JP4018399B2

JP4018399B2 - Internal gear pump

Info

Publication number: JP4018399B2
Application number: JP2002029110A
Authority: JP
Inventors: 真也有永; 敏行小菅; 直樹乾
Original assignee: Sumitomo Electric Sintered Alloy Ltd
Current assignee: Sumitomo Electric Sintered Alloy Ltd
Priority date: 2002-02-06
Filing date: 2002-02-06
Publication date: 2007-12-05
Anticipated expiration: 2022-02-06
Also published as: JP2003227474A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、歯数差が１枚のインナーロータ（外歯歯車）とアウターロータ（内歯歯車）を組合わせた内接歯車ポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】
歯数がｎ枚（ｎ≧３）のインナーロータと、歯数がｎ＋１枚のアウターロータを偏心させてケーシングに収納し、両ロータの各歯の歯面間に形成される閉じ込み空間（ポンピングチャンバ）のロータ回転に伴う容積変化を利用して液体の吸入、吐出を行う内接歯車ポンプは、基本設計では、図２に示すように、インナーロータ１とアウターロータ２間の閉じ込み空間Ａの面積が最大となる位置でその閉じ込み空間Ａがケーシングに設けられた吸入ポート３と吐出ポート４から切り離されるように、吸入ポートの終端３ａと吐出ポートの始端４ａが左右対称位置に設定される。
【０００３】
なお、吸入ポート３と吐出ポート４は、ケーシングのロータ端面と対向する面に設けられている。図中５、６は、面積最大となる閉じ込み空間を仕切る吸入ポート側ロータ噛み合い点と吐出ポート側ロータ噛み合い点を示す。７はインナーロータを回転させる駆動シャフトであり、アウターロータ２は従動回転する。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
内接歯車ポンプでは、ロータ回転に支障をきたさないように、インナーロータとアウターロータの歯面間、ケーシング内径とアウターロータの外径間及びインナーロータの軸穴と駆動シャフト間にそれぞれ所定のクリアランス（隙間）が設けられる。
【０００５】
そのため、吐出圧が作用すると閉じ込み空間Ａを広げながらインナーロータ１とアウターロータ２がクリアランスの範囲内で相反する方向に動き、両ロータの中心を通る軸が、図２（ｂ）に示す設計上の基準軸Ｃの位置からＣ’の位置までロータの回転方向に（ａ°−Ｘ°）ずれる。図のａ°は、インナーロータ１とアウターロータ２の設計上の中心を通る基準軸Ｃから設計上の吸入ポート側ロータ噛み合い点５までのインナーロータ中心Ｏを支点にした振角、Ｘ°は基準軸Ｃからロータ中心変位後の吸入ポート側ロータ噛み合い点５’（線Ｂ）までのインナーロータ中心Ｏを支点にした振角である。
【０００６】
吸入ポート終端を設計上のロータ噛み合い点５の位置に配置すると、閉じ込み空間Ａは実際の噛み合い点が設計上の噛み合い点５の位置から５’の位置に移る間は吸入ポートから切り離されているのにまだ膨張工程にあり、その空間Ａ内が吸入ポートの圧力よりも更に負圧状態になる。
【０００７】
にも拘らず、吸入ポートから切り離された閉じ込み空間Ａは液体を吸入することができないためキャビテーションを誘発し、吸入効率悪化の問題も起こる。
【０００８】
ロータの回転が高速化するにつれて閉じ込み空間の膨張、圧縮速度が速くなるため、キャビテーションの発生と容積効率の悪化はより顕著になり、その結果、ロータ、ケーシングの侵食や吐出量不足を引き起こす。
【０００９】
さらに、キャビテーションの誘発により圧力脈動も増大し、ポンプの振動、騒音も激しくなってポンプ性能が著しく低下する。
