專利名稱：次擺線泵的制作方法
技術領域：
本發明涉及一種次擺線泵，由于該次擺線泵設有具有次擺線齒形的內轉動體和外轉動體，因此，能夠降低由流體輸出時產生的波動形成的噪音。
背景技術：
作為安裝在汽車發動機等上的潤滑用的油泵，大多采用了次擺線泵。這種次擺線泵安裝具有次擺線齒形的內轉動體和外轉動體。關于這種次擺線泵，在實開昭64-56589中披露了這樣的結構，即使內轉動體的各齒的驅動轉動方向后側面形成以1個點為中心的純圓弧，同時，使該部分的高度低于由次擺線曲線形成的齒形。
另外，在特開平2-95787中還披露了仿照以轉動體的轉動中心為中心描述的圓筒的一部分周面形成內轉動體的外齒和外轉動體的內齒的齒頂面，從而能確保對密封性能會產生影響的內轉動體的齒頂頂端和外轉動體之間的間隔，即齒頂間隙，修正轉動體齒頂面。上述兩種方案都特別規定了齒形形狀，以便以各齒均等的方式設定規定的齒頂間隙。
專利文獻1實開昭64-56589專利文獻2特開平2-95787上述方案提出了為了以各齒均等的方式設定規定的齒頂間隙，要改變齒形的形狀，減小流體的波動并減小噪音，同時提高泵的性能。的確，雖然考慮了通過減小流體的波動來減小噪音，但是，在減小所述波動時，在消除流體向由內轉動體和外轉動體形成的空隙部的困油狀態的同時必須在內轉動體的齒頂和外轉動體之間設置齒頂間隙以平滑、容易地實現流體向所述空隙部的流出和流入。
若充分設定所述齒頂間隙，則會減小波動，由此能夠減小噪音。但是，通過增大齒頂間隙，同時會產生所謂降低泵性能的缺點。另外，若為了維持泵的性能而將齒頂間隙設定的較小，則將難以降低波動和噪音。因此，在解決這些相反的條件的同時設定最佳條件是非常困難的。
這樣，現有技術均為所謂以各齒均等的方式設定規定的齒定間隙，因此，雖然齒頂間隙的設定是重要的，但是，相對于泵的轉動，在內轉動體和外轉動體的各個齒上均等地設定了所述齒頂間隙，由此，通過以均等方式設定的齒頂間隙會產生規則的波動。并且，通過從泵輸送出產生所述規則波動的壓力流體，從而易于在泵和流體供給裝置中引起共振，難以防止噪音的產生。本發明的目的在于降低所述波動，同時使泵的效率保持在一定水平上。

發明內容
由此，發明人在對解決上述問題的方案作了專心研究的結果上，提出了本發明的次擺線泵，其中，在具有次擺線齒形的內轉動體和外轉動體相互嚙合的狀態下，在內轉動體的各齒頂和外轉動體之間設定形成齒頂間隙，并且在所述齒頂間隙組中的至少一處設置構成大間隔的大間隙，由此，通過極簡單的結構，特別減小了在流體輸出時的波動，從而解決了上述問題。
附圖的簡要描述圖1為本發明的正視圖；圖2為圖1的X部放大圖；圖3為圖1的Y部放大圖；圖4為本發明中齒數為偶數的內轉動體的正視圖；圖5為對應于圖4中內轉動體的外轉動體的正視圖；圖6(A)為齒數為奇數的內轉動體和與該內轉動體對應的外轉動體的組合的狀態的正視圖；圖6(B)為齒數為奇數的內轉動體的正視圖；圖7(A)、(B)和(C)是作用圖，它們顯示了內轉動體和外轉動體在穩定狀態下轉動的動作；圖8為顯示在2個不等時的性能的曲線圖；圖9為顯示在3個不等時的性能的曲線圖；圖10為顯示在標準值時的性能的曲線圖；圖11(A)為顯示內轉動體中各大間隙頂部的后退量的平面圖；圖11(B)為顯示外轉動體中各大間隙頂部的后退量的平面圖；
圖11(C)為由內轉動體和外轉動體的各大間隙頂部形成的極大間隙的放大平面圖；圖12為由比內轉動體和外轉動體的頂部間隙大的大間隙頂部形成的大間隙的放大平面圖；圖13為僅由內轉動體的大間隙頂部形成的大間隙的放大平面圖；圖14為僅由外轉動體的大間隙頂部形成的大間隙的放大平面圖；圖15(A)為大間隙頂部均等布置的內轉動體的平面圖；圖15(B)為大間隙頂部不均等布置的內轉動體的平面圖；圖15(C)為大間隙頂部以其它不均等型式布置的內轉動體的平面圖；圖16為顯示由內轉動體和外轉動體形成的大間隙頂部的形狀的平面圖。
本發明的實施例下面，參照


