JP2004197670A - 内接型オイルポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】高回転域および低回転域のいずれにおいても良好な流体搬送が可能なオイルポンプを実現する。
【解決手段】内歯を有するアウターロータ１２と、内歯よりも１枚少ない外歯を有するインナーロータ１３とが噛み合い、その歯面間に形成されたセルＲの容積変化により流体を吸入・吐出するロータ１１と、このロータ１１を収容する収容スペース１４ａを有するケーシング１４とを備えた内接型オイルポンプ１０を、ロータ１１の軸線方向に沿う外寸（歯幅）ｈが、収容スペース１４ａの軸線方向に沿う内寸ｌよりも小さく、
０．１８０≧ｌ−ｈ≧０．０３［ｍｍ］
の関係を満たすよう構成する。
【選択図】 図１

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、歯数差が１枚のアウターロータとインナーロータとが内接して噛み合い、両ロータの歯面間に形成されたセルの容積変化によって流体を吸入・吐出する内接型オイルポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、内接型オイルポンプでは、キャビテーションや脈動による騒音の発生、効率の低下が問題となることがある。これに対して、ロータの端面に歯溝を連通させる連通路を設け、吐出側セルと吸入側セルとを連通させることにより、吸入側セルの吸入負圧を緩和するとともに、吐出側セルの圧力上昇を緩和し、キャビテーションや脈動を緩和させる内接型オイルポンプが提案されている（たとえば、特許文献１参照）。
【０００３】
この特許文献１に記載の内接型オイルポンプでは、連通路を長く設けることにより、この連通路を流通する流体の流路抵抗を大きくして、吐出側セルから吸入側セルへの流体の漏洩を少量に抑え、ポンプ効率の低下を防止している。
【０００４】
【特許文献１】
特開平８−２３２８５５号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、近年の内接型オイルポンプは、より小型の装置で高い吐出量を得るために、高回転で駆動することが求められている。しかしながら、ロータを高速回転させると、吸入側セルの吸入負圧の増大および吐出側セルの圧力上昇によってキャビテーションや脈動が大きくなり、騒音の発生、効率の低下等の問題が生じる。このため、内接型オイルポンプの高回転域での使用はあまり好ましいものではなかった。
【０００６】
これに対して、上述の特許文献１に記載の内接型オイルポンプのように、キャビテーションや脈動を抑制する構成のロータを用いることが考えられる。
しかしながら、ロータの回転が高速になると、吸入側セルの吸入負圧および吐出側セルの吐出圧が極めて大きくなる。このため、吸入側セルと吐出側セルとが直接連通していると、高圧の吐出側セルから負圧の吸入側セルへと流体が移動してしまうので、吐出効率が大きく低下してしまうという問題がある。
【０００７】
また、このように吸入側セルと吐出側セルとが直接連通していると、低速回転では油圧が上昇しにくく、ポンプとして十分な吐出量が得られにくいという問題があった。
【０００８】
本発明は、以上の課題に鑑みてなされたもので、高回転域および低回転域のいずれにおいても良好な効率での流体搬送が可能なオイルポンプを実現することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するために、請求項１の発明に係る内接型オイルポンプは、内歯を有するアウターロータと、内歯よりも１枚少ない外歯を有するインナーロータとが噛み合い、その歯面間に形成されたセルの容積変化により流体を吸入・吐出するロータと、このロータを収容する収容スペースを有するケーシングとを備えた内接型オイルポンプであって、ロータの軸線方向に沿う外寸ｈが、収容スペースの軸線方向に沿う内寸ｌよりも小さく、
０．１８０≧ｌ−ｈ≧０．０３［ｍｍ］
であることを特徴としている。
【００１０】