【００１０】
この発明の目的は、クリアランスによるロータ中心の変位に起因したキャビテーション、圧力脈動の増大、容積効率低下を抑えてポンプ性能を高めることにある。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するため、この発明においては、吸入ポートの終端を、ロータ歯面間の閉じ込み空間Ａが設計上最大面積Ｓｏとなる位置での吸入ポート側ロータ噛み合い点よりもロータの回転方向前方に延長して配置する。
【００１２】
こうすると、閉じ込み空間Ａが図２に示す設計上のロータ噛み合い点５を通り越した後にも吸入ポートから空間Ａに液体が流入する。
【００１３】
これにより、ロータ中心の変位による閉じ込み空間の負圧状態が矯正され、キャビテーションが発生するときのポンプ回転数を高めることができる。また、閉じ込み空間の液体吸入量が増加し、ポンプの容積効率も改善される。
【００１４】
なお、ポンプの容積効率を重視する場合には、図２において基準軸Ｃと線Ｂのなす角度Ｘ°が４°≦ａ°−Ｘ°≦１６°となる位置（その式を満足させる線Ｂ上）に吸入ポート終端を配置すると好ましい。通常のポンプの場合、クリアランスによる基準軸Ｃからの軸Ｃ´の振れ（ロータ中心の変位による振れ）角は、（ａ°−４°）〜（ａ°−１６°）の範囲にほぼ納まる。
【００１６】
また、キャビテーション発生時のポンプ回転数の改善を重視する場合には、１０°≦ａ°−Ｘ°となる位置に吸入ポート終端を配置すると好ましい。この条件を成立させると、閉じ込み空間内の圧力状態を確実に正圧にできるのに加え、液体中に混入した空気を意図的に潰す作用も働き、キャビテーション発生時のポンプ回転数をより高めることが可能になる。但し、この場合には液体の最大吸入量が減少するので、ポンプの容積効率は下がる。
【００１７】
容積効率とキャビテーション発生時のポンプ回転数の改善を両立させる場合には、１０°≦ａ°−Ｘ°≦１６°となる位置に吸入ポート終端を配置するのがよい。
【００１８】
【発明の実施の形態】
図１に、この発明の内接歯車ポンプの実施形態を示す。図１は、インナーロータ１とアウターロータ２をそれぞれ設計上の中心に置いた状態にして画いてある。図に示すように、設計上閉じ込み空間Ａの面積が最大となる位置での吸入ポート側ロータ噛み合い点５よりもロータの回転方向前方に吸入ポート３の終端３ａを配置しており、従って、設計上のインナーロータ中心Ｏとアウターロータ中心を通る基準軸Ｃから設計上の吸入ポート側ロータ噛み合い点５までの振角（インナーロータ中心Ｏを支点にした振角）をａ°、吸入ポート終端３ａが置かれる位置までの振角（線Ｂの振角）をＸ°とすると、Ｘ°＜ａ°の条件が成立する。
【００１９】
この吸入ポート終端３ａの延長に伴い、閉じ込み空間Ａが吸入ポート３から切り離される位置で閉じ込み空間Ａが吐出ポート４からも切り離されるように、吐出ポート４の始端４ａの位置も、通常設定される位置からロータの回転方向前方に移している。
【００２０】
なお、吸入ポート終端３ａのロータ径方向中央部は、図のようにロータ回転方向後方に突出させ、吸入ポート側のロータ噛み合い点５が突出部の先端に到達した位置で閉じ込み空間Ａが吸入ポート３から切り離されるようにしている。図１の８はケーシングに設けた深さの浅い溝である。
【００２１】
以下に、この発明の効果の確認試験について述べる。
【００２２】
内接歯車ポンプの液体吐き出し量、吐き出し効率を評価した。その結果を表１及び図３、図４に示す。
【００２３】
ポンプに採用したロータの諸元は、インナーロータ歯数９枚、アウターロータ歯数１０枚、アウターロータ外径８５ｍｍ、ロータ厚み１０ｍｍ、ロータ中心の偏心量３．５４ｍｍである。
【００２４】
また、インナー、アウターロータ両間の閉じ込み空間の面積が最大となる位置での設計上の基準軸（図１のＣ）から設計上の吸入ポート側ロータ噛み合い点までの振角ａ°＝１８°である。
【００２５】
表１と図３、図４は、基準軸Ｃから吸入ポート終端の設置点（線Ｂ）までの振角Ｘ°をパラメータとして評価を行った結果を表わしている。
【００２６】
【表１】

