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车辆用内啮合齿轮式油泵.pdf

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车辆 啮合 齿轮 油泵
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摘要
申请专利号:

CN201180074748.0

申请日:

2011.11.10

公开号:

CN103917785A

公开日:

2014.07.09

当前法律状态:

终止

有效?#35029;?/td>

无权

法律详情: 未缴年费专利权终止IPC(主分类):F04C 15/00申请日:20111110授权公告日:20160106终止日期:20161110|||授权|||实质审查的生效IPC(主分类):F04C 15/00申请日:20111110|||公开
IPC分类号: F04C15/00; F04C2/10 主分类号: F04C15/00
申请人: 丰田自动车株式会社
发明人: 本田裕康
地址: 日本爱知县
优?#28909;ǎ?/td>
专利代理机构: ?#26412;?#24066;中咨律师事务所 11247 代理人: 段承恩;杨光军
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法律状态
申请(专利)号:

CN201180074748.0

授权公告号:

|||||||||

法律状态公告日:

2018.01.05|||2016.01.06|||2014.08.06|||2014.07.09

法律状态类?#20572;?/td>

专利权的终止|||授权|||实质审查的生效|||公开

摘要

提供具备可一边抑制作用于从动齿轮的流体摩擦的增加、一边得到从动齿轮的自动调心效果的从动齿轮的车辆用内啮合齿轮式油泵。在从动齿轮46的外周面46b设置有下凹的第1动压产生槽46c,该深度D1被设为使得从第1动压产生槽46c的最深?#24247;?#27893;体34的内周面34c的间隙H1相对于从从动齿轮46的外周面46b到内周面34c的间隙H2的比值即间隙比m1处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,该预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含由该第1动压产生槽46c产生的动压P1的极大值和基于第1动压产生槽46c而进行作用的流体摩?#26009;?#25968;μ1的极小值。因此,作用于从动齿轮46的流体摩?#26009;?#25968;μ1成为最小且在第1动压产生槽46c产生的动压P1成为最大,可一边抑制作用于从动齿轮46的流体摩擦的增加,一边得到从动齿轮46的自动调心效果。

权利要求书

权利要求书
1.  一种车辆用内啮合齿轮式油泵,具备:圆形的泵室,其通过泵体和泵盖而形成;圆环状的从动齿轮,其具有内齿和与形成该泵?#19994;?#20869;周面相对的外周面,并由形成该泵?#19994;?#20869;周面支撑为能够转动;以及驱动齿轮,其具有与该从动齿轮的内齿啮合的外齿,设置为能够绕从该从动齿轮的旋转中心偏心的旋转中心旋转,并驱动该从动齿轮旋转,其特征在于,
在所述从动齿轮的外周面设置有多个局部下凹的第1动压产生槽,
所述第1动压产生槽的径向深度被设为使得间隙比处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,所述间隙比是从所述第1动压产生槽的最深?#24247;?#25152;述内周面的间隙相对于从所述从动齿轮的外周面到所述内周面的间隙的比值,所述预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含产生动压的极大值和流体摩?#26009;?#25968;的极小值,所述产生动压由该第1动压产生槽产生且为所述间隙比的函数,所述流体摩?#26009;?#25968;基于所述第1动压产生槽而产生且为所述间隙比的函数。

2.  根据权利要求1所述的车辆用内啮合齿轮式油泵,其中,
所述第1动压产生槽具有从所述从动齿轮的外周面朝向该第1动压产生槽的最深?#24247;?#20542;?#27893;媯?#24182;形成为在该倾?#27893;?#19982;所述泵?#19994;?#20869;周面之间?#24066;?#24418;。

3.  根据权利要求1或2所述的车辆用内啮合齿轮式油泵,其中,
所述第1动压产生槽在所述从动齿轮的外周面上绕该从动齿轮的旋转中心以等角度间隔形成有多个。

4.  根据权利要求1至3中?#25105;?#39033;所述的车辆用内啮合齿轮式油泵,其中,
所述第1动压产生槽形成为使得所述间隙比处于2至3的?#27573;?#20869;的深度。

5.  根据权利要求1至4中?#25105;?#39033;所述的车辆用内啮合齿轮式油泵,其中,
在所述从动齿轮的两侧面设置有多个局部下凹的第2动压产生槽,
所述第2动压产生槽的厚度方向深度被设为使得间隙比处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,所述间隙比是从所述第2动压产生槽的最深?#24247;?#25152;述泵室内壁面的间隙相对于从所述从动齿轮的侧面到所述泵室内壁面的间隙的比值,所述预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含由该第2动压产生槽产生的产生动压的极大值和基于所述第2动压产生槽而产生的流体摩?#26009;?#25968;的极小值。

6.  根据权利要求1至5中?#25105;?#39033;所述的车辆用内啮合齿轮式油泵,其中,
在所述驱动齿轮的两侧面设置有多个局部下凹的第3动压产生槽,
所述第3动压产生槽的厚度方向深度被设为使得间隙比处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,所述间隙比是从所述第3动压产生槽的最深?#24247;?#25152;述泵室内壁面的间隙相对于从所述驱动齿轮的侧面到所述泵室内壁面的间隙的比值,所述预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含由该第3动压产生槽产生的产生动压的极大值和基于所述第3动压产生槽而产生的流体摩?#26009;?#25968;的极小值。