この発明によれば、ロータの端面と、ケーシングの収容スペースの内面とのクリアランス（サイドクリアランス）が大きいので、高回転域で駆動されるときのキャビテーションや脈動の発生による効率の低下を抑制でき、低騒音で吐出効率が良好なオイルポンプを実現することができる。
【００１１】
請求項２の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項１の内接型オイルポンプにおいて、アウターロータの歯数がＺｏ枚であって、基礎円Ｄｏに外接して滑りなく転がる外転円Ａｏによって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円Ｄｏに内接して滑りなく転がる内転円Ｂｏによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形として形成され、インナーロータの歯数がＺｉ枚であって、基礎円Ｄｉに外接して滑りなく転がる外転円Ａｉによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円Ｄｉに内接して滑りなく転がる内転円Ｂｉによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として形成され、アウターロータの基礎円Ｄｏの直径φＤｏ、外転円Ａｏの直径φＡｏ、内転円Ｂｏの直径φＢｏ、インナーロータの基礎円Ｄｉの直径φＤｉ、外転円Ａｉの直径φＡｉ、内転円Ｂｉの直径φＢｉ、両ロータの径方向の歯面間クリアランスをｔ（≠０）とするとき、
φＡｏ＝φＡｉ
φＤｏ＝φＤｉ・Ｚｏ／Ｚｉ＋ｔ・Ｚｏ／（Ｚｏ＋１）
φＢｏ＝φＢｉ＋ｔ・（Ｚｏ＋１）
を満たしていることを特徴としている。
【００１２】
また、請求項３の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項１のオイルポンプロータにおいて、アウターロータの歯数がＺｏ枚であって、基礎円Ｄｏに外接して滑りなく転がる外転円Ａｏによって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円Ｄｏに内接して滑りなく転がる内転円Ｂｏによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形として形成され、インナーロータの歯数がＺｉ枚であって、基礎円Ｄｉに外接して滑りなく転がる外転円Ａｉによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円Ｄｉに内接して滑りなく転がる内転円Ｂｉによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として形成され、アウターロータの基礎円Ｄｏの直径φＤｏ、外転円Ａｏの直径φＡｏ、内転円Ｂｏの直径φＢｏ、インナーロータの基礎円Ｄｉの直径φＤｉ、外転円Ａｉの直径φＡｉ、内転円Ｂｉの直径φＢｉ、両ロータの径方向の歯面間クリアランスをｔ（≠０）とするとき、
φＢｏ＝φＢｉ
φＤｏ＝φＤｉ・Ｚｏ／Ｚｉ＋ｔ・Ｚｏ／（Ｚｏ＋１）
φＡｏ＝φＡｉ＋ｔ・（Ｚｏ＋１）
を満たしてインナーロータとアウターロータとが構成されていることを特徴としている。
【００１３】
これらの発明によれば、円滑な回転のために設けられる両ロータの歯先頂点同士あるいは歯先頂点と歯底とが径方向に対向するときの歯面間のクリアランス（チップクリアランス）の大きさに対して、周方向に対向する歯面間のクリアランスが小さく形成されるので、バックラッシが小さく吐出効率の高いロータが得られる。したがって、このロータ形状の工夫により低回転域および高回転域のいずれにおいても高い吐出効率が実現できるとともに、歯幅方向のクリアランスすなわちサイドクリアランスを大きく設けることにより高回転域でのキャビテーションや脈動を抑えることができるので、低騒音かつ高効率の内接型オイルポンプの実現が可能となる。
【００１４】
