧和后侧，分别由内转子的外齿和外转子的内齿单独地分隔开来。在内转子的外齿的齿顶与外转子的内齿的齿槽成为相同的旋转角度的位置上，各小室的容积成为最小，当沿着吸入端口旋转移动之时使容积扩大从而吸入流体。另外，在内转子的外齿的齿槽与外转子的内转子的齿槽成为相同的旋转角度的位置上，小室的容积成为最大，当沿着排出端口旋转移动之时使容积减小从而排出流体。
在该内啮合型油泵中，构成为，对内转子进行旋转驱动，从而外齿的齿面推压内齿的齿面，由此使外转子旋转。如果考察传递旋转力的两转子的啮合，则会发现在小室容积最小的旋转位置附近，力的传递方向与齿面大致垂直，但在小室容积最大的旋转位置附近，两转子的齿顶附近彼此接触，所以力的传递方向不与齿面垂直，滑动成分较大，从而会产生摩擦。
因此，当两转子的齿面彼此在这样产生滑动的部分上接触之时，不会有助于旋转力的传递，齿面彼此相互摩擦从而滑动摩擦增大，会导致噪音的产生和机械效率的降低等问题。
针对这一问题，提出有下述转子的方案其在齿面上形成有退让部，来避免产生不传递旋转力的接触。(例如，参照特开平9-166091号公报)。
但是，一般在这样的内啮合型油泵转子组件中，在形成小室的两转子的齿面之间设有间隙。其主要目的是为了防止由于两转子的形状或安装精度而导致齿顶之间碰撞、从而不能旋转的问题以及噪音的产生等，并且这是通过外转子的齿形的均匀修整、使形成齿面的曲线平坦化等各种方法来实现的。
但是，如果只是用以往的齿形均匀修整或平坦化、形成退让部等方法来仅仅设置间隙，则齿隙会达到必要程度以上，从而有难以避免因旋转驱动时转子的振动而引起的噪音的问题。
发明内容
本发明是鉴于上述问题而作出的，其目的在于实现能够稳定地旋转驱动而抑制噪音的内啮合型油泵转子组件。
为了解决上述问题，本发明提供一种构成油泵的油泵转子组件，所述油泵是具有n(n为自然数)个外齿的内转子与具有(n+1)个内齿的外转子啮合、通过形成于其齿面间的多个小室的容积变化来在内·外转子的旋转过程中吸入·排出流体的内啮合型油泵，其特征在于，设容积成为最小的小室处的两转子齿面间的间隙大小为a，设容积扩大过程中的小室处的两转子齿面间的间隙大小为b，设容积成为最大的小室处的两转子齿面间的间隙大小为c，则a≤b≤c而且a＜c，进而，对于间隙b，若设旋转方向后方侧的小室处的间隙的大小为b1，设旋转方向前方侧的小室处的间隙的大小为b2，则满足b1≤b2的关系。
在上述油泵转子组件中，可以构成为，如果设容积减小过程之中的小室处的两转子齿面间的间隙的大小为d，则a≤b≤c且a＜c且a≤d≤c，进而，对于间隙d，若设旋转方向后方侧的小室处的间隙的大小为d1，设旋转方向前方侧的小室处的间隙的大小为d2，则满足d1≥d2的关系。
本发明还提供一种构成油泵的油泵转子组件，所述油泵是具有n(n为自然数)个外齿的内转子与具有(n+1)个内齿的外转子啮合、通过形成于其齿面间的多个小室的容积变化来在内·外转子的旋转过程中吸入·排出流体的内啮合型油泵，其特征在于，形成容积从最小扩大到最大过程中的小室的两转子齿面间的间隙伴随着小室的旋转移动而逐渐增大。
在上述油泵转子组件中，可以构成为，形成容积从最大缩小到最小过程中的小室的两转子齿面间的间隙伴随着小室的旋转移动而逐渐缩小。
根据这些发明，形成小室的两转子间的间隙在啮合部分成为最小之后，不缩小地持续增大而达到最大，所以在啮合部分上的齿隙较小，并可以确保对啮合不起作用的部分上的间隙。另外，在滑动成分最小的部分，外齿与内齿啮合并传递旋转力，在滑动成分较大的部分，外齿与内齿难以产生啮合，所以可以实现噪音和摩擦小且机械效率高的内啮合型油泵转子组件。
进而，在小室容积减小的过程中，两转子间的间隙逐渐减小，并且是不增大地到达最小，所以可以在全周范围内充分地确保对啮合不起作用的部分上的间隙，并且在啮合部分上使齿隙较小，从而可以得到噪音和摩擦小的内啮合型油泵转子组件。
在上述油泵转子组件中，外转子和内转子的齿面可以分别使用由无滑动地在基圆上滚动的滚动圆的轨迹所生成的摆线而形成。
在上述油泵转子组件中，内转子的齿面可以使用次摆线包络线而形成，所述次摆线包络线是由在次摆线上具有中心的轨迹圆沿该次摆线移动时的包络线生成的，外转子的齿顶可以使用与轨迹圆相同直径的圆弧曲线形成。
根据这些发明，可以使以往所采用的、使用摆线形成的摆线转子和使用次摆线形成的次摆线转子更加低噪音·低摩擦化。