本發明的實施例。本發明的次擺線泵如圖1所示，與一般的次擺線泵一樣，在形成于殼體內的葉輪室1中安裝具有次擺線齒形的內轉動體5和外轉動體6。在葉輪室1中，大致沿其圓周方向，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位于相對于葉輪室1中心左右對稱的位置處。
所述內轉動體5在齒數上比外轉動體6少一個，從而形成內轉動體5旋轉一圈時，外轉動體6差一個齒轉動一圈的關系。因此，內轉動體5具有向外突出的齒頂5a以及向內的凹狀齒根5b，同樣，外轉動體6具有由內周向中心突出的齒頂6a以及凹狀齒根6b。因此，內轉動體5和外轉動體6通常在一處嚙合，內轉動體5的齒頂5a插入外轉動體6的齒根6b中，并且外轉動體6的齒頂6a插入內轉動體5的齒根5b內。
通過它們之間的動作，在內轉動體5和外轉動體6之間，如圖1所示，形成分開的多個空隙部s、s，···，通過轉動的內轉動體5和外轉動體6，在所述吸入口2側，所述空隙部s逐漸增大容積并且從吸入口2吸入流體，而在排出口3側，空隙部s逐漸減小容積，并且從排出口3排出流體。
在上述次擺線泵中，在所述內轉動體5和外轉動體6的嚙合齒形中，如圖1和2所示，設定比通常設定的齒頂間隙d0大的間隙，即大間隙d1。用于設定該大間隙d1的齒頂形成在內轉動體5或外轉動體6中的任意一個上。在設定該大間隙d1時，如圖4所示，形成大間隙頂部5a1，由內轉動體5的多個齒頂5a中適合的一個或多個頂端降低而形成。或者，如圖5所示，形成較大的間隙頂部6a1，由外轉動體6的多個齒頂6a中適合的一個或多個頂端降低而形成。可通過切除齒頂的頂端或在轉動體成形時使齒頂的頂端形成較低的齒形等加工形成大間隙頂部5a1，6a1的齒形。
均等地設置通常設定的齒頂間隙d0，其中特別之處在于，通過設置設定大間隙d1的齒頂，使嚙合的轉動體的齒頂間隙d0不均等。例如，在具有齒數4的內轉動體5中以在2處形成大間隙d1方式設定齒頂的情況下，應每隔一個齒進行設置，在這些齒頂之間，具有通常設定的齒頂間隙d0的齒頂。另外，當內轉動體5的齒數為6時，在設定形成2處大間隙d1的齒頂的情況下，應每隔2個齒進行設置，或者每隔1個齒和每隔3個齒進行設置。
在所述內轉動體5的齒數大于6的情況下，由于齒頂間隙d0較大的齒頂是以每隔至少一個齒設定的，因此，通過實現齒頂間隙d0較大的齒頂的設定數量可以每隔一個齒設置，或可以如前所述那樣，隔1個齒和隔3個齒設置。這種情況與外轉動體6的齒數大于6的情況相同。雖然形成大間隙d1的齒頂可以設置在至少1處，但是最好根據轉動體的齒數適當地布置。在齒數大于6的轉動體中設定大間隙d1，由于不會降低容積效率且還能抑制波動，因此是理想的。
這樣，較大地形成大間隙d1的齒頂通過連通在轉動體嚙合之間形成的空間容積，能夠降低困油空間容積數，降低波動，從而較低地抑制波動。另外，通過使轉動體齒數大于6，可以減小因連通轉動體空間容積而造成的容積效率的降低。即，鄰接的空隙部s、s彼此之間由大間隙d1連通，從而使流體可流通，防止了流體的困油現象。
接著，在內轉動體5或外轉動體6的齒數為偶數的情況下，根據其轉動體的齒數n設定n/2個形成大間隙d1的齒頂數。形成所述大間隙d1的齒頂至少每隔1個齒設定。在齒數n為偶數的情況下，使構成大間隙d1的齒頂數為n/2，由此能實現平衡性良好地布置，確保容積效率，并抑止波動。
在內轉動體5或外轉動體6的齒數為奇數的情況下，根據其轉動體的齒數n設定(n-1)/2個形成大間隙d1的齒頂數，并且與前面所述相同至少每隔1個齒設定。在齒數n為奇數的情況下，較大地設定通常的齒頂間隙d0的齒頂數的比例，另外形成大間隙d1的齒頂未以均等的間隔設置。由于前面所述的齒頂間隙d0和大間隙d1的順序是不規則且不均等的，并且大間隙d1的齒頂的布置也是不均等的，因此會擾亂油壓波動中的規則性，從而能夠避免共振并抑制波動并確保容積效率。