請求項４の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項１から３の内接型オイルポンプにおいて、容積が最小となっているセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをａ、容積が拡大する過程にあるセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｂ、容積が最大となっているセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｃとして、
ａ≦ｂ≦ｃかつａ＜ｃ
であって、さらに、容積が拡大する過程にあるセルにおけるクリアランスｂは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｂ１、これよりも回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｂ２として、
ｂ１≦ｂ２
を満たすことを特徴としている。
【００１５】
また、請求項５の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項４の内接型オイルポンプにおいて、容積が減少する過程にあるセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｄ、容積が最大となっているセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｃとして、
ａ≦ｂ≦ｃかつａ＜ｃかつａ≦ｄ≦ｃ
であって、さらに、容積が減少する過程にあるセルにおけるクリアランスｄは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｄ１、これよりも回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｄ２として、
ｄ１≧ｄ２
を満たすことを特徴としている。
【００１６】
また、請求項６の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項１から３の内接型オイルポンプにおいて、容積が最小から最大に拡大する過程にあるセルを形成する両ロータの歯面間のクリアランスが、セルの回転移動に伴い漸次増大することを特徴としている。
【００１７】
また、請求項７の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項６の内接型オイルポンプにおいて、容積が最大から最小に減少する過程にあるセルを形成する両ロータの歯面間のクリアランスが、セルの回転移動に伴い漸次縮小することを特徴としている。
【００１８】
これらの発明によれば、両ロータの歯面間のクリアランスが、効率のよいトルク伝達が行われる噛み合い影響部では小さく、効率のよいトルク伝達が行われない部分では大きく設けられるので、噛み合い影響部でのバックラッシが小さく、噛み合いに影響しない部分でのクリアランスは確保される。したがって、このロータ形状により効率の向上が実現できるとともに、サイドクリアランスを大きく設けることによりキャビテーションや脈動を抑えることができるので、低騒音で効率がよい内接型オイルポンプを実現することができる。
【００１９】
請求項８の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項１から７の内接型オイルポンプにおいて、インナーロータの回転位置θにおけるセルの容積Ｖ、このセルを軸線方向に投影した面積Ｓ、両ロータの軸線方向の歯幅ｈとして、
γ＝ｄＶ／ｄθ／Ｓ／ｈ
で算出される、セルを出入りする流体の単位歯幅当たりの流速変化γの最大値γｍａｘが、
０．０２００≦γｍａｘ≦０．０２５０［ｍｍ／°ｄｅｇｒｅｅ／ｍｍ］
であることを特徴としている。
【００２０】
この発明によれば、セルを出入りする流体の速度変化の最大値が小さいことにより高回転域においても脈動が抑制され、効率のよい流体搬送が可能となる。したがって、サイドクリアランスを大きく設けてキャビテーションや脈動を抑えることにより、高効率と低騒音を両立できる内接型オイルポンプが実現できる。
【００２１】
請求項９の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項８の内接型オイルポンプにおいて、インナーロータの回転速度［回毎分］の最大値が、９０００［回毎分］以上であることを特徴としている。