说明书

说明书车辆用内啮合齿轮式油泵
?#38469;?#39046;域
本发明涉及具备从动齿轮的车辆用内啮合齿轮式油泵,特别是涉及使在该从动齿轮的外周面下凹的多个槽的深度最佳化的?#38469;酢?
背?#20985;际?
车辆用内啮合齿轮式油泵具备:(a)泵室,其由泵体和泵盖形成;(b)圆环状的从动齿轮,其具有内齿和与形成该泵?#19994;?#20869;周面相对的外周面,并由形成该泵?#19994;?#20869;周面支撑为能够转动;以及(c)驱动齿轮,其具有与该从动齿轮的内齿啮合的外齿,设置为能够绕从该从动齿轮的旋转中心偏心的旋转中心旋转,并驱动该从动齿轮旋转。例如,专利文献1以及2就是这样的。
一般地,在上述那样的车辆用内啮合齿轮式油泵中,在所述从动齿轮的旋转停止的情况下,所述从动齿轮因其自重而成为与所述泵?#19994;?#20869;周面接触的状态。但是,在所述从动齿轮被驱动而旋转的情况下,介于在所述从动齿轮的外周面与所述泵?#19994;?#20869;周面之间所形成的环状间隙中的工作油被该从动齿轮的旋转?#29486;?#32780;在该间隙内沿周向移动,流入朝向所述从动齿轮的外周面与所述泵?#19994;?#20869;周面的邻近部位而逐渐变窄的间隙,从而在该邻近部位附近产生最大的动压,所述从动齿轮的外周面以非接触状态被所述泵?#19994;?#20869;周面支撑。此外,上述动压?#19988;?#23558;所述从动齿轮的外周面朝向该从动齿轮的内周侧按压的方式起作用的压力。
但是,在上述那样的车辆用内啮合齿轮式油泵中,例如,在低速旋转时和/或高油压产生时等,在所述从动齿轮的外周面与所述泵?#19994;?#20869;周面之间产生的动压的平衡不充分,存在所述从动齿轮不稳或者所述从动齿轮 的旋转中心偏转(振れる)这一问题。该从动齿轮的旋转中心的偏转会引起所述从动齿轮的外周面与所述泵?#19994;?#20869;周面的润滑状态成为边界润滑状态,从而产生摩擦损失,所述从动齿轮的旋转阻力增大。
于是,在专利文献3以及4中记述了所述从动齿轮的外周面设有向接近所述泵?#19994;?#20869;周面的方向突出的?#20849;康?#36710;辆用内啮合齿轮式油泵。根据该装置,当所述从动齿轮被驱动而旋转时,在上述凸部产生比不具有该?#20849;康?#36710;辆用内啮合齿轮式油泵大的动压。因此,该大的动压作用于所述从动齿轮,从而与不具有上述?#20849;康?#36710;辆用齿轮式油泵的从动齿轮相比较,可提高所述从动齿轮的自动调心效果,所以可抑制所述从动齿轮的旋转中心的偏转。另外,例如,通过使专利文献5的动压轴承构造应用于油泵,从而构成在泵体的内周面形成有楔形槽的车辆用内啮合齿轮式油泵,所述从动齿轮的旋转中心的偏转受抑制。
现有?#38469;?#25991;献
专利文献
专利文献1:日本特开2003-120550号公报
专利文献2:日本特开平6-229448号公报
专利文献3:日本特开2011-052644号公报
专利文献4:日本特开2010-285979号公报
专利文献5:日本特开平5-106632号公报
发明内容
发明要解决的问题
但是,在上述那样的专利文献3以及4的车辆用内啮合齿轮式油泵或者应用了专利文献5的动压轴承构造的车辆用内啮合齿轮式油泵中,可能根据上述凸部在所述从动齿轮径向上的高度、即换言之向从上述?#20849;康?#39030;端部向接近所述从动齿轮的旋转中心的方向下凹的槽的深度,在所述从动齿轮产生的上述动压可能变小,导致所述从动齿轮的自动调心效果下降,或者作用于所述从动齿轮的流体摩擦也增加而导致摩擦损失变大。
本发明?#19988;?#19978;述情况为背景而作成的,其?#24247;?#22312;于提供具备一边抑制作用于从动齿轮的流体摩擦的增加、一边得到从动齿轮的自动调心效果的从动齿轮的车辆用内啮合齿轮式油泵。
用于解决问题的手段
用于达成该?#24247;?#30340;本发明的发明点如下,一种车辆用内啮合齿轮式油泵,具备:(a)圆形的泵室,其由泵体和泵盖形成;(b)圆环状的从动齿轮,其具有内齿和与形成该泵?#19994;?#20869;周面相对的外周面,并由形成该泵?#19994;?#20869;周面支撑为能够转动;以及(c)驱动齿轮,其具有与该从动齿轮的内齿啮合的外齿,设置为能够绕从该从动齿轮的旋转中心偏心的旋转中心旋转,并驱动该从动齿轮旋转,(d)在所述从动齿轮的外周面设有多个局部下凹的第1动压产生槽,(e)所述第1动压产生槽的径向上的深度被设为使得间隙比处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,所述间隙比是从所述第1动压产生槽的最深?#24247;?#25152;述内周面的间隙相对于从所述从动齿轮的外周面到所述内周面的间隙的比值,所述预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含产生动压的极大值和流体摩?#26009;?#25968;的极小值,所述产生动压由该第1动压产生槽产生且为所述间隙比的函数,所述流体摩?#26009;?#25968;基于所述第1动压产生槽产生且为所述间隙比的函数。
发明效果
根据本发明的车辆用内啮合齿轮式油泵,(d)在所述从动齿轮的外周面设有多个局部下凹的第1动压产生槽,(e)所述第1动压产生槽的径向上的深度被设为使得间隙比处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,所述间隙比是从所述第1动压产生槽的最深?#24247;?#25152;述内周面的间隙相对于从所述从动齿轮的外周面到所述内周面的间隙的比值,所述预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含产生动压的极大值和流体摩?#26009;?#25968;的极小值,所述产生动压由该第1动压产生槽产生且为所述间隙比的函数,所述流体摩?#26009;?#25968;基于所述第1动压产生槽产生且为所述间隙比的函数。因此,对于所述从动齿轮,在该从动齿轮被驱动而旋转时,作用于该从动齿轮的外周面的流体摩?#26009;?#25968;变为最小且由所述第1动压产生槽产生的产生动压变为最大,所以可一边抑制作用于所述从动 齿轮的流体摩擦的增加,一边得到所述从动齿轮的径向上的自动调心效果。