在上述油泵转子组件中，在使用摆线形成两转子的齿形的情况下，也可以构成为，内转子的齿形形成为，以由与基圆Di外切且无滑动地滚动的第1外滚动圆Ai所生成的外摆线作为齿顶的齿形，以由与基圆Di内切且无滑动地滚动的第1内滚动圆Bi所生成的内摆线作为齿槽的齿形；外转子的齿形形成为，以由与基圆Do外切且无滑动地滚动的第2外滚动圆Ao所生成的外摆线作为齿槽的齿形，以由与基圆Do内切且无滑动地滚动的第2内滚动圆Bo所生成的内摆线作为齿顶的齿形，当设内转子的基圆Di的直径为φDi，设第1外滚动圆Ai的直径为φAi，设第1内滚动圆Bi的直径为φBi，设外转子的基圆Do的直径为φDo，设第2外滚动圆Ao的直径为φAo，设第2内滚动圆Bo的直径为φBo，设内转子的齿顶与外转子的齿顶的间隙大小为t(≠0)之时，内转子与外转子满足下述关系
φBo＝φBi，而且φDo＝φDi·(n+1)/n+t·(n+1)/(n+2)φAo＝φAi+t/(n+2)。
在这种情况下，为了确定内转子和外转子的齿形，首先，内转子和外转子的外滚动圆及内滚动圆的滚动距离必须以一周闭合，所以必须满足下述各式φDi＝n·(φAi+φBi)φDo＝(n+1)·(φAo+φBo)进而，在该方式中，为了减小内转子的齿槽与外转子的齿顶在圆周方向上的间隙，使得内转子与外转子的内滚动圆的直径相同。
ΦBo＝φBi外转子的基圆比以往的油泵转子组件的情况大，φDo＝φDi·(n+1)/n+(n+1)·t/(n+2)为了使得外滚动圆及内滚动圆的滚动距离闭合，而对外转子的外滚动圆进行调整，使得φAo＝φAi+t/(n+2)根据该油泵转子组件，确保了内转子的外齿与外转子的内齿在径向上的间隙，并使得各转子的齿面间在圆周方向上的间隙比以往小，所以两转子的晃动变小，可以实现安静性较好的油泵。
进而，作为其他方式的油泵转子组件，前述内转子形成为，以由与其基圆bi外切且无滑动地滚动的第1外滚动圆Di所生成的外摆线作为齿顶的齿形，以由与基圆bi内切且无滑动地滚动的第1内滚动圆di所生成的内摆线作为齿槽的齿形，前述外转子形成为，以由与其基圆bo外切且无滑动地滚动的第2外滚动圆Do所生成的外摆线作为齿槽的齿形，以由与基圆bo内切且无滑动地滚动的第2内滚动圆do所生成的内摆线作为齿顶的齿形，当设内转子的基圆bi的直径为φbi，设第1外滚动圆Di的直径为φDi，设第1内滚动圆di的直径为φdi，设外转子的基圆bo的直径为φbo，设第2外滚动圆Do的直径为φDo，设第2内滚动圆do的直径为φdo，设内转子与外转子的偏心量为e之时，内转子与外转子构成为，φbi＝n·(φDi+φdi)、φbo＝(n+1)·(φDo+φdo)的关系成立，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。
在这种情况下，要确定内转子和外转子的齿形，首先，内转子和外转子的外滚动圆及内滚动圆的滚动距离必须以一周闭合，所以必须满足下述各式φbi＝n·(φDi+φdi)、以及φbo＝(n+1)·(φDo+φdo)另外，为了确保设于两转子的齿面间的齿隙在啮合的过程中较大，相对于由第2外滚动圆Do形成的外转子的齿槽形状的、由第1外滚动圆Di形成的内转子的齿顶形状，以及相对于由第1内滚动圆di形成的内转子的齿槽形状的、由第2内滚动圆do形成的外转子的齿顶形状必须满足下述条件φDo＞φDi、以及φdi＞φdo。这里，所说的齿隙指的是在啮合的过程中作用有内转子的载荷的齿面的相反侧的齿面、与外转子的齿面之间所产生的间隙。
另外，由于内转子与外转子啮合，所以必须满足φDi+φdi＝2e以及φDo+φdo＝2e之中的某一个。
进而，在本发明中，为了使内转子在外转子的内侧良好地旋转并确保齿顶间隙、且达到恰当的齿隙大小，以减小啮合阻力，使外转子的基圆的直径比以往要大，以使得在内转子与外转子的啮合位置上，内转子的基圆与外转子的基圆不会接触。
即满足(n+1)·φbi＜n·φbo。
根据此式，可以导出(φDi+φdi)＜(φDo+φdo)。
根据该构成，可以确保内转子的外齿与外转子的内齿的齿顶间隙，并且各转子的齿面间在基圆圆周方向上的间隙比以往小，所以两转子的晃动变小，可以实现安静性优良的油泵。特别是在油泵转子组件内产生的液压微小，而且即使对该油泵转子组件进行驱动的转矩发生了变动，也可以避免外转子侧的内齿与内转子侧的外齿的冲撞的发生，所以可以可靠地实现油泵转子组件的安静性。
图1是表示本发明的第1实施方式的内啮合型油泵转子组件的俯视图，表示齿面间间隙a、b、d。
图2是表示本发明的第1实施方式的内啮合型油泵转子组件的俯视图，表示齿面间间隙c。
图3是就内转子的旋转角与齿面间的间隙之间的关系，对图1所示的本发明的内啮合型油泵转子组件与以往的转子组件进行比较的图。
图4是表示本发明的油泵转子组件的第2实施方式的俯视图，是表示内转子与外转子满足下述关系φBo＝φBi，而且φDo＝φDi·(n+1)/n+t·(n+1)/(n+2)φAo＝φAi+t/(n+2)进而，间隙t的值设定为t＝0.12mm而构成的油泵转子组件的俯视图。