【００２７】
図４から判るように、ポンプ回転数１０００ｒｐｍでの容積効率は、Ｘ＝９°近傍で最も高くなっている。Ｘ＝１３°でもポンプ回転数４０００ｒｐｍ程度まではＸ＝０°のときよりも容積効率がよい（図３参照）。
【００２８】
また、表１及び図４から判るように、キャビテーション発生時のポンプ回転数はＸ°が小さくなるに従って高まっている。
【００２９】
この結果に、Ｘ°＜ａ°となる位置に吸入ポートの終端を配置する場合の効果がよく現れている。
【００３０】
なお、説明の繰り返しになるが、ポンプの容積効率を重視する場合には４°≦ａ°−Ｘ°≦１６°、キャビテーション発生時のポンプ回転数の改善を重視する場合には１０°≦ａ°−Ｘ°、容積効率とキャビテーション発生時のポンプ回転数の改善を両立させる場合には１０°≦ａ°−Ｘ°≦１６°の条件が成立する位置に吸入ポート終端を配置するのがよい。
【００３１】
【発明の効果】
以上述べたように、この発明では、ロータ歯面間の閉じ込み空間が設計上最大面積となる位置での設計上の吸入ポート側ロータ噛み合い点よりもロータ回転方向前方に吸入ポート終端を配置したので、クリアランスによるロータ中心の変位に起因したキャビテーションが抑制され、キャビテーション発生時のポンプ回転数を上げることができる。
【００３２】
また、キャビテーションの抑制により圧力脈動も小さくなる。さらに、閉じ込み空間の液体吸入量が増大して容積効率も高まり、ポンプの高性能化につながる。
【図面の簡単な説明】
【図１】（ａ）この発明のポンプの実施形態を示す一部省略図
（ｂ）吸入ポートと吐出ポートの形状を示す図
【図２】（ａ）従来の内接歯車ポンプの一部省略図
（ｂ）ロータ中心の変位によって起こる中心線の振れの説明図
【図３】吸入ポートの終端位置とポンプの容積効率とポンプ回転数の関係を示す図
【図４】吸入ポートの終端位置とキャビテーション発生時のポンプ回転数と容積効率の関係を示す図
【符号の説明】
１インナーロータ
２アウターロータ
３吸入ポート
３ａ吸入ポート終端
４吐出ポート
４ａ吐出ポート始端
５設計上閉じ込み空間が最大面積となる位置での吸入ポート側ロータ噛み合い点
５’ ロータ中心変位後の吸入ポート側ロータ噛み合い点
６設計上の吐出ポート側ロータ噛み合い点
７駆動シャフト
Ａ閉じ込み空間
Ｂ基準軸に対してＸ°振れた軸
Ｃ基準軸
Ｏインナーロータ中心
ａ基準軸から設計上の吸入ポート側ロータ噛み合い点までの振角
Ｘ基準軸から吸入ポート終端までの振角
Ｓ閉じ込み空間Ａの面積
Ｓｏ閉じ込み空間Ａの設計上の最大面積[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an internal gear pump in which an inner rotor (external gear) and an outer rotor (internal gear) having a single tooth difference are combined.
[0002]
[Prior art]
An inner rotor having n teeth (n ≧ 3) and an outer rotor having n + 1 teeth are eccentrically housed in a casing, and a confined space (pumping) formed between the tooth surfaces of the teeth of both rotors As shown in FIG. 2, the internal gear pump that performs the suction and discharge of the liquid using the volume change accompanying the rotation of the rotor of the chamber) has a confined space A between the inner rotor 1 and the outer rotor 2 as shown in FIG. The end 3a of the suction port and the start end 4a of the discharge port are set in a bilaterally symmetrical position so that the confined space A is separated from the suction port 3 and the discharge port 4 provided in the casing at a position where the area of the discharge port is maximized. The
[0003]
Note that the suction port 3 and the discharge port 4 are provided on a surface facing the rotor end surface of the casing. In the figure,