在此,优选,所述第1动压产生槽具有从所述从动齿轮的外周面朝向该第1动压产生槽的最深?#24247;?#20542;?#27893;媯?#24182;形成为在该倾?#27893;?#19982;所述泵?#19994;?#20869;周面之间?#24066;?#24418;,所以可效率高地使作用于所述从动齿轮的流体摩?#26009;?#25968;变小且由所述第1动压产生槽产生的产生动压变大。
另外,优选,所述第1动压产生槽在所述从动齿轮的外周面上绕该从动齿轮的旋转中心以等角度间隔形成有多个,所以可?#23460;?#22320;提高所述从动齿轮的自动调心效果。
另外,优选,所述第1动压产生槽形成为使得所述间隙比处于2至3的?#27573;?#20869;的深度,所以作用于所述从动齿轮的流体摩?#26009;?#25968;变为最小附近且由所述第1动压产生槽产生的产生动压变为最大附近。
另外,优选,(a)在所述从动齿轮的两侧面设置有多个局部下凹的第2动压产生槽,(b)所述第2动压产生槽的厚度方向深度被设为使得间隙比处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,所述间隙比是从所述第2动压产生槽的最深?#24247;?#25152;述泵室内壁面的间隙相对于从所述从动齿轮的侧面到所述泵室内壁面的间隙的比值,所述预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含由该第2动压产生槽产生的产生动压的极大值和基于所述第2动压产生槽而产生的流体摩?#26009;?#25968;的极小值。因此,对于所述从动齿轮,在驱动该从动齿轮旋转时,作用于该从动齿轮的两侧面的流体摩?#26009;?#25968;变为最小且由所述第2动压产生槽产生的产生动压变为最大,所以可一边抑制作用于所述从动齿轮的流体摩擦的增加,一边得到所述从动齿轮的轴心方向上的自动调心效果。
另外,优选,(a)在所述驱动齿轮的两侧面设置有多个局部下凹的第3动压产生槽,(b)所述第3动压产生槽的厚度方向深度被设为使得间隙比处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,所述间隙比是从所述第3动压产生槽的最深?#24247;?#25152;述泵?#19994;?#20869;壁面的间隙相对于从所述驱动齿轮的侧面到所述泵?#19994;?#20869;壁面的间隙的比值,所述预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含由该第3动压产生槽产生的产生动压的极大值和基于所述第3动压产生槽而产生的流体摩?#26009;?#25968;的极小值。因此,对于所述驱动齿轮,在该驱动齿轮被驱动而旋转时,作用于 该驱动齿轮的两侧面的流体摩?#26009;?#25968;变为最小且由所述第3动压产生槽产生的产生动压变为最大,所以可一边抑制作用于所述驱动齿轮的流体摩擦的增加,一边得到所述驱动齿轮的自动调心效果。
附图说明
图1是示出包含本发明的一个实施例的车辆用内啮合齿轮式油泵的车辆用动力传递装置的一部分的局部?#36866;油肌?
图2是示出?#27833;?所?#38236;?#27893;体的组合面观察组装于该泵体的从动齿轮以及驱动齿轮的图。
图3是放大图2的从动齿轮以及驱动齿轮的放大图。
图4是示出图3的从动齿轮的立体图。
图5是放大图2的由单点划线表?#38236;?#22278;内的放大图,是说明图3的从动齿轮的第1动压产生槽的形状的图。
图6是图3的A-A向?#36866;油跡?#26159;示出在图3的从动齿轮的两侧面下凹的第2动压产生槽的形状的?#36866;油肌?
图7是放大图3的由单点划线表?#38236;?#22278;内的放大图,是说明图3的从动齿轮的第2动压产生槽的形状的图。
图8是图3的A-A向?#36866;油跡?#26159;示出在图3的驱动齿轮的两侧面下凹的第3动压产生槽的形状的?#36866;油肌?
图9是说明在从动齿轮旋转时在该从动齿轮的径向上产生的推力的图。
图10是说明在从动齿轮旋转时在该从动齿轮的厚度方向上产生的推力的图。
图11是说明在驱动齿轮旋转时在该从动齿轮的厚度方向上产生的推力的图。
图12是示出在从动齿轮旋转时,该从动齿轮从与泵?#19994;?#36724;心一致的位置偏心时的、从从动齿轮的外周面到泵?#19994;?#20869;周面的间隙与在该间隙产生的动压的大小的关系的图。
图13是说明在从动齿轮在该从动齿轮的径向上偏心时产生的、作用于该从动齿轮的径向自动调心力的图。
图14是说明在从动齿轮在该从动齿轮的厚度方向上偏心时产生的、作用于该从动齿轮的推力方向自动调心力的图。
图15是说明在从动齿轮在该从动齿轮的厚度方向上偏心、且从动齿轮的中心线相对于泵?#19994;?#20013;心线倾斜时,作用于该从动齿轮的推力方向自动调心力的图。
图16是说明驱动齿轮在该驱动齿轮的厚度方向偏心时产生的、作用于该驱动齿轮的推力方向自动调心力的图。
图17是示出间隙比、与由第1动压产生槽产生的产生动压的大小以及流体摩?#26009;?#25968;的大小的关系的图。
图18是示出在本发明其他的实施例的车辆用内啮合齿轮式油泵中,在从动齿轮的外周面形成的第1动压产生槽的形状的图,是与图5对应的图。
图19是示出在本发明其他的实施例的车辆用内啮合齿轮式油泵中,在从动齿轮的外周面形成的第1动压产生槽的形状的图,是与图5对应的图。
图20是示出本发明其他的实施例的车辆用内啮合齿轮式油泵的图,是与图3对应的图。
图21是示出图20的车辆用内啮合齿轮式油泵所具备的从动齿轮的立体图,是与图4对应的图。
具体实施方式
以下,一边参照附图一边详细地说明本发明的实施例。此外,在以下的实施例中,为了容易理解而对附图进行了适当简化或者变形,各部分的尺寸比以及形状等未必正确地绘出。
实施例1
图1是示出包含本发明的一个实施例的车辆用内啮合齿轮式油泵(以下,记作油泵)10的车辆用动力传递装置12的一部分的局部?#36866;油肌?#36710;辆用动力传递装置12具备在作为车辆的驱动源的发动机的曲轴14的后段 设置的扭矩转换器16以及有级式的自动变速器18。
在图1中,扭矩转换器16具备:泵叶轮20,其能够传递动力地连接于曲轴14;涡轮叶轮24,其设置为能够相对于该泵叶轮20相对旋转,且能够传递动力地连接于自动变速器18的输入轴22;以及定子叶轮28,其配置在这些泵叶轮20和涡轮叶轮24之间,且经由单向离合器26支撑为能够旋转。在这样地构成的扭矩转换器16中,与曲轴14一体地旋转的泵叶轮20的旋转经由工作流体向涡轮叶轮24传递。在此,泵叶轮20具备在输入轴22的外周侧从该泵叶轮20向接近自动变速器18的方向突出的圆筒状的套筒20a。油泵10被该泵叶轮20的套筒20a驱动而旋转。