图5是表示图4所示油泵转子组件的啮合部分的V部放大图。
图6是对使用了图4所示油泵转子组件的油泵所产生的噪音、与以往的油泵所产生的噪音进行比较的图表。
图7是表示本发明的油泵转子组件的第3实施方式的俯视图。
图8是表示图7所示油泵的啮合部分的VIII部放大图。
图9是对使用了图7所示油泵转子组件的油泵的齿隙、与以往的油泵的齿隙进行比较的图表。
图10是对使用了图7所示油泵转子组件的油泵所产生的噪音、与以往的油泵所产生的噪音进行比较的图表。
具体实施例方式
下面，参照图1至图3对本发明的第1实施方式进行说明。
图1、图2所示的本实施方式的内啮合型油泵转子组件是摆线转子，其外转子10及内转子20的齿面分别是使用由在基圆上无滑动地滚动的滚动圆的轨迹所生成的摆线而形成的，两转子10、20的各参数如下设定。
外转子10的基圆Do的直径φ57.mm外转子10的外滚动圆Ao的直径φ2.mm外转子10的内滚动圆Bo的直径φ2.70mm外转子10的齿数Zo1个内转子20的基圆Di的直径φ52.00mm内转子20的外滚动圆Ai的直径φ2.50mm内转子20的内滚动圆Bi的直径φ2.mm
内转子20的齿数Zi10个偏心量eφ2.60mm外转子10与内转子20内啮合，外转子10的内齿与内转子20的外齿啮合，在齿面间形成有小室R。外转子10与沿图1、图2的箭头方向(逆时针旋转)旋转的内转子20一起旋转，由此该小室R一边产生容积变化一边旋转移动。
对于内转子20的旋转角度位置θ，设图的下方为0°，图的上方为180°，则小室R的容积在θ＝0°之时为最小(Vmin)(图1)，并随着内转子20的旋转而逐渐扩大，直到θ＝198°之时达到最大(Vmax)(图2)。小室R在该容积扩大的过程中，从设于壳体(未图示)的吸入端口吸入流体。
这里，把沿圆周方向将某个小室R闭合起来的部分、换言之、形成某个小室R的两转子10、20的齿面间的间隙中的最小部分，称为该小室R处的齿面间的间隙。
如果将该间隙之中，容积成为最小的小室R(Vmin)处的两转子10、20的齿面间的间隙的大小设为a，容积扩大过程之中的小室R处的两转子10、20的齿面间的间隙的大小设为b(图1)，容积成为最大的小室R(Vmax)处的两转子10、20的齿面间的间隙的大小设为c(图2)，则各小室R处的间隙的大小为a≤b≤c而且a＜c。
进而，如果设容积减小过程之中的小室R处的两转子10、20的齿面间的间隙的大小设为d(图1)，则a≤d≤c。
在图3中对本实施方式的内啮合型油泵转子组件中的外转子10与内转子20之间的间隙的大小与以往转子中的两转子之间的间隙的大小进行比较。
以往的转子中的间隙在小室容积成为最小的部分为最大，伴随着小室的旋转移动而逐渐缩小，并在小室容积最大的部分成为最小。因此，根据以往的转子，即使是在间隙比啮合影响部α小的范围β或范围γ中，两转子的齿面彼此也容易接触，从而有时会因摩擦而导致机械效率的降低和噪音的产生。
另一方面，根据本实施方式，如该图所示，在容积从最小(Vmin)扩大到最大(Vmax)的过程中，形成小室R的两转子的齿面间的间隙逐渐持续增大。即，如果将旋转方向后方侧的小室R处的间隙的大小设为b1，将旋转方向前方侧的小室R处的间隙的大小设为b2，则对于0＜θ＜198°范围内的间隙b，b1≤b2始终成立。
当内转子20从旋转角度位置θ＝0°开始旋转时，外转子10与内转子20在图1所示的范围α中齿面彼此啮合并传递旋转力。即使在该范围α(啮合影响部)中，间隙的大小也如图3所示那样一直增大，而不会变得比旋转方向后方侧小。
进而，在内转子20旋转的范围β内的间隙比范围α内的间隙大，并伴随着旋转而继续增大。因此，与啮合影响部α相比，该范围β内的两转子10、20之间的齿面彼此更难以接触。
进而，在内转子20旋转的范围γ(性能影响部)内的间隙比范围β内的间隙还大，并且越靠旋转方向前方侧越大，在内转子20的旋转角度θ＝198°时成为最大。因此，与范围β相比，该范围γ内的两转子10、20之间的齿面彼此更难以接触。
另外，小室R成为容积最大(Vmax)之时的间隙c(图2)会将小室R的吸入侧与排出侧隔开从而对性能造成影响，但是由于是与以往相同的大小，所以在这一点上性能并不会比以往降低。
而且，当小室R的容积成为最大(Vmax)之后，旋转方向更前方侧的间隙d(图1)伴随着内转子20的旋转而逐渐减小，并在θ＝396°时再次成为最小。即，如果将旋转方向后方侧的小室R处的间隙的大小设为d1，将旋转方向前方侧的小室R处的间隙的大小设为d2，则对于198＜θ＜396°范围内的间隙d，d1≥d2始终成立。