由此，轉動體的齒頂間隙d0是不均等的，從而形成不均等的狀態。所述大間隙d1通過外轉動體6和內轉動體5的嚙合轉動移動，從而改變相位。若所述大間隙d1的數量為多個，那么其布置相對于轉動體的齒數可以是均等或不均等的，或者無論轉動體的齒數如何，均可以是不均等的。
通過適當地選擇其布置，通過擾亂泵的油壓波動的規則性，可以防止因波動產生的共振，并降低噪音。根據圖示的曲線圖對其進行說明。首先，油壓波動的Y軸方向的值為曲線圖的縱向，單位為(dB)分貝。構成曲線圖的對象的轉速為2000rpm。曲線圖的波形為測定油壓波動的頻率(共振次數)的波形(不測定聲音)。
標準值的曲線圖為由通常的次擺線泵型油泵產生的數據。該曲線圖中油壓波動的頻率由泵的轉速以及轉動體的齒數決定。在該曲線圖的具體內容表示，泵的轉速為2000rpm，而對于齒數n而言，在內轉動體5的齒數n為6個，外轉動體6的齒數n為7個的情況下，由此產生的頻率。例如，圖示的曲線圖表示僅由通常的齒頂間隙d0構成(標準值)(參見圖10)，或在2處(2個)設定所述大間隙d1(參見圖8)以及在3處(3個)設定大間隙d1(參見圖9)，三種情況下的波形由此，可以看到油壓波動的狀態。
在上述條件下，可知標準值(STD)的情況如圖10所示，波動以規則的波形形成。可知大間隙d1為2個和3個的情況與標準值相比，波形發生了較大變化。可知，除了上述齒頂間隙d0和大間隙d1不均等的配置以外，所述大間隙d1因隔1個齒形成的3個和隔2個齒形成的2個的布置也使波形變化不同。
接著，可知設置2個、3個大間隙d1的齒頂能降低表示為在標準值下強油壓波動的發生頻率324Hz的振動。所述2個、3個如圖8、圖9所示，在低于324Hz的頻率下會加強振動。無論2個、3個，若在大約175Hz情況下，振動的最大值要低于標準值。通過將標準值的波動中的最強頻率變為其它低頻率或提高其周邊頻率，能夠抑制引起共振特定頻率的波動。與此相伴，波動的振動在特定的頻率不明顯，從而難以聽到聲音，結果減小了噪音。形成大間隙d1的齒頂5a是相對于通常的齒頂間隙d0時的齒頂5a，為形成大間隙d1的齒頂5a，若以功能性對其說明，則通常的齒頂間隙d0為分別密封通過外轉動體6和內轉動體5嚙合所能產生的容積空間并且實現旋轉滑動所必需的間隙。另一方面，由于要連通2個容積空間，因此應適當地設定大間隙d1。
在圖10中顯示僅由通常的齒頂間隙d0構成的標準值的曲線圖的特征在于形成規則峰值狀波形。所述波形部分被1次、2次、3次記載在曲線圖中。該峰值狀波形為僅其頻率突出變大的波形。在該曲線圖中，作為油壓波動(振動)，在所述波動通過泵的管道引起濾油器等共振，從而產生聲音的情況下，該聲音作為具有明顯的特定頻率的聲音形成可連續聽到特定聲音的狀態，從而形成刺耳的聲音。
2個不等的曲線圖(參見圖8)為在前述標準值(STD)的轉動體中，在內轉動體5的6個齒頂中，加大由2個形成的齒頂間隙d0以形成大間隙d1，轉速與2000rpm相同的波形。
若觀察2個不等的曲線圖，則波形與標準值相比、特定頻率以峰值狀突出的波形不多。特別是，沒有如標準值的1次、2次、3次那樣，明顯較大地突出的波形，1次、2次、3次的頻率的周邊也增大，因此，不言而喻，減緩了特定頻率的突出狀態[參見該部位的表示曲線圖(參考)]。對于標準值而言，由于產生了由特定頻率產生的聲音，因此，易于聽到聲音并產生刺耳的噪音。對于2個不等的情況而言，由于不僅加強了由特定頻率產生的噪音，而且還增大了周邊頻率，因此，使各種聲音混合而形成了不清晰的聲音，從而形成了難以聽到的聲音。結果，降低了噪音。
同理，3個不等的曲線圖與上述相同。與2個不等相比，出現多個峰值狀突出的波形。這樣，由于在內轉動體5的6個齒頂中，加大了由3個形成的齒頂間隙d0以作為大間隙d1，因此雖然這3個齒頂每隔1個齒布置會減小規則性的紊亂，但是與標準值(STD)相比，由于增高了附近頻率的波形，因此，通過使這些聲音混合，可形成濁音，形成難以聽到的聲音，從而降低噪音。