如图1所示,扭矩转换器16以及自动变速器18收置于筒状的变速器壳体32内,该筒状的变速器壳体32固定于在该图1中假想地由双点划线表?#38236;?#21457;动机气缸体30。而且,输入轴20设置为贯通在变速器壳体32内的收置扭矩转换器16的收置空间32a和收置自动变速器18的收置空间32b之间设置的分隔壁。
油泵10作为构成上述隔板壁的一部分的部件,并具备:泵体34,其在套筒20a的外周侧形成为圆环状,嵌合于变速器壳体32的内周面的一部分下凹成圆筒形所形成的嵌合孔32c;和泵盖36,其在输入轴22的外周侧形成为圆环状,并与嵌合孔34a嵌合,该嵌合孔34a在泵体34的与扭矩转换器16相反一侧的端面形成为比较大的?#26412;肚冶?#36739;轻微地下凹。此外,泵体34通过第1螺栓38一体地固定于变速器壳体32。另外,泵盖36通过第2螺栓40一体地固定于泵体36。
泵体34在该泵体34的嵌合孔34a的底面设置有比该嵌合孔34a?#26412;?#23567;?#20918;?#35813;嵌合孔34a下凹地深的圆筒形的孔34b,该圆筒形的孔34b的轴心O1相对于输入轴22以及套筒20a的旋转中心C1偏心。另外,在油泵10中,具备由泵体34和泵盖36形成的圆形的泵室42。该泵室42是在套筒20a的外周侧、被泵体34的圆筒状的孔34b的内周面34c和位于该内周面34c的轴心O1方向的两侧的内壁面34d、36a围着而形成、并具有相对于套筒20a的旋转中心C1偏心的轴心O1的圆筒形的空间。
图2是示出?#27833;?所?#38236;?#27893;体34的组合面侧观察的油泵10的图。此外,图1的油泵10表示图2的I-I向视局部分剖面。在图1以及图2中,油泵10具备:圆环状的从动齿轮46,其具有内齿46a和与形成泵室42的内周面34c相对的外周面46b,并由该内周面34c支撑为能够转动;和驱动齿轮48,其具有与该从动齿轮46的内齿46a啮合的外齿48a,设置为能够绕从该从动齿轮46的旋转中心C2偏心的旋转中心C1旋转,并驱动该从动齿轮46旋转。
在驱动齿轮48中?#22278;?#33021;与套筒20a相对旋转且能够在该套筒20a的旋转中心C1方向上移动的方式?#24230;?#26377;套筒20a。而且,当套筒20a受驱动而绕旋转中心C1沿图2所?#38236;?#31661;头a方向旋转时,从动齿轮46被该驱动齿轮48驱动而绕旋转中心C2沿图2所?#38236;?#31661;头b方向旋转。
如图2以及图3所示,油泵10是驱动齿轮48的外齿48a和形成为比该外齿48a多1个齿的从动齿轮46的内齿46a在图2以及图3所?#38236;?#27893;室42的下方相互啮合的内啮合齿轮型。在泵室42内,由内齿46a和外齿48a隔开而形成的多个空间即压力室因驱动齿轮48以及从动齿轮46旋转而沿从动齿轮46的周向移动,该压力?#19994;?#23481;积随着泵室42?#27833;?以及图3所?#38236;?#19979;侧向上侧移动而增加,随着泵室42?#27833;?所?#38236;?#19978;侧向下侧移动而减小。
在泵体34的外周部与变速器壳体32的组合面形成有吸入侧连接口50和压送侧连接口52,其中该吸入侧连接口50与例如用于吸入回流到自动变速器18的油盘等的工作油的未?#38469;镜?#21560;入油路连接,该压送侧连接口52与例如用于向控制液压式摩擦接合装置等的液压控制回?#36153;?#36865;工作油的未?#38469;镜?#21387;送油路(delivery oil passage)连接。另外,在泵体34形成有第1导入油路56和第1导出(排出)油路60,该第1导入油路56使吸入侧连接口50与在泵室42的泵体34侧开口的第1吸入口54连通,该第1导出(排出)油路60使压送侧连接口52与在泵室42的泵体34侧开口的第1排出口58连通。而且,在泵盖36设置有均未?#38469;镜?#31532;2导入油路和第2导出(排出)油路,该第2导入油路使吸入侧连接口50与在泵室 42的泵盖36侧开口的未?#38469;镜?#31532;2吸入口连通,该第2导出(排出)油路使压送侧连接口52与在泵室42的泵盖36侧开口的未?#38469;镜?#31532;2排出口连通。
所述第2导入油路通过在泵体34的嵌合孔34a的底面开口的第1连通口62与第1导入油路56连通,另外,所述第2导出油路通过在泵体34的嵌合孔34a的底面开口的第2连通口64与第1导出油路60连通。此外,第1吸入口54以及所述第2吸入口设置为,在从动齿轮46的周向上位于随着所述压力室沿从动齿轮46的周向移动、该压力?#19994;?#23481;积增加的周向位置。而且,第1排出口58以及所述第2排出口设置为,在从动齿轮46的周向上位于随着所述压力室沿从动齿轮46的周向移动、该压力?#19994;?#23481;积减小的周向位置。
在这样地构成的油泵10中,驱动齿轮48被套筒20a驱动而沿图2的箭头a方向旋转,通过该驱动齿轮48使从动齿轮46沿图2的箭头b方向旋转,与此相伴,所述油盘的工作油从第1吸入口54或者所述第2吸入口经由吸入侧连接口50以及第1导入油路56或者所述第2导入油?#33539;?#21521;泵室42内被吸入。然后,上述被吸入了的工作油在泵室42内被取入由内齿46a和外齿48a隔开而形成的多个空间中的?#25105;?#31354;间内。然后,被取入上述空间内的工作油,被搬运到该空间的容积伴随驱动齿轮48的旋转而减小的周向位置,因而被压缩。然后,因上述压缩而压力升高了的工作油经由第1排出口58或者所述第2排出口以及第1导出油路60或者所述第2导出口而从压送侧连接口52向所述液压控制回路被压送。
如图4以及图5所示,关于从动齿轮46,在该从动齿轮46的外周面46b设置有多个局部下凹的第1动压产生槽46c。如图4所示,第1动压产生槽46c在从动齿轮46的外周面46b绕该从动齿轮46的旋转中心C2以等角度间隔形成有多个。