因此，即使在小室R的容积减小侧，也与容积增大侧同样，与啮合影响部α一侧相比，在性能影响部γ一侧，齿面彼此更难以接触。
如以上说明的那样，根据本实施方式的内啮合型油泵转子组件，构成为，在高效地传递旋转力的啮合影响部α内的间隙较小，在不能高效地传递旋转力的性能影响部γ内的间隙较大，在其之间，间隙缓缓增大，因此，齿面彼此接触而进行的旋转力传递在啮合影响部α内进行，在其他部分中，齿面彼此则难以接触，从而可以避免噪音的产生和效率的降低。
另外，当间隙的大小从a增大到c之际，优选地，a＜b、b1＜b2、b＜c，但只要不缩小地满足a＜c即可，也可以产生a＝b、b1＝b2、b＝c的部分。
同样地，当间隙的大小从c减小到a之际，优选地，c＞d、d1＞d2、d＞a，但只要不增大地c＞a即可，也可以产生c＝d、d1＝d2、d＝a的部分。
在具有上述尺寸参数的本实施方式的油泵转子组件、以及具有与此同等的尺寸参数的油泵转子组件中，上述a的值优选地处于下述范围之内。
0.010≤a≤0.040mm当a设定得比0.010mm小的情况下，油泵转子组件的旋转不会平滑地进行，会阻碍作为泵的功能。反过来，当a设定得比0.040mm大的情况下，齿隙变大，不能得到降低噪音的效果。
另外，上述c的值优选地处于下述范围之内。
0.040≤c≤0.150mm当c设定得比0.040mm小的情况下，不能在啮合位置(图1中的0°附近)啮合，当c设定得比0.150mm大的情况下，从齿面间的间隙露出的油量变多，泵的排出性能会显著恶化。
下面，就本发明的第2实施方式，参照图4至图6进行说明。图4所示的油泵转子组件备有形成有n(n为自然数，在本实施方式中n＝10)个外齿的内转子110、形成有与各外齿啮合的(n+1)(在本实施方式中，n+1＝11)个内齿的外转子120，这些内转子110和外转子120收纳在壳体150的内部。
在内转子110、外转子120的齿面间，沿两转子110、120的旋转方向形成有多个小室C。在两转子110、120的旋转方向前侧与后侧，内转子110的外齿111与外转子120的内齿121分别接触，由此各小室C被单独地分隔开来，而且两侧面由壳体150分隔，由此形成了独立的流体输送室。小室C伴随着两转子110、120的旋转而旋转移动，以一转为一个周期反复进行容积的增大、减小。
内转子110安装在旋转轴上并能够以轴芯Oi为中心旋转地得到支承，形成为将由与内转子110的基圆Di外切且无滑动地滚动的第1外滚动圆Ai所生成的外摆线作为齿顶的齿形，而将由与基圆Di内切且无滑动地滚动的第1内滚动圆Bi所生成的内摆线作为齿槽的齿形。
外转子120使轴芯Oo相对于内转子110的轴芯Oi偏心(偏心量e)地配置，并且能够以轴芯Oo为中心在壳体150的内部旋转地得到支承，形成为将由与外转子120的基圆Do外切且无滑动地滚动的第2外滚动圆Ao所生成的外摆线作为齿槽的齿形，而将由与基圆Do内切且无滑动地滚动的第2内滚动圆Bo所生成的内摆线作为齿顶的齿形。
当将内转子110的基圆Di的直径设为φDi，将第1外滚动圆Ai的直径设为φAi，将第1内滚动圆Bi的直径设为φBi，将外转子120的基圆Do的直径设为φDo，设第2外滚动圆Ao的直径为φAo，设第2内滚动圆Bo的直径设为φBo之时，在内转子110与外转子120之间，下述关系式成立。其中，尺寸单位为mm(毫米)。
首先，对于内转子110，第1外滚动圆Ai及第1内滚动圆Bi的滚动距离必须以一周闭合。即，第1外滚动圆Ai及第1内滚动圆Bi的各滚动距离的和的整数倍(齿数倍)必须等于基圆Di的周长，所以，π·φDi＝n·π·(φAi+φBi)，即，φDi＝n·(φAi+φBi)...(Ia)同样地，对于外转子120，第2外滚动圆Ao及第2内滚动圆Bo的各滚动距离的和的整数倍(齿数倍)必须等于基圆Do的周长，所以，π·φDo＝(n+1)·π·(φAo+φBo)，即，φDo＝(n+1)·(φAo+φBo)...(Ib)下面，关于外转子120，以以往的外转子ro(第2外滚动圆ao(直径φao)、第2内滚动圆bo(直径φbo)、基圆do(直径φdo))为基础，对决定本实施方式的外转子120的齿形的条件进行说明。
另外，外转子ro相对于本实施方式的内转子110偏心(偏心量e)地配置，具有间隙t地啮合。间隙t指的是，当以内转子110的一个齿顶与外转子120的一个齿槽紧贴的方式配置内转子110与外转子120之时，在从该啮合位置向旋转方向离开180°的位置上，形成于内转子110的一个齿顶与外转子120的一个齿顶之间的间隙的大小。
其中，下述关系成立。
φdo＝φDi·(n+1)/n...(II)φdo＝(n+1)·(φao+φbo) ...(III)φao＝φAi+t/2 ...(IIIa)φbo＝φBi-t/2 ...(IIIb)