【００２２】
この発明によれば、流速変化の最大値が小さいロータを備え、サイドクリアランスが大きいオイルポンプにおいてインナーロータが高速回転されることにより、吐出量が大きくても脈動やキャビテーションが小さく、小型かつ低騒音で高効率での流体搬送が可能となる。
【００２３】
請求項１０の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項１から９の内接型オイルポンプにおいて、インナーロータおよびアウターロータが粉末冶金法により製造され、オープンポアを有する焼結肌を有し、両端面の平行度が０．０９ｍｍ以下に形成されていることを特徴としている。
【００２４】
請求項１１の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項１０の内接型オイルポンプにおいて、インナーロータの少なくとも軸方向端面が焼結肌であることを特徴としている。
【００２５】
これらの発明によれば、サイドクリアランスが大きいことに加えて、ロータの両端面の平行度が良好なことから、研削等の機械加工を施されずオープンポアを有する焼結肌のロータを備えた内接型オイルポンプが実現できる。つまり、ロータがオープンポアを有することにより保油性が高い内接型オイルポンプが実現できるとともに、機械加工工程の省略により迅速かつ安価に製造可能な内接型オイルポンプを提供することができる。
【００２６】
請求項１２の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項１から９の内接型オイルポンプにおいて、インナーロータおよびアウターロータが粉末冶金法により製造され、焼結肌にスチーム処理されたスチーム被膜層を有し、両端面の平行度が０．０９ｍｍ以下に形成されていることを特徴としている。
【００２７】
請求項１３の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項１２の内接型オイルポンプにおいて、インナーロータの少なくとも軸方向端面にスチーム被膜層が形成されていることを特徴としている。
【００２８】
これらの発明によれば、サイドクリアランスが大きいことに加えて、ロータの両端面の平行度が良好なことから、オープンポアを封孔させる研削等の機械加工を施されずスチーム処理により形成されたスチーム被膜層を有するロータを備えた内接型オイルポンプが実現できる。つまり、オープンポアを有し保油性が高いだけでなく、スチーム被膜層により表面強度が高いロータを備えるとともに、機械加工工程の省略により迅速かつ安価に製造可能な内接型オイルポンプを提供することができる。
【００２９】
請求項１４の発明に係る内接型オイルポンプは、請求項１から１３の内接型オイルポンプにおいて、インナーロータの外歯が、基礎円に外接して滑りなく転がる外転円Ａｉによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円に内接して滑りなく転がる内転円Ｂｉによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として、前記外転サイクロイド曲線と内転サイクロイド曲線とを交互に組み合わせて形成され、インナーロータの外転円Ａｉの直径φＡｉ、内転円Ｂｉの直径φＢｉとすると、
０．５≦φＢｉ／φＡｉ≦０．８
を満たしていることを特徴としている。
【００３０】
この発明によれば、０．５≦φＢｉ／φＡｉ≦０．８とすることにより、アウターロータ歯先の端面面積が、内歯が欠損しやすくならない程度に小さくなり、アウターロータ全体としての摺動面積が小さくなる。
これに対して、上記条件を満たさずにφＢｉ／φＡｉ＞０．８を満たしてインナーロータが構成されると、アウターロータ内歯の端面面積がインナーロータ外歯の端面面積に対して大きくなり、アウターロータのケーシングに対する摺動面積が大きくなる。
また、０．５＞φＢｉ／φＡｉである場合、アウターロータ内歯の端面面積がインナーロータ外歯の端面面積に対して小さくなり、アウターロータのケーシングに対する摺動面積が小さくなるが、その反面、ロータの回転方向に沿うアウターロータの内歯の幅が小さくなる。