如图5所示,第1动压产生槽46c的从动齿轮46的径向上的深度D1被设为使得间隙比m1(=h1/h2)处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,该间隙比m1为从该第1动压产生槽46c的最深?#24247;?#27893;体34的内周面34c的间隙H1的径 向上的距离h1相对于从从动齿轮46的外周面46b到泵体34的内周面34c的间隙H2的径向上的距离h2的比值。此外,如图5所示,第1动压产生槽46c在从动齿轮46的径向上的深度D1是距离h1减去距离h2的差h1-h2。在本实施例中,例如,间隙H1的距离h1是125μm,间隙H2的距离h2是55μm,第1动压产生槽46c的深度D1是70μm。
如图5所示,从动齿轮46的外周面46b在第1动压产生槽46c处大致下凹成三角形。而且,在从动齿轮46的外周面46b,在第1动压产生槽46c处形成有:倾?#27893;?6d,越朝向从动齿轮46的旋转方向b后方、其越朝向该第1动压产生槽46c的最深部;和倾?#27893;?6h,从该第1动压产生槽46c的最深部越朝向从动齿轮46的旋转方向b后方、其与泵室42的内周面34b的间隙的距离变得越短。如图5所示,第1动压产生槽46c,在从动齿轮46的周向具有从从动齿轮46的外周面46b朝向第1动压产生槽46c的最深?#24247;?#20542;?#27893;?6d,并形成为在该倾?#27893;?6d与泵室42的内周面34c之间?#24066;?#24418;。
如图2至图4所示,关于从动齿轮46,在该从动齿轮46的与泵室42的内壁面36a相对的侧面46e和从动齿轮46的与泵室42的内壁面34d相对的侧面46f,设置有多个局部下凹的楔形的第2动压产生槽46g。如图3所示,第2动压产生槽46g具有例如图7所?#38236;?#24418;状,在从动齿轮46的侧面46e以及侧面46f,绕该从动齿轮46的旋转中心C2以等角度间隔形成有多个。
如图6所示,第2动压产生槽46g的从动齿轮46的厚度方向上的深度D2被设为使得间隙比m2(=h3/h4)处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,该间隙比m2从该第2动压产生槽46g的最深?#24247;?#27893;室42的内壁面34d以及36a的间隙H3的距离h3相对于从从动齿轮46的侧面46e以及46f到泵室42的内壁面34d以及36a的间隙H4的距离h4的比值。此外,如图6所示,第2动压产生槽46g在从动齿轮46的厚度方向上的深度D2是距离h3减去距离h4的差h3-h4。在本实施例中,例如间隙H3的距离h3是36μm,间隙H4的距离h4是16μm,第2动压产生槽46g的深度D2是20μm。
如图2以及图3所示,关于驱动齿轮48,在该驱动齿轮48的与泵室42的内壁面36a相对的侧面48b(参照图1)和驱动齿轮48的与泵室42的内壁面34d相对的侧面48c(参照图1),设置有多个局部下凹的楔形的第3动压产生槽48d。如图3所示,第3动压产生槽48d在驱动齿轮48的侧面48b以及侧面48c,绕该驱动齿轮48的旋转中心C1以等角度间隔形成有多个。
如图8所示,第3动压产生槽48d的驱动齿轮48的厚度方向上的深度D3被设为使得间隙比m3(=h5/h6)处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,该间隙比m3是从该第3动压产生槽48d的最深?#24247;?#27893;室42的内壁面34d以及36a的间隙H5的距离h5相对于从驱动齿轮48的侧面48b以及48c到泵室42的内壁面34d以及36a的间隙H6的距离h6的比值。此外,如图8所示,第3动压产生槽48d在驱动齿轮48的厚度方向上的深度D3是距离h5减去距离h6的差h5-h6。在本实施例中,例如间隙H5的距离h5是36μm,间隙H6的距离h6是16μm,第3动压产生槽48d的深度D3是20μm。
根据以上那样地构成的油泵10,当套筒20a旋转从而驱动从动齿轮46以及驱动齿轮48旋转时,介于下述间隙内的工作油被该从动齿轮46和驱动齿轮48的旋转?#29486;?#32780;沿周向移动,所述间隙包括:在从动齿轮46的外周面46b和泵体34的内周面34c之间形成的环状的间隙H2;在从动齿轮46的侧面46f和泵室42的内壁面34d之间以及从动齿轮46的侧面46e和泵室42的内壁面36a之间形成的一对环状的间隙H4;以及在驱动齿轮48的侧面48c和泵室42的内壁面34d之间以及驱动齿轮48的侧面48b和泵室42的内壁面36a之间形成的一对环状的间隙H6;。
由此,如图5所示,在从动齿轮46中,因?#25215;?#32780;流入的工作油充满从动齿轮46的外周面46b的第1动压产生槽46c和泵体34的内周面34c的间隙H2内,从而在间隔最窄的部位附近产生最大的动压(产生动压)P1。另外,如图6所示,在从动齿轮46中,因?#25215;?#32780;流入的工作油充满从动齿轮46的侧面46e的第2动压产生槽46g和泵室42的内壁面36a的间隙H4、以及从动齿轮46的侧面46f的第2动压产生槽46g和泵室42的内壁面34d 的间隙H4内,从而在间隔最窄的部位附近产生最大的动压(产生动压)P2。另外,如图8所示,在驱动齿轮48中,因?#25215;?#32780;流入的工作油充满驱动齿轮48的侧面48b的第3动压产生槽48d和泵室42的内壁面36a的间隙H6、以及驱动齿轮48的侧面48c的第3动压产生槽48d和泵室42的内壁面34d的间隙H6内,从而在间隔最窄的部位附近产生最大的动压(产生动压)P3。
因此,如图9所示,动压P1产生将从动齿轮46的外周面46b朝向该从动齿轮46的旋转中心C2按压的推力。由此,如图9所示,对于从动齿轮46,在该从动齿轮46的旋转时,从动齿轮46的外周面46b和泵体34的内周面34c以非接触状态被支撑。另外,如图10所示,动压P2产生将从动齿轮46的侧面46f朝向接近泵室42的内壁面34d的方向按压且将从动齿轮46的侧面46e朝向接近泵室42的内壁面36a的方向按压的推力。由此,对于从动齿轮46,在该从动齿轮46旋转时,从动齿轮46的侧面46e以及46f和泵室42的内壁面34d以及36a以非接触状态被支撑。另外,如图11所示,动压P3产生将驱动齿轮48的侧面48b朝向接近泵室42的内壁面34d的方向按压且将驱动齿轮48的侧面48c朝向接近泵室42的内壁面36a的方向按压的推力。由此,对于驱动齿轮48,在该驱动齿轮48旋转时,驱动齿轮48的侧面48b以及48c和泵室42的内壁面34d以及36a以非接触状态被支撑。