另外，对于与外转子ro啮合的内转子110，满足下述一般的关系式φai+φbi＝φAi+φBi＝2e ...(1)φDi＝φdo-2e...(2)在本实施方式中，为了减小在啮合位置上的、外转子120的齿顶与内转子110的齿槽之间在圆周方向上的间隙t2，并且确保径向的间隙t1，φBo＝φbi＝φBi...(IV)并且，从该式(IV)及式(1)得到φai＝φAi ...(3)如果这样设定外转子120的内滚动圆，则t＝(φDo-φBo+φAo)-(φDi+φAi+φAi)的间隙t从式(1)～(3)以及式(IV)得到t＝(φDo-φdo)+(φAo-φai) ...(V)根据上述式子(Ib)、(III)、(IV)、(V)可得t＝(φAo-φai)·(n+2) ...(VI)所以得到φAo＝φai+t/(n+2)这里，首先求出基圆Do的直径φDo。根据(Ib)、(III)可得，φDo-φdo＝(n+1)·(φAo+φBo)-(n+1)·(φao+φbo)，进而，根据(IIIa)、(IIIb)、(IV)得到φDo-φdo＝(n+1)·(φAo-φai) ...(VII)根据(VI)，(VII)成为φDo-φdo＝(n+1)·t(n+2)，进而根据(II)，φDo成为φDo＝(n+1)·φDi/n+(n+1)·t/(n+2) ...(A)接着，根据(Ib)，φAo＝φDo/(n+1)-φBo，所以，根据(A)可得φAo＝φDi/n+t/(n+2)-φBo，进而根据(Ia)、(IV)可得φAo＝φAi+t/(n+2) ...(B)归纳上述格式可得，外转子120满足下述条件
φBo＝φbi＝φBi ...(IV)φDo＝(n+1)·φDi/n+(n+1)·t/(n+2) ...(A)φAo＝φAi+t/(n+2) ...(B)在图4中，示出了满足上述关系地构成的内转子110(基圆Di为φDi＝52.00mm、第1外滚动圆Ai为φAi＝2.50mm、第1内滚动圆Bi为φBi＝2.70mm、齿数为n＝10)及外转子120(外径为φ70mm、基圆Do为φDo＝57.31mm、第2外滚动圆Ao为φAo＝2.51mm、第2内滚动圆Bo为φBo＝2.70mm)在间隙t＝0.12mm、偏心量e＝2.6mm的条件下组合而得的油泵转子组件。
在壳体150上，沿形成于两转子110、120的齿面间的小室C之中的容积增大过程中的小室C形成有圆弧状的吸入端口(未图示)，并且沿容积减小过程中的小室C形成有圆弧状的排出端口(未图示)。
小室C在外齿111与内齿121啮合的过程的途中容积成为最小之后，当沿吸入端口移动之时使容积扩大从而吸入流体，容积成为最大之后，当沿排出端口移动之时使容积减小从而排出流体。
另外，如果间隙t过小，则从容积减小过程中的小室C挤出的流体会产生压力脉动，从而产生气蚀噪声，泵的运转声音变大，并且由于压力脉动会导致两转子的旋转不能平滑地进行。
另一方面，如果间隙t过大，则不会产生流体的压力脉动，运转声音降低，并且，由于齿隙增大而会减小齿面间的滑动阻力从而提高机械效率，但是其反面，各个小室C处的液密性受损，会导致泵的性能特别是容积效率恶化。而且，不能进行正确啮合位置下的驱动转矩的传递，旋转的损失变大，所以也会导致机械效率降低。
因此，优选地，使间隙t处于满足0.03mm≤t≤0.30mm的范围内，在本实施方式中最优选地为0.12mm。
另外，在上述那样构成的油泵转子组件中，通过满足上述式(IV)、(A)、(B)的关系，如图5所示，外转子120的齿顶的齿形与内转子110的齿槽的齿形大致相同。由此，如图5所示，啮合位置上的径向上的间隙t确保为与以往相同的t/2＝0.06mm，在这样的状态下圆周方向上的间隙t2变小，所以在旋转之时，两转子110、120相互所承受的冲击变小。而且，由于啮合时的压力方向相对于齿面成直角，所以两转子110、120之间的转矩传递可以无滑动地高效进行，从而降低了因滑动阻力导致的发热和噪音。
另外，在本实施方式中，如果将容积成为最小的小室C处的两转子110、120的齿面间的间隙的大小设为a(间隙a、b、c等未图示)，容积扩大过程之中的小室C处的两转子110、120的齿面间的间隙的大小设为b，容积成为最大的小室C处的两转子110、120的齿面间的间隙的大小设为c，则a≤b≤c而且a＜c，进而，前述间隙b以旋转方向后方侧的小室处的间隙的大小为b1，以旋转方向前方侧的小室处的间隙的大小为b2，满足b1≤b2的关系。另外，如果设容积减小过程之中的小室C处的两转子110、120的齿面间的间隙的大小为d，则a≤b≤c且a＜c且a≤d≤c，进而，前述间隙d以旋转方向后方侧的小室处的间隙的大小为d1，以旋转方向前方侧的小室处的间隙的大小为d2，满足d1≥d2的关系。