【００３１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態について、図面を参照して説明する。
図１（ａ）および（ｂ）に本発明の実施形態に係る内接型オイルポンプ１０を示す。この内接型オイルポンプ１０は、Ｚｏ枚（本実施形態では７枚）の内歯を有するアウターロータ１２と、内歯よりも１枚少ないＺｉ枚（本実施形態では６枚）の外歯を有するインナーロータ１３とが噛み合い、その歯面間に形成された各セルＲの容積変化により流体を吸入・吐出するロータ１１と、このロータを収容する円筒内面状の収容スペース１４ａを有するケーシング１４とを備えている。
【００３２】
ケーシング１４の収容スペース１４ａに収容されているロータ１１は、アウターロータ１２の軸線Ｏｏとインナーロータ１３の軸線Ｏｉとが偏心した状態で配置されており、インナーロータ１３に固定されたドライブシャフト１５が軸線Ｏｉと同軸に回転することによりインナーロータ１３が回転されて、このインナーロータ１３に噛み合うアウターロータ１２が回転される。
【００３３】
そして、両ロータ１２，１３が互いに噛み合って回転することにより、両ロータ１２，１３間に形成されたセルＲは、容積が増大・減少しながら軸線Ｏｏ，Ｏｉ周りに移動する。このロータ１１の軸線方向端面に面するケーシング１４には、セルＲが容積増大する範囲に開口する吸入ポート１４ｂと、セルＲが容積減少する範囲に開口する吐出ポート１４ｃとが設けられていて、オイル（流体）はセルＲの容積が増大するときに吸入ポート１４ｂからセルＲ内に吸入された後、セルＲの容積が減少するときに吐出ポート１４ｃへ吐出される。このように吸入ポート１４ｂ・吐出ポート１４ｃから吸入・吐出を行うことにより、内接型オイルポンプ１０は流体の搬送を行うことができる。
【００３４】
ロータ１１が収容スペース１４ａ内で円滑にするために、ロータ１１が収容される収容スペース１４ａの軸線方向に沿う内寸ｌは、ロータ１１の軸線方向に沿う外寸（歯幅）ｈよりも大きく設定されている。この内寸ｌと歯幅ｈのと差は一般にサイドクリアランスｓと呼ばれ、従来は吐出効率の向上のために可能な限り小さくすることが好ましいとされていたが、本発明では
０．１８０≧サイドクリアランスｓ＝ｌ−ｈ≧０．０３［ｍｍ］
としている。
このようにサイドクリアランスｓを大きく設けることにより、内接型オイルポンプ１０は高速回転域においてもキャビテーションや脈動が生じにくく、静粛性が高く良好なポンプ効率での運転が可能となる。
【００３５】
つぎに、この内接型オイルポンプ１０に用いるロータ１１に好適な第１の実施形態として、ロータ２０について図２を参照して説明する。
図２に示すアウターロータ２１は、Ｚｏ（本実施形態では１１）枚の内歯を有し、基礎円Ｄｏ（直径φＤｏ）に外接して滑りなく転がる外転円Ａｏ（直径φＡｏ）によって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円Ｄｏに内接して滑りなく転がる内転円Ｂｏ（直径φＢｏ）によって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形として形成されている。
また、図２に示すインナーロータ２２は、Ｚｉ（＝Ｚｏ−１、本実施形態では１０）枚の外歯を有し、基礎円Ｄｉ（直径φＤｉ）に外接して滑りなく転がる外転円Ａｉ（直径φＡｉ）によって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円Ｄｉに内接して滑りなく転がる内転円Ｂｉ（直径φＢｉ）によって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として形成されている。
【００３６】
このアウターロータ２１およびインナーロータ２２について、それぞれ外転円Ａｏ，Ａｉおよび内転円Ｂｏ，Ｂｉの転がり距離が１周で閉じなければならないことから、
φＤｏ×π＝Ｚｏ×（φＡｏ＋φＢｏ）×π・・・（１）
φＤｉ×π＝Ｚｉ×（φＡｉ＋φＢｉ）×π・・・（２）
が成立しなければならない。