在對在所述內轉動體5以及外轉動體6中獲得穩定的轉動狀態進行說明時，如圖7(A)和7(B)所示，在轉動體的驅動中，從吸入口2的起始端至終端存在2至3處驅動嚙合部分。并且，在驅動嚙合的齒頂接觸部，存在以通常的齒頂間隙d0的部分嚙合的部分，通過大間隙d1形成齒頂彼此不接觸的部分，鄰接的空隙部s、s相互通過所述大間隙d1連通，減小困油空間容積數，降低波動。進而，在通常的齒頂間隙d0的部分，在由內轉動體5和外轉動體6相互嚙合形成的接觸位置t處，實現內轉動體5和外轉動體6相互保持，以便不會沿轉動體的徑向發生松動。因此，難以產生波動并且能夠獲得穩定的轉動狀態。另外，對于由內轉動體5和外轉動體6中通常的齒頂間隙d0形成的相互保持而言，如圖7(C)所示，也可在上述吸入口2范圍之外的部分進行。
接著，在多個大間隙d1、d1、···中，存在兩種布置型式。作為其中的第1型式，為均等布置所述多個大間隙d1、d1、···的情況。例如，如圖15(A)所示，在內轉動體5的齒數為8的情況下，形成大間隙d1的齒頂5a的大間隙頂部5a1是每隔一個形成的。
作為所述多個大間隙d1、d1、···的布置的第2型式，為所述多個大間隙d1、1、···不均等布置的情況。例如，與第1型式相同，在前述內轉動體5的齒數為8時，如圖15(B)所示，相對于形成大間隙d1的齒頂5a的大間隙頂部5a1，之后的大間隙頂部5a1隔2個齒頂形成。并且，其后的大間隙頂部5a1隔1個齒頂形成。進而，如圖15(C)所示，相對于形成大間隙d1的齒頂5a的大間隙頂部5a1，之后的大間隙頂部5a1隔1個齒頂形成。并且，之后的大間隙頂部5a1隔3個齒頂形成。
這樣，形成大間隙d1的齒頂5a的大間隙頂部5a1適當地形成，以使構成大間隙d1、d1、···的大間隙頂部5a1、5a1···的布置不具有規則性。在這些大間隙d1、d1，···的不均等的布置中，前述內轉動體5的齒數可是奇數。
另外，雖然根據內轉動體5說明了均等或不均等地布置了上述大間隙d1、d1、···的型式，但是根據外轉動體6設計大間隙d1、d1、···的均等或不均等的布置型式，當然也可適當地設定形成大間隙d1、d1、···的齒頂6a、6a···的布置。在這些多個大間隙d1、d1、···的均等布置中，除了齒數為8以外，齒數為6、齒數為4也是可以的，因此齒數以偶數為條件。
在本發明中，對于大間隙d1而言，圖16中(X)部處的大間隙d1和(Y)部以及(Z)部處的大間隙d1采用相同的大間隙d1。即，在內轉動體5和外轉動體6形成空隙部s的情況下，以包圍該空隙部s的內轉動體5的齒頂5a與外轉動體6a的齒頂6a的最小間隔且形成大于通常的齒頂間隙d0的情況作為大間隙d1。
因此，在本發明中，如圖16中的(X)部那樣，內轉動體5的齒頂5a與外轉動體6的齒頂6a的最前端彼此對置的部位處的大間隙d1，以及如圖16的(Y)部、(Z)部那樣，齒頂5a和齒頂6a在偏離各最前端位置處對置的部位的大間隙d1采用了相同條件的大間隙d1。即，在前述大間隙d1、d1、···的布置中，圖16中的(X)部、(Y)部、(Z)部適當地混合在一起，它們可以以均等或不均等的方式布置。
下面，在上述多個大間隙d1、d1、···的間隔尺寸中，存在以下多種型式。首先，間隔尺寸的第1型式為所形成的全部大間隙d1、d1、···的間隔尺寸是相同。即，如前所述，圖16中的(X)部、(Y)部、(Z)部的各個大間隙d1、d1、···的全部間隔尺寸是相等的。在這種情況下，從空隙部s通過大間隙d1連通的流體在各大間隙d1、d1、···部位是相同的。因此，泵運轉時波動的不規則性由齒頂間隙d0和大間隙d1兩個不同部位產生，具有單純的不規則性。
下面，在間隔尺寸的第2型式中，所形成的全部大間隙d11、d12、···的間隔尺寸各不相同，不存在具有相同的間隔尺寸的大間隙d1、d1。另外，此處，由于在上述大間隙d11、d12，···中記載有下標，因此，如上所述，即使在前述大間隙d1、d1，···彼此的間隔尺寸不同的情況下，也易于區別各大間隙d1、d1、···。即，在這種情況下，從空隙部s通過大間隙d1連通的流體在各大間隙d11、d12、···處全都不同。因此，泵運轉時的波動的不規則性不僅會由齒頂間隙d0和大間隙d1而且還由多個不同的大間隙d11、d12、···產生。在這種間隔尺寸的第2型式中，波動的不規則性較高。