在图6中，示出了对使用以往的油泵转子组件的情况下所产生的噪音、与使用本实施方式的油泵转子组件的情况下所产生的噪音进行比较的图表。从该图表可知，使用了本实施方式的油泵转子组件的油泵与以往相比噪音更小，安静性较好。
下面，就本发明的第3实施方式，参照图7至图10进行说明。
图7所示的油泵转子组件备有形成有n(n为自然数，在本实施方式中n＝10)个外齿的内转子210、形成有与各外齿啮合的(n+1)(在本实施方式中为11)个内齿的外转子220，这些内转子210和外转子220收纳在壳体250的内部。
在内转子210、外转子220的齿面间，沿两转子210、220的旋转方向形成有多个小室C。在两转子210、220的旋转方向前侧与后侧，内转子210的外齿211与外转子220的内齿221分别接触，由此各小室C被单独地分隔开来，而且两侧面由壳体250分隔，由此形成了独立的流体输送室。小室C伴随着两转子210、220的旋转而旋转移动，以一转为一个周期反复进行容积的增大、减小。
内转子210安装在旋转轴上并能够以轴芯Oi为中心旋转地得到支承，将由与内转子210的基圆bi外切且无滑动地滚动的第1外滚动圆Di所生成的外摆线作为齿顶的齿形，而将由与基圆bi内切且无滑动地滚动的第1内滚动圆di所生成的内摆线作为齿槽的齿形。
外转子220使轴芯Oo相对于内转子210的轴芯Oi偏心(偏心量e)地配置，并且能够以轴芯Oo为中心在壳体250的内部旋转地得到支承，形成为将由与外转子220的基圆bo外切且无滑动地滚动的第2外滚动圆Do所生成的外摆线作为齿槽的齿形，而将由与基圆bo内切且无滑动地滚动的第2内滚动圆do所生成的内摆线作为齿顶的齿形。
当将内转子210的基圆bi的直径设为φbi，将第1外滚动圆Di的直径设为φDi，将第1内滚动圆di的直径设为φdi，将外转子220的基圆bo的直径设为φbo，设第2外滚动圆Do的直径为φDo，设第2内滚动圆do的直径为φdo之时，在内转子210与外转子220之间，下述关系式成立。其中，尺寸单位为mm(毫米)。
首先，对于内转子210，第1外滚动圆Di及第1内滚动圆di的滚动距离必须以一周闭合。即，第1外滚动圆Di及第1内滚动圆di的滚动距离的和的整数倍(齿数倍)必须等于基圆bi的周长，所以，π·φbi＝n·π·(φDi+φdi)，即，φbi＝n·(φDi+φdi) ...(Ia)同样地，对于外转子220，第2外滚动圆Do及第2内滚动圆do的滚动距离必须等于基圆bo的周长，所以，π·φbo＝(n+1)·π·(φDo+φdo)，即，φbo＝(n+1)·(φDo+φdo) ...(Ib)另外，为了确保设于两转子的齿面间的齿隙在啮合的过程中较大，相对于由第2外滚动圆Do形成的外转子的齿槽形状的、由第1外滚动圆Di形成的内转子的齿顶形状，以及相对于由第1内滚动圆di形成的内转子的齿槽形状的、由第2内滚动圆do形成的外转子的齿顶形状必须满足下述条件φDo＞φDi、以及φdi＞φdo。这里，所说的齿隙指的是在啮合的过程中作用有内转子的载荷的齿面的相反侧的齿面、与外转子的齿面之间所产生的间隙。
另外，由于内转子与外转子啮合，所以必须满足φDi+φdi＝2e以及φDo+φdo＝2e之中的任一个。
进而，在本发明中，为了使内转子210在外转子220的内侧良好地旋转并确保齿顶间隙、且达到恰当的齿隙大小，以减小啮合阻力，使外转子220的基圆bo的直径较大，以使得在内转子210与外转子220的啮合位置上，内转子210的基圆bi与外转子220的基圆bo不会接触。
即满足(n+1)·φbi＜n·φbo。
根据此式与式(Ia)、(Ib)，可以得到(φDi+φdi)＜(φDo+φdo)。另外，前述啮合位置指的是，如图8所示，外转子侧的内齿221的齿顶与内转子侧的外齿211的齿槽正对的位置。
另外，内转子210与外转子220构成为满足0.005mm≤(φDo+φdo)-(φDi+φdi)≤0.070mm(mm毫米)...(Ic)(以下，将(φDo+φdo)-(φDi+φdi)简称为A)。
另外，在本实施方式中，满足上述关系地构成的内转子210(基圆bi为φbi＝65.00mm、第1外滚动圆Di为φDi＝3.90mm、第1内滚动圆di为φdi＝2.60mm、齿数为n＝10)及外转子220(外径为φ87.0mm、基圆bo为φbo＝71.599mm、第2外滚动圆Do为φDo＝3.9135mm、第2内滚动圆do为φdo＝2.5955mm)在偏心量e＝3.25mm的条件下组合而构成油泵转子组件。另外，在本实施方式中，两转子的齿宽(旋转轴方向的大小)设定为10mm。而且，第1外滚动圆Di为φDi＝3.90mm、第1内滚动圆di为φdi＝2.60mm、第2外滚动圆Do为φDo＝3.9135mm、第2内滚动圆do为φdo＝2.5955mm，由此，A＝0.009mm(参照图8)。