reference numerals

5 and 6 denote a suction port side rotor meshing point and a discharge port side rotor meshing point that partition the confined space having the maximum area. Reference numeral 7 denotes a drive shaft for rotating the inner rotor, and the outer rotor 2 is driven to rotate.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
In the internal gear pump, predetermined clearances are provided between the tooth surfaces of the inner rotor and the outer rotor, between the casing inner diameter and the outer diameter of the outer rotor, and between the shaft hole of the inner rotor and the drive shaft so as not to disturb the rotor rotation. (Gap) is provided.
[0005]
Therefore, when the discharge pressure is applied, the inner rotor 1 and the outer rotor 2 move in opposite directions within the clearance range while expanding the confining space A, and the axis passing through the centers of both rotors is the design shown in FIG. From the position of the upper reference axis C to the position of C ′, the rotational direction of the rotor is shifted (a ° −X °). In the figure, a ° is the swing angle with the inner rotor center O from the reference axis C passing through the design center of the inner rotor 1 and the outer rotor 2 to the designed intake port side rotor meshing point 5 as a fulcrum, and X ° is The swing angle is based on the inner rotor center O from the reference axis C to the suction port side rotor meshing point 5 ′ (line B) after the rotor center displacement.
[0006]
When the suction port end is arranged at the position of the designed rotor meshing point 5, the confined space A is separated from the suction port while the actual meshing point moves from the designed meshing point 5 position to the 5 'position. However, it is still in the expansion process, and the space A is in a negative pressure state further than the pressure of the suction port.
[0007]
Nevertheless, since the confined space A separated from the suction port cannot suck liquid, cavitation is induced, and the problem of deterioration of suction efficiency also occurs.
[0008]
As the rotation of the rotor increases, the confinement space expands and compresses faster, so that the occurrence of cavitation and the deterioration of volumetric efficiency become more conspicuous. As a result, the rotor and the casing are eroded and the discharge amount is insufficient.
[0009]
In addition, pressure pulsation increases due to induction of cavitation, pump vibration and noise become severe, and pump performance is significantly reduced.
[0010]
An object of the present invention is to improve pump performance by suppressing cavitation, pressure pulsation increase, and volumetric efficiency reduction caused by displacement of the rotor center due to clearance.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-described problems, in the present invention, the end of the suction port is set so that the rotor rotates more than the suction port side rotor meshing point at the position where the confining space A between the rotor tooth surfaces is the maximum design area So. Extend the front in the direction.
[0012]
As a result, the liquid flows into the space A from the suction port even after the confined space A passes the designed rotor meshing point 5 shown in FIG.
[0013]
Thereby, the negative pressure state of the confined space due to the displacement of the rotor center is corrected, and the pump rotation speed when cavitation occurs can be increased. Further, the amount of liquid sucked into the confined space is increased, and the volumetric efficiency of the pump is improved.
[0014]
When importance is attached to the volumetric efficiency of the pump, the position where the angle X ° formed by the reference axis C and the line B in FIG. 2 is 4 ° ≦ a ° −X ° ≦ 16 ° (the line B that satisfies the equation). It is preferable to arrange the suction port end in the above. In the case of a normal pump, the angle of deflection of the axis C ′ from the reference axis C due to the clearance (the deflection due to the displacement of the rotor center) is substantially within the range of (a ° −4 °) to (a ° −16 °).
[0016]
Further, when importance is attached to the improvement of the pump rotation speed when cavitation occurs, it is preferable to arrange the suction port terminal at a position where 10 ° ≦ a ° −X ° . If this condition is satisfied, the pressure state in the confined space can be positively positive, and the action of intentionally crushing the air mixed in the liquid also works, further increasing the pump rotation speed when cavitation occurs. It becomes possible. However, in this case, since the maximum amount of liquid sucked is reduced, the volumetric efficiency of the pump is lowered.
[0017]
In order to achieve both the volumetric efficiency and the improvement of the pump rotation speed when cavitation occurs, it is preferable to arrange the suction port terminal at a position where 10 ° ≦ a ° −X ° ≦ 16 ° .
[0018]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 shows an embodiment of the internal gear pump of the present invention. FIG. 1 shows the inner rotor 1 and the outer rotor 2 placed in the design center. As shown in the drawing, the terminal end 3a of the suction port 3 is disposed in front of the suction port side rotor meshing point 5 at the position where the area of the confining space A is maximized by design, in the rotational direction of the rotor. The swing angle from the reference axis C passing through the designed inner rotor center O and the outer rotor center to the designed intake port side rotor meshing point 5 (the swing angle with the inner rotor center O as a fulcrum) is a °, and the suction port end If the swing angle to the position where 3a is placed (the swing angle of line B) is X °, the condition of X ° <a ° is satisfied.
[0019]
With the extension of the suction port terminal 3a, the position of the starting end 4a of the discharge port 4 is also set normally so that the closed space A is also disconnected from the discharge port 4 at a position where the closed space A is separated from the suction port 3. The rotor is moved forward in the rotational direction of the rotor.
[0020]
The central portion of the suction port terminal 3a in the radial direction of the rotor protrudes rearward in the rotor rotational direction as shown in the figure, and the confined space A is sucked in at a position where the rotor engagement point 5 on the suction port side reaches the tip of the protrusion. Disconnected from port 3. Reference numeral 8 in FIG. 1 denotes a shallow groove provided in the casing.
[0021]
Below, the confirmation test of the effect of this invention is described.
[0022]
The liquid discharge amount and discharge efficiency of the internal gear pump were evaluated. The results are shown in Table 1 and FIGS.
[0023]
The specifications of the rotor adopted in the pump are 9 inner rotor teeth, 10 outer rotor teeth, outer rotor outer diameter 85 mm, rotor thickness 10 mm, and rotor center eccentricity 3.54 mm.
[0024]
Further, the swing angle from the design reference axis (C in FIG. 1) at the position where the area of the confined space between the inner and outer rotors is maximized to the design intake port side rotor meshing point a ° = 18 °.
[0025]
Table 1, FIG. 3 and FIG. 4 show the results of evaluation using the swing angle X ° from the reference axis C to the installation point (line B) at the end of the suction port as a parameter.
[0026]
[Table 1]