【００３７】
ここで、このアウターロータ２１およびインナーロータ２２は、
φＡｏ＝φＡｉ・・・（３）
と設定される。この式（３）が成立することにより、ロータ２０は、アウターロータ２１の歯溝とインナーロータ２２の歯先との間の隙間が小さく、バックラッシが小さい形状となる。
【００３８】
この式（３）を満たして両ロータ２１，２２が噛み合うためには、両ロータ２１，２２の径方向の歯面間クリアランスをｔ（≠０）として、
φＤｏ＝φＤｉ・Ｚｏ／Ｚｉ＋ｔ・Ｚｏ／（Ｚｏ＋１）・・・（４）
が成立しなければならない。
【００３９】
また、アウターロータ２１について、外転円Ａｏおよび内転円Ｂｏの転がり距離が１周で閉じるためには、
φＢｏ＝φＢｉ＋ｔ／（Ｚｏ＋１）・・・（５）
が成立しなければならない。
【００４０】
なお、歯面間クリアランスｔは一般にはチップクリアランスと呼ばれ、軸線Ｏｏおよび軸線Ｏｉを通る直線ｚ上において歯先同士あるいは歯先と歯底とが対向するときの、この直線ｚ上の両ロータ２１，２２の歯面間クリアランスの総量を指している。したがって、アウターロータ２１およびインナーロータ２２がケーシングに収容された状態では、直線ｚ上の両ロータ２１，２２の歯面間の隙間は、理想的には図２に示すように、直線ｚ上の２カ所についてそれぞれｔ／２ずつとなる。
【００４１】
このチップクリアランスｔを、
０．０３［ｍｍ］≦ｔ
とすることにより、圧力脈動やキャビテーション騒音、歯面の摩耗を効果的に防止することができる。また、
ｔ≦０．２５［ｍｍ］
とすることにより、容積効率の低下を効果的に防止することができる。
【００４２】
上記式（１）〜式（５）を満たすロータ２０は、バックラッシが小さいことから、静粛性およびトルク伝達効率が高く、高効率の流体搬送を可能とするものである。このロータ２０を用いることにより、上述したサイドクリアランスｓが大きい内接型オイルポンプ１０において、低回転域でも良好なポンプ効率を得るとともに、高回転域での駆動によるキャビテーションおよび脈動の抑制と、より高効率の流体搬送とを両立することが可能となる。
【００４３】
上記式（１）〜式（５）を満たすロータ２０の一例を以下に示す。
アウターロータ２１
基礎円Ｄｏの直径φＤｏ＝５７．３１［ｍｍ］
外転円Ａｏの直径φＡｏ＝２．５０［ｍｍ］
内転円Ｂｏの直径φＢｏ＝２．７１［ｍｍ］
歯数Ｚｏ＝１１枚
インナーロータ２２
基礎円Ｄｉの直径φＤｉ＝５２．００［ｍｍ］
外転円Ａｉの直径φＡｉ＝２．５０［ｍｍ］
内転円Ｂｉの直径φＢｉ＝２．７０［ｍｍ］
歯数Ｚｉ＝１０枚
チップクリアランスｔ＝０．１２［ｍｍ］
偏心量ｅ＝２．６［ｍｍ］
【００４４】
つぎに、本発明の内接型オイルポンプ１０に用いるロータ１１に好適な第２の実施形態として、ロータ３０について、ロータ２０と同じく図２を参照して説明する。
ロータ３０を構成するアウターロータ３１およびインナーロータ３２の歯形は、ロータ２０と同じく、それぞれ基礎円Ｄｏ（直径φＤｏ）、基礎円Ｄｉ（直径φＤｉ）に外接して滑りなく転がる外転円Ａｏ（直径φＡｏ）、外転円Ａｉ（直径φＡｉ）によって創成される外転サイクロイド曲線と、基礎円Ｄｏ、基礎円Ｄｉに内接して滑りなく転がる内転円Ｂｏ（直径φＢｏ）、内転円Ｂｉ（直径φＢｉ）によって創成される内転サイクロイド曲線とを歯形として形成されている。
【００４５】
このアウターロータ３１およびインナーロータ３２について、それぞれ外転円Ａｏ，Ａｉおよび内転円Ｂｏ，Ｂｉの転がり距離が１周で閉じなければならないことから、ロータ２０と同様に、
φＤｏ×π＝Ｚｏ×（φＡｏ＋φＢｏ）×π・・・（６）
φＤｉ×π＝Ｚｉ×（φＡｉ＋φＢｉ）×π・・・（７）
が成立しなければならない。
【００４６】
ここで、このアウターロータ３１およびインナーロータ３２は、ロータ２０とは異なり
φＢｏ＝φＢｉ・・・（８）
と設定される。この式（８）が成立することにより、ロータ３０は、アウターロータ３１の歯先とインナーロータ３２の歯溝との間の隙間が小さく、バックラッシが小さい形状となる。
【００４７】
この式（８）を満たして両ロータ３１，３２が噛み合うためには、両ロータ３１，３２の径方向の歯面間クリアランスをｔ（≠０）として、ロータ２０と同様に、