在壳体250上，沿形成于两转子210、220的齿面间的小室C之中的容积增大过程中的小室C形成有圆弧状的吸入端口(未图示)，并且沿容积减小过程中的小室C形成有圆弧状的排出端口(未图示)。
小室C在外齿211与内齿221啮合的过程的途中容积成为最小之后，当沿吸入端口移动之时使容积扩大从而吸入流体，在容积成为最大之后，当沿排出端口移动之时使容积减小从而排出流体。
另外，如果间隙A过小，则不能实现齿顶间隙与齿隙大小的合适化，从而不能降低内转子侧的外齿211与外转子侧的内齿221的啮合噪音。
另一方面，如果间隙A过大，则不能实现内转子侧的外齿211与外转子侧的内齿221的齿高(齿在基圆的法线方向上的大小)之差、和厚度(齿在基圆的圆周方向上的大小)之差的合适化，在内转子、外转子210、220的旋转过程中，有时会产生没有齿隙的部分。在这种情况下，不能实现两转子的良好旋转，会导致机械效率的降低和因外齿211与内齿221的冲撞而造成的噪音的产生。
因此，优选地，使间隙A处于满足0.005mm≤A≤0.070mm的范围内，在本实施方式中最优选地为0.009mm。
在上述那样构成的油泵转子组件中，外转子220的齿顶的齿形与内转子210的齿槽的齿形大致相同。由此，如图8所示，齿顶间隙tt确保为与以往相同，在这样的状态下基圆圆周方向上的间隙ts变小，所以在旋转之时，两转子210、220相互所承受的冲击变小。因此，特别是在油泵转子组件内产生的液压微小，而且即使对该油泵转子组件进行驱动的转矩发生了变动，也可以避免外转子侧的内齿221与内转子侧的外齿211的冲撞的发生，所以可以可靠地实现油泵转子组件的安静性。而且，由于啮合时的压力方向相对于齿面成直角，所以两转子210、220之间的转矩传递可以无滑动地高效进行，从而降低了因滑动阻力导致的发热和噪音。
图9中示出了对以往的油泵转子组件中的各内转子的各旋转角度位置上的齿隙(图9中的虚线)、与本实施方式的油泵转子组件中的内转子的各旋转角度位置上的齿隙(图9中的实线)进行比较的图表。从该该图表中可以看出，本实施方式的油泵转子组件在前述啮合位置与小室C的容积增加和减小的过程之中，与以往相比可以使齿隙更小，而且在小室C的容积成为最大的位置上，可以保证与以往同样的齿隙。因此，在后者的情况下，可以确保容积成为最大之时的小室C的液密性，输送效率可以维持在与以往同样的水平上。另外，在图9中只记载了内转子的旋转角从0°到198°的齿隙，这是因为从198°到396°的范围内，与图9所示的198°到0°的范围内的齿隙变化是同样(对称)的，故而省略了记载。
在图10中，示出了对使用以往的油泵转子组件的情况下所产生的噪音、与使用本实施方式的油泵转子组件的情况下所产生的噪音进行比较的图表。从该图表可以看出，本实施方式的油泵转子组件如图9所示，在啮合位置与小室C的容积增加和减小的过程之中，与以往相比使齿隙更小，所以噪音比以往更小，从而可以提高安静性。
另外，对于以上的实施方式中示出的各构成部件，其各种形状和组合等仅是一例，在不脱离本发明的主旨的范围内可以基于设计要求进行种种变更。
例如，对于构成内啮合型油泵转子组件的两转子，在上述实施方式中，采用了两转子具有由摆线形成的齿面形状的所谓摆线转子，但是也可以是由下述内转子和外转子构成的所谓次摆线转子，所述内转子具有由使在中心位于次摆线上的轨迹圆沿该次摆线移动时的包络线形成的齿面形状，所述外转子与该内转子啮合，只要是满足上述间隙的条件的转子即可，具有任何齿面形状的转子均可。
工业实用性如以上说明的那样，根据本发明的内啮合型油泵转子组件，形成小室的两转子间的间隙在啮合部分成为最小之后，持续增大而成为最大，所以在啮合部分上的齿隙较小，从而可以确保对啮合不起作用的部分上的间隙。
另外，根据本发明的其他方式的内啮合型油泵转子组件，形成小室的两转子间的间隙成为最大之后，持续减小而在啮合部分成为最小，所以啮合部分上的齿隙较小，从而可以确保对啮合不起作用的部分上的间隙。
因此，在滑动成分最小的部分，外齿与内齿啮合并传递旋转力，在滑动成分较大的部分，外齿与内齿难以啮合，所以可以实现噪音和摩擦小且机械效率高的内啮合型油泵。
根据本发明的其他方式的内啮合型油泵转子组件，可以使以往所采用的、使用摆线形成的摆线转子和使用次摆线形成的次摆线转子更加低噪音·低摩擦化，从而可以实现性能更高的内啮合型油泵。
权利要求