下面，在間隔尺寸的第3型式中，在所形成的多個大間隙d1、d1、···中，至少1個大間隙d1’的間隔尺寸不同于其它的大間隙d1、d1，···的間隔尺寸。例如，在1組內轉動體5和外轉動體6中存在4個大間隙d1、d1、···的情況下，存在其中的1個大間隙d1’與其它的3個大間隙d1、d1、···的間隔尺寸不同的情況等。在這種間隔尺寸的第3型式中，波動的不規則性為第1型式和第2型式的中間程度。另外，上述大間隙d1’的(’)符號易于區別于其它的大間隙d1、d1、···。
下面，對于大間隙d1、d1、···的形成，如前所述，通過在前述內轉動體5的齒頂5a形成大間隙頂部5a1，或者在外轉動體6的齒頂6a形成大間隙頂部6a1，以此形成大間隙d1。該大間隙d1的形成型式存在多種，在所形成的第1型式中，大間隙d1僅由內轉動體5的大間隙頂部5a1形成(參見圖13)，或者僅由內轉動體6的大間隙頂部6a1形成(參見圖14)。在所述形成的第1型式中，如利用前述大間隙d1的間隔尺寸的型式所說明的那樣，全部大間隙d1、d、··的間隔尺寸以相同的方式形成。
即，在僅由內轉動體5的大間隙頂部5a1形成大間隙d1的情況下，通過使齒頂5a的后退量相等并且使多個大間隙頂部5a1、5a1、···的尺寸相等，從而如前所述那樣，可以使全部大間隙d1、d1，···的間隔尺寸相等。就此而言，也可通過使外轉動體6的大間隙頂部6a1、6a1···的尺寸相等而形成大間隙d1、d1、···。
另外，在形成的第2型式中，齒頂5a的后退量各不相等，以使多個大間隙頂部5a11、5a12、···的尺寸相互不同，因此，如前所述，所形成的全部大間隙d11、d12、···的間隔尺寸也是相互不同的。另外，在前述大間隙頂部5a11、5a12、···中，由于添加了下標，因此，易于區別后退量不同的多個大間隙頂部5a1、5a1、···。另外，在形成的第3型式中，在多個大間隙頂部5a11、5a12、···中，通過使適合的一個大間隙頂部5a1’的尺寸不同于其它的大間隙頂部5a11、5a12···，從而在多個大間隙d11、d12，···中，至少1個大間隙d1的間隔尺寸與其它的大間隙d1、d1，···的間隔尺寸不同。
在以上形成的第2以及第3型式的說明中，雖然在內轉動體5形成多個大間隙頂部5a11、5a12、···，從而形成了大間隙d11、d12、···，但是外轉動體6的多個大間隙頂部6a11、6a12···的尺寸是互不相同的，或者也可以在所述外轉動體6的多個大間隙頂部6a1、6a1···中，使合適的一個大間隙頂部6a1’與其它的大間隙頂部6a1、6a1···尺寸不同，由于添加了上述大間隙頂部6a11、6a12···的下標，因此，易于區別互不相同的大間隙頂部6a1、6a1···。
在大間隙d1、d1，···的形成的第4型式中，如圖11(A)和11(B)所示，在前述內轉動體5的齒頂5a上形成了大間隙頂部5a1，同時在外轉動體6的齒頂6a上形成了大間隙頂部6a1。在內轉動體5的大間隙頂部5a1與外轉動體6的齒頂6a對置時或在外轉動體6的大間隙頂部6a1與內轉動體5的齒頂5a1對置時，具有前面所述的大間隙d1，另外，在內轉動體5的大間隙頂部5a1與外轉動體的大間隙頂部6a1對置時，形成了大于前面所述的間隙d1大的極大間隙dmax。
該極大間隙dmax如圖(11)所示，為大間隙頂部5a1的最大后退量q與大間隙頂部6a1的最大后退量q’之和，在公式中，極大間隙dmax＝q+q’。該極大間隙dmax為比通常的大間隙d1，即由僅內轉動體5的齒頂5a或外轉動體6的齒頂6a任意一方周緣的后退形成的大間隙d1大的間隔尺寸。
下面，對于大間隙d1、d1、···的形成的第5型式而言，如圖12所示，大間隙d1由內轉動體5的大間隙頂部5a1和外轉動體6的大間隙頂部6a1構成。