[0027]
As can be seen from FIG. 4, the volumetric efficiency at the pump rotation speed of 1000 rpm is highest in the vicinity of X = 9 °. Even at X = 13 °, the volume efficiency is better up to about 4000 rpm than when X = 0 ° (see FIG. 3).
[0028]
Further, as can be seen from Table 1 and FIG. 4, the pump rotation speed when cavitation occurs increases as X ° decreases.
[0029]
As a result, the effect of arranging the terminal end of the suction port at a position where X ° <a ° is apparent.
[0030]
Although the description will be repeated, 4 ° ≦ a ° −X ° ≦ 16 ° when importance is attached to the volumetric efficiency of the pump, and 10 ° ≦ a when importance is attached to improvement of the pump rotation speed when cavitation occurs. In order to achieve both the improvement of the pumping speed at the time of ° -X °, volumetric efficiency and cavitation, the suction port terminal should be arranged at a position where the condition of 10 ° ≦ a ° −X ° ≦ 16 ° is satisfied. .
[0031]
【The invention's effect】
As described above, in the present invention, the suction port terminal is arranged in front of the rotor suction direction on the rotor side of the design at the position where the confined space between the rotor tooth surfaces is the maximum design area. Therefore, cavitation caused by the displacement of the rotor center due to the clearance is suppressed, and the pump rotation speed when cavitation occurs can be increased.
[0032]
Moreover, pressure pulsation is reduced by suppressing cavitation. Furthermore, the volume of liquid sucked into the confined space is increased and the volumetric efficiency is increased, leading to higher performance of the pump.
[Brief description of the drawings]
1A is a partially omitted view showing an embodiment of the pump of the present invention; FIG. 2B is a view showing shapes of a suction port and a discharge port; FIG. 2A is a partially omitted view of a conventional internal gear pump; Fig. (B) Explanatory diagram of centerline fluctuation caused by rotor center displacement. Fig. 3 is a diagram showing the relationship between the end position of the suction port, the volumetric efficiency of the pump and the pump speed. Diagram showing the relationship between pump speed and volumetric efficiency when cavitation occurs 【Explanation of symbols】
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Inner rotor 2 Outer rotor 3 Suction port 3a Suction port terminal 4 Discharge port 4a Discharge port start end 5 Suction port side rotor meshing point 5 'in the position where the confined space becomes the maximum area by design Suction port side after rotor center displacement Rotor meshing point 6 Designed discharge port side rotor meshing point 7 Drive shaft A Containment space B Axis swung X ° with respect to the reference axis C Reference axis O Inner rotor center a Designated intake port side rotor meshing from the reference axis Swing angle to point X Swing angle from reference axis to end of suction port Area of confined space A So Maximum design area of confined space A

Claims

The inner rotor having n teeth to be rotated and the outer rotor having n + 1 teeth to be rotated are housed in an eccentric arrangement in a casing having a suction port and a discharge port. In an internal gear pump that sucks and discharges liquid by volume change accompanying rotor rotation of a confined space (A) formed between tooth surfaces of the teeth, the confined space (A) is designed at the end of the suction port. The suction port side rotor meshing point (5) at the position where the upper maximum area So is located is arranged to extend forward in the rotational direction of the rotor ,
A swing angle with the inner rotor center from the reference axis (C) passing through the designed outer rotor center and the designed inner rotor center to the suction port side rotor meshing point (5) as a fulcrum is a °, to the end of the suction port The internal gear pump is characterized in that the suction port end (3a) is arranged at a position where 4 ° ≦ a ° −X ° ≦ 16 °, where X is the swing angle of the nozzle.