1.一种油泵转子组件，是构成油泵的油泵转子组件，所述油泵是具有n(n为自然数)个外齿的内转子与具有(n+1)个内齿的外转子啮合、通过形成于其齿面间的多个小室的容积变化来在内·外转子的旋转过程中吸入·排出流体的油泵，其特征在于，设容积成为最小的前述小室处的两转子齿面间的间隙大小为a，设容积扩大过程中的前述小室处的两转子齿面间的间隙大小为b，设容积成为最大的前述小室处的两转子齿面间的间隙大小为c，则a≤b≤c而且a＜c，进而，对于前述间隙b，若设旋转方向后方侧的小室处的间隙的大小为b1，设旋转方向前方侧的小室处的间隙的大小为b2，则满足b1≤b2的关系。
2.如权利要求1所述的油泵转子组件，如果设容积减小过程之中的前述小室处的两转子齿面间的间隙的大小为d，则a≤b≤c且a＜c且a≤d≤c，进而，对于前述间隙d，若设旋转方向后方侧的小室处的间隙的大小为d1，设旋转方向前方侧的小室处的间隙的大小为d2，则满足d1≥d2的关系。
3.一种油泵转子组件，是构成油泵的油泵转子组件，所述油泵是具有n(n为自然数)个外齿的内转子与具有(n+1)个内齿的外转子啮合、通过形成于其齿面间的多个小室的容积变化来在内·外转子的旋转过程中吸入·排出流体的油泵，其特征在于，形成容积从最小扩大到最大过程中的前述小室的两转子齿面间的间隙伴随着前述小室的旋转移动而逐渐增大。
4.如权利要求3所述的油泵转子组件，形成容积从最大缩小到最小过程中的前述小室的两转子齿面间的间隙伴随着前述小室的旋转移动而逐渐缩小。
5.如权利要求1至4的任一项所述的油泵转子组件，前述外转子和内转子的齿面分别是使用由无滑动地在基圆上滚动的滚动圆的轨迹所生成的摆线而形成的。
6.如权利要求1至4的任一项所述的油泵转子组件，前述内转子的齿面是使用次摆线包络线而形成的，所述次摆线包络线是由在次摆线上具有中心的轨迹圆沿该次摆线移动时的包络线生成的，前述外转子的齿顶是使用与前述轨迹圆相同直径的圆弧曲线形成的。
7.如权利要求1或3所述的油泵转子组件，内转子的齿形形成为，以与基圆Di外切且无滑动地滚动的第1外滚动圆Ai所生成的外摆线作为齿顶的齿形，以由与基圆Di内切且无滑动地滚动的第1内滚动圆Bi所生成的内摆线作为齿槽的齿形；外转子的齿形形成为，以与基圆Do外切且无滑动地滚动的第2外滚动圆Ao所生成的外摆线作为齿槽的齿形，以由与基圆Do内切且无滑动地滚动的第2内滚动圆Bo所生成的内摆线作为齿顶的齿形，当设内转子的基圆Di的直径为φDi，设第1外滚动圆Ai的直径为φAi，设第1内滚动圆Bi的直径为φBi，设外转子120的基圆Do的直径为φDo，设第2外滚动圆Ao的直径为φAo，设第2内滚动圆Bo的直径为φBo，设内转子的齿顶与外转子的齿顶的间隙大小为t(≠0)之时，内转子与外转子构成为满足下述关系φBo＝φBi，而且φDo＝φDi·(n+1)/n+t·(n+1)/(n+2)φAo＝φAi+t/(n+2)。
8.如权利要求1或3所述的油泵转子组件，前述内转子形成为，以由与其基圆bi外切且无滑动地滚动的第1外滚动圆Di所生成的外摆线作为齿顶的齿形，以由与基圆bi内切且无滑动地滚动的第1内滚动圆di所生成的内摆线作为齿槽的齿形，前述外转子形成为，以由与其基圆bo外切且无滑动地滚动的第2外滚动圆Do所生成的外摆线作为齿槽的齿形，以由与基圆bo内切且无滑动地滚动的第2内滚动圆do所生成的内摆线作为齿顶的齿形，当设内转子的基圆bi的直径为φbi，设第1外滚动圆Di的直径为φDi，设第1内滚动圆di的直径为φdi，设外转子的基圆bo的直径为φbo，设第2外滚动圆Do的直径为φDo，设第2内滚动圆do的直径为φdo，设内转子与外转子的偏心量为e之时，内转子与外转子处于φbi＝n·(φDi+φdi)、φbo＝(n+1)·(φDo+φdo)的关系之下，而且满足φDi+φdi＝2e或者φDo+φdo＝2e，还满足φDo＞φDi、φdi＞φdo、(φDi+φdi)＜(φDo+φdo)。
全文摘要
本发明是一种构成油泵的油泵转子组件，所述油泵是具有n(n为自然数)个外齿的内转子(20)与具有(n+1)个内齿的外转子(10)啮合、通过形成于其齿面间的多个小室(R)的容积变化来吸入·排出流体的油泵。该油泵转子组件构成为，若设容积成为最小的小室(R)处的两转子(20、10)齿面间的间隙大小为a，设容积扩大过程中的小室(R)处的两转子(20、10)齿面间的间隙大小为b，设容积成为最大的小室(R)处的两转子(20、10)齿面间的间隙大小为c，则满足a≤b≤c而且a＜c。
文档编号F04C2/08GK1708647SQ20038010204
公开日2005年12月14日 申请日期2003年10月29日 优先权日2002年10月29日
发明者细野克明 申请人:三菱麻铁里亚尔株式会社