在上述形式的第4型式以及第5型式中，在內轉動體5的大間隙頂部5a1、5a1···中的各后退量q、q···分別是相同或不同的，而在外轉動體6的大間隙頂部6a1、6a1···中的各后退量q’、q’···分別是相同或不同的，因此，由這些大間隙頂部5a1、6a1形成的多個大間隙d11、d12···的間隔尺寸也分別是相同或不同的。
例如，在內轉動體5中，若各大間隙頂部5a1、5a1···中的各個后退量為q1、q2、q3，那么各個后退量相互間存在以下關系。
(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的尺寸關系如以下所示。
(6)q1＞q2，(7)q1＜q2，(8)q2＞q3，(9)q2＜q3，(10)q1＞q3，(11)q1＜q3。
同樣，在外轉動體6中，若各大間隙頂部6a1、6a1···中的各個后退量為q1’、q2’、q3’，那么各個后退量相互間存在以下關系。
(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’的尺寸關系如以下所示。
(6)q1’＞q2’，(7)q1’＜q2’，(8)q2’＞q3’，(9)q2’＜q3’，(10)q1’＞q3’，(11)q1’＜q3’。
在上述第4型式的極大間隙dmax以及上述第5型式的大間隙d1都由內轉動體5的大間隙頂部5a1和外轉動體6的大間隙頂部6a1構成的型式中，在上述內轉動體5的大間隙頂部5a1中的后退量的條件為q1＝q2＝q3，外轉動體6的大間隙頂部6a1中的后退量q1’＝q2’＝q3’的情況下，由內轉動體5和外轉動體6構成的極大間隙dmax以及大間隙d1形成同樣的尺寸。
在內轉動體5的后退量的條件為q1≠q2≠q3，外轉動體6的后退量為q1’≠q2’≠q3’的情況下，由內轉動體5和外轉動體6構成的上述第4型式的極大間隙dmax以及上述第5型式的大間隙d1存在各種組合。
上述第4型式的極大間隙dmax形成各種尺寸，上述第5型式的大間隙d1形成同樣的尺寸。即，在上述第4型式的極大間隙dmax的情況下，極大間隙dmax，以及由于在構成該極大間隙dmax的后退量在內轉動體5和外轉動體6不同，因此，對內轉動體5的齒頂5a或外轉動體6的齒頂6a對置時的大間隙d1以各種尺寸構成。
另外，在上述第5型式的大間隙d1的情況下，通過組合形成的大間隙d1的尺寸雖然是一樣的，但是，由于構成這些尺寸的后退量在內轉動體5和外轉動體6是不同的，因此，比與內轉動體5的齒頂5a或與外轉動體6的齒頂6a對置時的齒頂間隙d。大的大間隙d1以各種尺寸構成。上述第4型式的極大間隙dmax與上述第5型式的大間隙d1的各種后退量的組合如下所示。
(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’。
多個大間隙d1、d1···或極大間隙dmax是通過以上組合構成的，由上述各個后退量形成的各個大間隙d1、d1···的間隔尺寸各不相同，因此，在泵運轉時，由于大間隙d1、d1···彼此之間的間隔尺寸不同，因此，可產生波動的不規則性。
發明效果在方案1的發明涉及這樣的次擺線泵，即，通過在具有次擺線齒形的內轉動體5和外轉動體6相互嚙合的狀態下，在內轉動體5的齒頂5a和外轉動體6之間設定產生齒頂間隙d0，并且采用在所述齒頂間隙d0組中的至少一處形成大間隔的大間隙d1，能夠確保容積效率并且抑制波動。
即，在內轉動體5和外轉動體6之間存在齒頂間隙d0、d0···，在所述齒頂間隙d0組中的至少1處具有構成大間隔的大間隙d1，通過在齒頂間隙d0組中含有大間隙d1，使僅有齒頂間隙d0組時形成的規則波動波及至次擺線泵自身及其周邊機器的共振形成不規則周期波動，由此，能夠防止共振，減小噪音。進而，不僅能夠提高次擺線泵的壽命，而且還能提高次擺線泵供給流體的周邊機器的壽命。