图12是表示在从动齿轮46旋转时、从从动齿轮46的旋转中心C2位于与图9所?#38236;?#27893;室42的轴心O1一致的从动齿轮中心位置A1时开始到图9所?#38236;?#20559;心力F作用于该从动齿轮46而使该从动齿轮46的旋转轴心C2从泵室42的轴心O1分离而偏心时的、从从动齿轮46的外周面46b到泵体34的内周面34d的间隙H2的距离h2与因?#25215;?#32780;流入的工作油充满该间隙H2内所产生的动压P1的大小的关系的图。另外,所谓图12所?#38236;?#21160;压增加偏心侧,是从动齿轮46从该从动齿轮中心位置A1偏心而从动齿轮46的外周面46b和泵体34的内周面34c的间隙H2变窄、动压P1的大小增加的一侧。另外,所谓图12所?#38236;?#21160;压减小偏心侧,是从动齿轮 46从该从动齿轮中心位置A1偏心而从动齿轮46的外周面46b和泵体34的内周面34c的间隙H2变大、动压P1的大小减小的一侧。
因此,如图13所示,当从动齿轮46在该从动齿轮46的径向偏心时,根据从动齿轮46的旋转中心C2从泵室42的轴心O1偏心的偏心量,沿二次曲线变大的动压P1在变窄了的从动齿轮46的外周面46b和泵体34的内周面34d的间隙产生,从而径向自动调心力作用于从动齿轮46,使得从动齿轮46的周向的间隙H2为一定即使得从动齿轮46的旋转中心C2返回到泵室42的轴心O1。
由此,例如,即使从动齿轮46偏心、从动齿轮46的外周面46b和泵体34的内周面34c的润滑状态成为了边界润滑状态,通过上述径向自动调心力,润滑状态也会从边界润滑状态返回到流体润滑状态。进而,通过?#28304;?#21160;齿轮46进?#26800;?#24515;,间隙H2的距离h2变大,能够减低上述流体润滑状态的?#25215;?#24212;力(τ=η(du/dy))。此外,因为在从动齿轮46的厚度方向上的该从动齿轮46的侧面46e以及46f和驱动齿轮48的厚度方向上的该驱动齿轮48的侧面48b以及48c上,也设置有与第1动压产生槽46c同样的第2动压产生槽46g、第3动压产生槽48d,所以可得到与上述大致同样的推力方向自动调心力。
如图14所示,对于从动齿轮46,当在从动齿轮46的厚度方向上、该从动齿轮46的中心线C4从泵室42的中心线C3分离而偏心时,根据从动齿轮46的中心线C4从泵室42的中心线C3分离的离开量即偏心量,沿二次曲线变大的动压P2在变窄了的从动齿轮46的侧面46e和泵体34的内周面34d的间隙产生,推力方向自动调心力作用于从动齿轮46,使得从动齿轮46的厚度方向上的间隙H4成为一定即使得从动齿轮46的中心线C4返回到泵室42的中心线C3。此外,所谓从动齿轮46的中心线C4,是表示从动齿轮46的厚度方向上的从动齿轮46的侧面46e和46f之间的中心的直线。另外,所谓泵室42的中心线C3,是表示从动齿轮46的厚度方向上的泵室42的内壁面34d和36a之间的中心的直线。
如图15所示,对于从动齿轮46,?#22791;?#20174;动齿轮46的中心线C4相对 于泵室42的中心线C3倾斜时,在变窄了的从动齿轮46的侧面46e和泵室42的内壁面34d之间的上部、和变窄了的从动齿轮46的侧面46f和泵室42的内壁面36a之间的下部产生比较大的动压P2,推力方向自动调心力作用于从动齿轮46,使得从动齿轮46的厚度方向上的间隙H4成为一定即使得从动齿轮46的中心线C4与泵室42的中心线C4一致。
如图16所示,对于驱动齿轮48,当在该驱动齿轮48的厚度方向上、该驱动齿轮48的中心线C5从泵室42的中心线C3分离而偏心时,根据驱动齿轮48的中心线C5从泵室42的中心线C3分离的离开量即偏心量,沿二次曲线变大的动压P3在变窄了的驱动齿轮48的侧面48c和泵体34的内周面34d之间产生,推力方向自动调心力作用驱动齿轮48,使得在驱动齿轮46的厚度方向上的间隙H6成为一定即使得驱动齿轮48的中心线C5返回到泵室42的中心线C3。此外,驱动齿轮48的中心线C5是表示驱动齿轮48的厚度方向上的驱动齿轮48的侧面48b和48c之间的中心的直线。
图17是示出间隙比m1、与由具有该间隙比m1的第1动压产生槽46c产生的动压P1的大小和流体摩?#26009;?#25968;μ1的大小的关系的图。根据该图17,动压P1的大小是间隙比m1的函数,间隙比m1处于预定的?#27573;?#20869;、动压P1成为极大。另外,流体摩?#26009;?#25968;μ1的大小是间隙比m1的函数,间隙比m1处于预定的?#27573;?#20869;、流体摩?#26009;?#25968;μ1成为极小。
如图17所示,第1动压产生槽46c的从动齿轮46的径向上的深度D1被设为使得上述间隙比m1处于包含由第1动压产生槽46c产生的动压P1的极大值和基于第1动压产生槽46c而进行作用的流体摩?#26009;?#25968;μ1的极小值的预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;。此外,如图17所示,在间隙比m1是1.5至4、优选是2至3时,基于第1动压产生槽46c而进行作用的流体摩?#26009;?#25968;μ1接近最小,由第1动压产生槽46c产生的动压P1接近最大。
在此,图17的间隙比m1下的动压P1的数值以?#20985;?#38553;比m1下的流体摩?#26009;?#25968;μ1的数值可以如以下这样算出。
动压P1通过从表示3次?#30528;?#26041;程式的数学式1算出量纲为1的压力Kp并将其代入数学式2而算出。此外,L是图4所?#38236;?#20174;动齿轮46的宽 度,B是图5所?#38236;?#31532;1动压产生槽46c的楔形的楔?#24247;?#38271;度,U是图5所?#38236;?#20174;动齿轮外周面流速,η是工作油的?#25215;浴?
在此,说明量纲为1的压力Kp的算出方法。首先,将数学式1对x进行微分,而算出数学式3。然后,代入量纲为1的膜厚H(=h/h2)、量纲为1的坐标X(=x/B)、量纲为1的坐标Z(=z/L)、量纲为1的压力P=(ph22)/(ηUB)、油膜形状的式子dH/dX=1-m而算出数学式4。然后,用差?#22336;?#23545;数学式4进行数值分析,而算出量纲为1的压力Kp。
另外,流体摩?#26009;?#25968;μ1通过数学式5而算出。此外,数学式5所记述的KW以及KF0是通过数学式6以及数学式7而算出的值。
[数学式1]

[数学式2]
P1=ηUBh2×Kp]]>
[数学式3]
h3∂2p∂x2+3h2dhdx∂p∂x+h3∂2p∂z2=6ηUdhdx]]>
[数学式4]

[数学式5]
μ1=h2BKF0KW]]>
[数学式6]
KW=6(m-1)2{1nm-2(1-m)m+1}]]>
[数学式7]
KF0=1m-1{41nm-6(1-m)m+1}]]>
在本实施例中,第2动压产生槽46g的从动齿轮46的厚度方向上的深度D2被设为使得间隙比m2处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,该预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含由该第2动压产生槽46g产生的动压P2的极大值和基于第2动压产生槽46g而作用的流体摩?#26009;?#25968;μ2的极小值。另外,在本实施例中,参照算出上述动压P1和流体摩?#26009;?#25968;μ1的算出方法,将间隙比m2与由按照该间隙比m2而设置的深度D2的第2动压产生槽46g产生的动压P2的大小以及基于第2动压产生槽46g而作用的流体摩?#26009;?#25968;μ2的大小的关系在与图17同样的图中示出,来决定间隙比m2。此外,虽然未?#38469;荊?#20294;是在间隙比m2是1.5至4、优选是2至3时,基于第2动压产生槽46g而作用的流体摩?#26009;?#25968;μ2接近最小,由第2动压产生槽46g产生的动压P2接近最大。
在本实施例中,第3动压产生槽48d的驱动齿轮48的厚度方向上的深度D3被设为使得间隙比m3处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,该预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含由该第3动压产生槽48d产生的动压P3的极大值和基于第3动压产生槽48d而作用的流体摩?#26009;?#25968;μ3的极小值。另外,在本实施例中,参照算出上述动压P1和流体摩?#26009;?#25968;μ1的算出方法,将间隙比m3与由按照该间隙比m3而设置的深度D3的第3动压产生槽48d产生的动压P3的大小以及基于该第3动压产生槽48d而作用的流体摩?#26009;?#25968;μ3的大小的关系在与图17同样的图中示出,来决定间隙比m3。此外,虽然未?#38469;荊?#20294;是在间隙比m3是1.5至4、优选是2至3时,基于第3动压产生槽48d而作用的流体摩?#26009;?#25968;μ3接近最小,由第3动压产生槽48d产生的动压P3接近最大。
根据本实施例的油泵10,在从动齿轮46的外周面46b设置有多个局部下凹的第1动压产生槽46c,第1动压产生槽46c的从动齿轮46的径向上的深度D1被设为使得间隙比m1(=h1/h2)处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,例 如间隙比m1设置为处于1.5~4、优选2~3的?#27573;?#20869;,该间隙比m1为从第1动压产生槽46c的最深?#24247;?#27893;体34的内周面34b的间隙H1的距离h1相对于从从动齿轮46的外周面46b到泵体34的内周面34c的间隙H2的距离h2的比值,该预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含动压P1的极大值和流体摩?#26009;?#25968;μ1的极小值,该动压P1由该第1动压产生槽46c产生且为间隙比m1的函数,该流体摩?#26009;?#25968;μ1基于第1动压产生槽46c而产生且为间隙比m1的函数。因此,关于从动齿轮46,在该从动齿轮46被驱动而旋转时,作用于该从动齿轮46的外周面46b的流体摩?#26009;?#25968;μ1接近最小且由第1动压产生槽46c产生的动压P1接近最大,所以可一边抑制作用于从动齿轮46的流体摩擦的增加,一边通过径向自动调心力而得到从动齿轮46的该从动齿轮46的径向上的自动调心效果。
另外,根据本实施例的油泵10,第1动压产生槽46c具有从从动齿轮46的外周面46b朝向该第1动压产生槽46c的最深?#24247;?#20542;?#27893;?6d,并形成为在该倾?#27893;?6d与泵室42的内周面34c之间?#24066;?#24418;,所以可效率高地使作用于所述从动齿轮46的流体摩?#26009;?#25968;μ1变小且使由第1动压产生槽46c产生的动压P1变大。
另外,根据本实施例的油泵10,第1动压产生槽46c在从动齿轮46的外周面46b绕该从动齿轮46的旋转中心C2以等角度间隔形成有多个,所以可?#23460;?#22320;提高从动齿轮46的自动调心效果。
另外,根据本实施例的油泵10,第1动压产生槽46c形成为使得间隙比m1处于2至3的?#27573;?#20869;的深度D1,所以作用于从动齿轮46的流体摩?#26009;?#25968;μ1接近最小且由第1动压产生槽46c产生的动压P1接近最大。
另外,根据本实施例的油泵10,在从动齿轮46的两侧面46f以及46e设置有多个局部下凹的第2动压产生槽46g,第2动压产生槽46g的从动齿轮46的厚度方向上的深度D2被设为使得间隙比m2(=h3/h4)处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,该间隙比m2为从第2动压产生槽46g的最深?#24247;?#27893;室42的内壁面36a以及34d的间隙H3的距离h3相对于从从动齿轮46的侧面46f以及46e到泵室42的内壁面36a以及34d的间隙H4的距离h4的 比值,该预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含由该第2动压产生槽46g产生的动压P2的极大值和基于第2动压产生槽46g而产生的流体摩?#26009;?#25968;μ2的极小值。因此,关于从动齿轮46,在该从动齿轮46被驱动而旋转时,作用于该从动齿轮46的两侧面46e以及46f的流体摩?#26009;?#25968;μ2成为最小且由第2动压产生槽46g产生的动压P2成为最大,所以可一边抑制作用于从动齿轮46的流体摩擦的增加,一边通过轴向自动调心力而得到从动齿轮46的厚度方向即从动齿轮46的轴心C2方向上的自动调心效果。
另外,根据本实施例的油泵10,在从动齿轮48的两侧面48b以及48c设置有多个局部下凹的第3动压产生槽48d,第3动压产生槽48d的驱动齿轮48的厚度方向上的深度D3被设为使得间隙比m3(=h5/h6)处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;,该间隙比m3为从第3动压产生槽48d的最深?#24247;?#27893;室42的内壁面36a以及34d的间隙H5的距离h5相对于从驱动齿轮48的侧面48b以及48c到泵室42的内壁面36a以及34d的间隙H6的距离h6的比值,该预?#28909;?#23450;的?#27573;?#21253;含由该第3动压产生槽48d产生的动压P3的极大值和基于第3动压产生槽48d而产生的流体摩?#26009;?#25968;μ3的极小值。因此,关于驱动齿轮48,在该驱动齿轮48被驱动而旋转时,作用于该驱动齿轮48的两侧面48b以及48c的流体摩?#26009;?#25968;μ3成为最小且由第3动压产生槽48d产生的动压P3成为最大,所以可一边抑制作用于从动齿轮48的流体摩擦的增加,一边得到驱动齿轮48的厚度方向即驱动齿轮48的轴心C1方向上的自动调心效果。