而且，通過僅在內轉動體5和外轉動體6之間的齒頂間隙d0組中含有大間隙d1，能夠簡化結構。僅稍低地形成內轉動體5和外轉動體6的齒頂中的任意一個齒頂，即可以極簡單的結構實現上述效果。
方案2的發明涉及這樣的次擺線泵，即在方案1的基礎上，上述內轉動體5的齒數在6個以上，在該內轉動體5的多個齒頂5a中，至少每隔一個齒與所述外轉動體6之間形成大間隙d1，從而能夠在內轉動體5(也可以是外轉動體6)的齒數大于6的情況下，依靠在內轉動體5的齒頂和外轉動體6之間產生的間隙，構成大間隙d1的部位以內轉動體5的至少每隔1個齒設定，通過適當地選擇其設定數量及布置，能夠容易地設定各種泵的性能。另外，在每隔一個齒，將3處齒頂間隙d0和3處大間隙d1作為最大設定數的情況下，由于大間隙d1在轉動體嚙合的狀態下形成連通狀態，因此，雖然存在不能進行轉動體的轉動驅動的齒形，但是，可以仍良好地平衡布置維持轉動體轉動驅動嚙合的齒頂間隙d0，從而能夠穩定轉動體的轉動。
即，在吸入口2的起始端至終端存在2～3處驅動嚙合部分，在驅動嚙合的齒頂接觸部，存在以通常的齒頂間隙d0部分嚙合的部分，以及通過大間隙d1使齒頂相互不接觸的部分，鄰接的空隙部s，s彼此通過所述大間隙d1連通，從而減小了困油空間容積數，降低了波動。進而，在通常的齒頂間隙d0部分，通過內轉動體5和外轉動體6的齒頂的相互嚙合，使內轉動體5和外轉動體6彼此以不會沿轉動體徑向產生松動的方式相互保持定位，因此難以產生波動并且能夠獲得穩定的轉動狀態。
方案3的發明涉及這樣的次擺線泵，即在方案1或2的基礎上，假定上述內轉動體5或外轉動體6的齒數為n，在其適當的齒頂5a、6a中均等或不均等地布置大間隙d1、d1···，因此，均等或不均等地布置了大間隙d1、d1···，與上述通常的齒頂間隙d0共同產生泵運轉中波動的不規則性，從而能夠防止共振，并減小噪音。
方案4的發明涉及這樣的次擺線泵，即在方案1、2或3的基礎上，上述內轉動體5的齒數n為偶數，在(n/2)的齒頂5a上每隔1個齒設定大間隙d1，因此，在內轉動體5(或外轉動體6也可以)的齒數n為偶數的情況下，可以以至少每隔1個齒的方式設定構成上述大間隙d1的齒頂。并且。在齒數n為偶數的情況下，構成大間隙d1的部分可以為n/2，并能夠均衡性良好地布置齒頂間隙d0和大間隙d1，以確保容積效率，抑制波動。
方案5的發明涉及這樣的次擺線泵，即在方案1、2或3的基礎上，上述內轉動體5的齒數n為奇數，在(n-1)/2的齒頂5a上至少每隔1至2個齒設定大間隙d1，由此上述齒頂間隙d0和大間隙d1的位置順序不是規則的，而且是不均等的，由于所述大間隙d1的齒頂的布置也是不均等的，因此，會擾亂油壓波動的規則性，同時能夠避免共振并確保波動的抑制和容積效率。
方案6的發明涉及這樣的次擺線泵，即在方案1、2、3、4或5的基礎上，存在多個上述大間隙d1，全部大間隙d1、d1、···具有相同的間隔尺寸，因此，由通常的齒頂間隙d0、d0，···和大間隙d1、d1···能夠產生泵運轉時的波動的不規則性，并且由于多個大間隙d1、d1···具有相同的間隔尺寸，因此，結構極其簡單，用于形成大間隙d1、d1、···的內轉動體5和外轉動體6的制造比較容易。
方案7的發明涉及這樣的次擺線泵，即在方案1、2、3、4或5的基礎上，存在多個上述大間隙d1，全部大間隙d1、d1、···的間隔尺寸互不相同，因此，除了由齒頂間隙d0和大間隙d1形成波動的不規則性以外，還能夠通過由多個大間隙d1形成的波動的不規則性進一步增強泵運轉時波動的不規則性，從而能夠進一步防止共振，減小噪音。
方案8的發明涉及這樣的次擺線泵，即在方案1、2、3、4或5的基礎上，存在多個上述大間隙d1，全部大間隙d1、d1、···中的至少1個大間隙d1的間隔尺寸不同于其它的大間隙d1，以此，除了由齒頂間隙d0和大間隙d1、d1、···形成波動的不規則性以外，由于多個大間隙d1、d1、···中的至少1個大間隙d1的間隔尺寸與其它大間隙d1的不同，因此還可僅通過大間隙d1、d1、···產生波動的不規則性，從而進一步提高了防止共振，減小噪音的效果。