实施例2
接着,说明本发明其他的实施例。此外,在以下的说明中对于实施例相互之间共通的部分附上相同的附图标记且省?#36816;?#26126;。
本实施例的油泵与前述实施例1的油泵10相比较,仅在第1动压产生槽46i的形?#20174;?#23454;施例1的第1动压产生槽46c不同这方面不同,其以外构成为大致同样。
如图18所示,第1动压产生槽46i的从动齿轮46的径向上的深度D1与实施例1同样地,被设为使得从该第1动压产生槽46i的最深?#24247;?#27893;体 34的内周面34c的间隙H1的距离h1相对于从从动齿轮46的外周面46b到泵体34的内周面34c的间隙H2的距离h2的比值即间隙比m1(=h1/h2)处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;。
如图18所示,从动齿轮46的外周面46b在第1动压产生槽46i处下凹成楔形。而且,在从动齿轮46的外周面46b,在第1动压产生槽46i处形成有从从动齿轮46的周向的第1动压产生槽46i的最深部越朝向从动齿轮46的旋转方向b后方则与泵室42的内周面34b的间隙的距离变为越短的倾?#27893;?6j。此外,从流体的流动性质的观点出发,流路的间隙因第1动压产生槽46i而急速放大的本实施例会引起流体分离,所以定性而言实施例1的第1动压产生槽46c是有益的。但是,适于设置有第1动压产生槽46i的用于自动变速器18的油泵10所使用的槽深度是μm的量级,所以在该等级的间隙流动中不会产生定?#24247;?#26377;意义的差异。
实施例3
本实施例的油泵与前述实施例1的油泵10相比较,仅在第1动压产生槽46k的形?#20174;?#23454;施例1的第1动压产生槽46c不同这方面不同,其以外构成为大致同样。
如图19所示,第1动压产生槽46k的从动齿轮46的径向上的深度D1与实施例1同样地,被设为使得从该第1动压产生槽46k的最深?#24247;?#27893;体34的内周面34c的间隙H1的距离h1相对于从从动齿轮46的外周面46b到泵体34的内周面34c的间隙H2的距离h2的比值即间隙比m1(=h1/h2)处于预?#28909;?#23450;的?#27573;?#20869;。
如图19所示,从动齿轮46的外周面46b在第1动压产生槽46k处局部下凹成大致长方形。此外,从流体的流动性质的观点出发,流路的间隙因第1动压产生槽46k而急速放大的本实施例会引起流体分离,所以定性而言实施例1的第1动压产生槽46c是有益的。但是,因为适于设置有第1动压产生槽46k的用于自动变速器18的油泵10所使用的槽深度是μm的量级,所以在该等级的间隙流动中不会产生定?#24247;?#26377;意义的差异。
实施例4
如图20以及图21所示,本实施例的油泵66与前述实施例1的油泵10相比较,仅在具备不具备在实施例1中设置的第2动压产生槽46g的从动齿轮68、和不具备在实施例1中设置的第3动压产生槽48d的驱动齿轮70这两方面不同,其以外构成为大致同样。
根据这样地构成的油泵66,从动齿轮68的厚度方向上的从动齿轮68的自动调心效果以及驱动齿轮70的厚度方向上的驱动齿轮70的自动调心效果与实施例1的从动齿轮46以及驱动齿轮48相比较下降。但是,从动齿轮68与实施例1的从动齿轮46同样地,在该从动齿轮68被旋转而驱动时,作用于该从动齿轮68的流体摩?#26009;?#25968;μ1成为最小且由第1动压产生槽46c产生的动压P1成为最大,所以可一边抑制作用于从动齿轮68的流体摩擦的增加,一边使从动齿轮68的该从动齿轮68的径向上的自动调心效果最大化。
以上,基于附图详细地说明了本发明的实施例,但是本发明在其他的方式下也可以应用。
在本实施例的油泵10中,对于第1动压产生槽46c、第2动压产生槽46g、第3动压产生槽48d的形状,这些槽的最深?#24247;?#28145;度即间隙H1、H3、H5的距离h1、h3、h5与间隙H2、H4、H6的距离h2、h4、h6的间隙比m1、m2、m3才是重要的,这些槽形状自身是什么样的形状都行。在用于自动变速器的油泵10所使用的μm量级的间隙下几乎没有由槽形状引起的性能差。
另外,在本实施例的油泵10中,第2动压产生槽46g设置成了在从动齿轮46的两侧面46e以及46f下凹,但?#19988;?#21487;以仅设置在该从动齿轮46的一方的侧面46e以及46f。另外,第3动压产生槽48d设置成了在驱动齿轮48的两侧面48b以及48c下凹,但?#19988;?#21487;以仅设置在该驱动齿轮48的一方的侧面48b以及48c。
另外,在本实施例的油泵10中,第2动压产生槽46g的形状是图7所?#38236;?#24418;状,但是只要是可确保从动齿轮46的侧面46e以及46f的密封?#24247;?#24418;状即可,也可以是实施例以外的形状。此外,当将第2动压产生槽46g 的形状设为贯通密封部那样的形状时,泄露的工作油变多而导致泵的容积效?#35782;?#21270;。
另外,在本实施例的油泵10中,油泵10是有级式自动变速器用的油泵,例如也可以将油泵10应用于CVT(无级变速器)和/或HV(混合动力车)的自动变速器。
此外,上述内容只不过是一种实施方式,本发明能够在基于本领域专业人员的知识而施加了各种变更、改良的形态下实施。
附图标记说明
10、66:油泵                             34:泵体
34c:内周面                              34d:内壁面
36:泵盖                                 36a:内壁面
42:泵室                                 46:从动齿轮
46a:内齿                                46b?#21644;?#21608;面
46c、46i、46k:第1动压产生槽             46d:倾?#27893;?
46e、46f:侧面                           46g:第2动压产生槽
48:驱动齿轮                             48a?#21644;?#40831;
48b、48c:侧面                           48d:第3动压产生槽
C1:驱动齿轮的旋转中心
C2:从动齿轮的旋转中心
D1:第1动压产生槽的径向上的深度
D2:第2动压产生槽的厚度方向上的深度
D3:第3动压产生槽的厚度方向上的深度
H1~H6:间隙
m1~m3:间隙比
P1~P3:动压(产生动压)
μ1~μ3:流体摩?#26009;?#25968;

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