方案9的發明涉及這樣的次擺線泵，即在方案1、2、3、4、5、6、7或8的基礎上，通過使上述內轉動體5的齒頂5a或外轉動體6的齒頂6a中的任意一方齒頂的周緣后退，形成上述大間隙d1，因此，由于使內轉動體5和外轉動體6中任意一方齒頂的周緣后退，從而，可以極大地簡化制造。
方案10的發明涉及這樣的次擺線泵，即在方案1、2、3、4、5、6、7或8的基礎上，通過使上述內轉動體5的齒頂5a或外轉動體6的齒頂6a兩者的齒頂的周緣后退，形成上述大間隙d1，因此，在多個大間隙d1、d1、···中，存在由內轉動體5的大間隙頂部5a1和外轉動體6的大間隙頂部6a1構成的大間隙。
在大間隙頂部5a1和大間隙頂部6a1通過轉動體的轉動對置的情況下，即使在大間隙d1、d1、···中也能形成特別大的大間隙d1(即，極大間隙dmax)，使上述內轉動體5的齒頂5a和外轉動體6的齒頂6a適當后退，由此能夠設置各種尺寸的大間隙d1，從而能夠使泵運轉時的波動的不規則性更顯著，并能夠進一步防止共振，使噪音降低至更小。上述內容為dmax＝q+q’的情況。
在大間隙頂部5a1和大間隙頂部6a1通過轉動體的轉動對置時，形成大間隙d1、d1、···，而在所述大間隙頂部5a1或大間隙頂部6a1與內轉動體5的齒頂5a或外轉動體6的齒頂6a通過轉動體的轉動對置時，構成比齒頂間隙d0大并比上述大間隙d1(等于極大間隙dmax)小的大間隙d1，通過使上述內轉動體5的齒頂5a和上述外轉動體6的齒頂6a適當地后退，該大間隙d1可具有各種尺寸，從而能夠提高泵運轉時波動的不規則性，防止共振，將噪音抑制至較小。上述內容為d1＝q+q’的情況。
權利要求
1.一種次擺線泵，其特征在于在具有次擺線齒形的內轉動體和外轉動體相互嚙合的狀態下，在內轉動體的各齒頂和外轉動體之間設定產生齒頂間隙，并且在所述齒頂間隙組中的至少一處設置構成大間隔的大間隙。
2.根據權利要求1所述的次擺線泵，其特征在于所述內轉動體的齒數為6以上，在該內轉動體的多個齒頂上，至少每隔1個齒與所述外轉動體之間形成大間隙。
3.根據權利要求1或2所述的次擺線泵，其特征在于所述內轉動體或外轉動體的齒數為n，在其適當的齒頂均等或不均等地布置大間隙。
4.根據權利要求1、2或3所述的次擺線泵，其特征在于所述內轉動體的齒數n為偶數，在(n/2)的齒頂每隔1個齒設置大間隙。
5.根據權利要求1、2或3所述的次擺線泵，其特征在于所述內轉動體的齒數n為奇數，在[(n+1/2)]的齒頂每隔至少1個齒至2個齒設定大間隙。
6.根據權利要求1、2、3、4或5所述的次擺線泵，其特征在于存在多個所述大間隙，全部大間隙具有相同的間隔尺寸。
7.根據權利要求1、2、3、4或5所述的次擺線泵，其特征在于存在多個所述大間隙，全部大間隙的間隔尺寸互不相同。
8.根據權利要求1、2、3、4或5所述的次擺線泵，其特征在于存在多個所述大間隙，全部大間隙中的至少1個大間隙具有與其它大間隙不同的間隔尺寸。
9.根據權利要求1、2、3、4、6、7或8所述的次擺線泵，其特征在于通過使所述內轉動體的齒頂或外轉動體的齒頂中的任意一方齒頂的周緣后退，形成所述大間隙。
10.根據權利要求1、2、3、4、6、7或8所述的次擺線泵，其特征在于通過使所述內轉動體的齒頂或外轉動體的齒頂兩者的齒頂的周緣后退，形成所述大間隙。
全文摘要
在設有具有次擺線齒形的內轉動體和外轉動體的次擺線泵中，能夠降低流體輸出時產生的波動形成的噪音。在具有次擺線齒形的內轉動體(5)和外轉動體(6)相互嚙合的狀態下，在內轉動體(5)的各齒頂(5a)和外轉動體(6)之間設定形成齒頂間隙(d
文檔編號F04C14/00GK1482361SQ0315450
公開日2004年3月17日 申請日期2003年7月11日 優先權日2002年7月11日
發明者天野勝, 藤木謙一, 小野靖典, 一, 典 申請人:株式會社山田制作所