φＤｏ＝φＤｉ・Ｚｏ／Ｚｉ＋ｔ・Ｚｏ／（Ｚｏ＋１）・・・（９）
が成立しなければならない。
【００４８】
そして、アウターロータ３１について、外転円Ａｏおよび内転円Ｂｏの転がり距離が１周で閉じるためには、
φＡｏ＝φＡｉ＋ｔ／（Ｚｏ＋１）・・・（１０）
が成立しなければならない。
【００４９】
なお、ここでも歯面間クリアランス（チップクリアランス）ｔは、軸線Ｏｏおよび軸線Ｏｉを通る直線ｚ上において歯先同士あるいは歯先と歯底とが対向するときの、この直線ｚ上の両ロータ３１，３２の歯面間クリアランスの総量を指しており、アウターロータ３１およびインナーロータ３２がケーシング１４に収容された状態では、理想的には図２に示すように、直線ｚ上の２カ所についてそれぞれｔ／２ずつの隙間として形成される。
【００５０】
このチップクリアランスｔを、
０．０３［ｍｍ］≦ｔ
とすることにより、圧力脈動やキャビテーション騒音、歯面の摩耗を効果的に防止することができる。また、
ｔ≦０．２５［ｍｍ］
とすることにより、容積効率の低下を効果的に防止することができる。
【００５１】
上記式（６）〜式（１０）を満たすロータ３０は、バックラッシが小さいことから、静粛性およびトルク伝達効率が高く、高効率の流体搬送を可能とするものである。このロータ３０を用いることにより、上述したサイドクリアランスｓが大きい内接型オイルポンプ１０において、低回転域でも良好なポンプ効率を得るとともに、高回転域での駆動によるキャビテーションおよび脈動の抑制と、より高効率の流体搬送とを両立することが可能となる。
【００５２】
上記式（６）〜式（１０）を満たすロータ３０の一例を以下に示す。
アウターロータ３１
基礎円Ｄｏの直径φＤｏ＝５７．３１［ｍｍ］
外転円Ａｏの直径φＡｏ＝２．５１［ｍｍ］
内転円Ｂｏの直径φＢｏ＝２．７０［ｍｍ］
歯数Ｚｏ＝１１枚
インナーロータ３２
基礎円Ｄｉの直径φＤｉ＝５２．００［ｍｍ］
外転円Ａｉの直径φＡｉ＝２．５０［ｍｍ］
内転円Ｂｉの直径φＢｉ＝２．７６［ｍｍ］
歯数Ｚｉ＝１０枚
チップクリアランスｔ＝０．１２［ｍｍ］
偏心量ｅ＝２．６［ｍｍ］
【００５３】
つぎに、本発明の内接型オイルポンプ１０に用いるのに好適なロータ１１の第３の実施形態として、ロータ４０について図３から図５を参照して説明する。なお、図３と図４とは、ロータ４０が回転したことにより異なる形状のセルＲが形成されている状態を示している。
【００５４】
ロータ４０は、図３に示すように、アウターロータ４１とインナーロータ４２との間に形成されるセルＲのうち、容積が最小となっているセルＲａにおける両ロータ４１，４２の歯面間のクリアランスの大きさをａ、容積が拡大する過程にあるセルＲｂにおける両ロータ４１，４２の歯面間のクリアランスの大きさをｂ、図４に示すように容積が最大となっているセルＲｃにおける両ロータ４１，４２の歯面間のクリアランスの大きさをｃとして、
ａ≦ｂ≦ｃかつａ＜ｃ
を満たしている。
【００５５】
さらに、容積が拡大する過程にあるセルＲｂにおけるクリアランスｂは、回転方向後方側のセルＲｂにおけるクリアランスの大きさをｂ１、これより回転方向前方側のセルＲｂにおけるクリアランスの大きさをｂ２として、
ｂ１≦ｂ２
を満たしている。
【００５６】
換言すると、このロータ４０は、容積が最小から最大に拡大する過程にあるセルＲを形成する両ロータ４１，４２の歯面間のクリアランスが、セルＲの回転移動に伴い漸次増大する構成となっている。
【００５７】
また、このロータ４０は、容積が減少する過程にあるセルＲｄにおける両ロータ４１，４２の歯面間のクリアランスの大きさをｄ、容積が最大となっているセルＲｃにおける両ロータ４１，４２の歯面間のクリアランスの大きさをｃとして、
ａ≦ｄ≦ｃ
を満たしている。
【００５８】
さらに、容積が減量する過程にあるセルＲｄにおけるクリアランスｄは、回転方向後方側のセルＲｄにおけるクリアランスの大きさをｄ１、これより回転方向前方側のセルＲｄにおけるクリアランスの大きさをｄ２として、
ｄ１≧ｄ２
を満たしている。
【００５９】
換言すると、このロータ４０は、容積が最大から最小に減少する過程にあるセルＲを形成する両ロータ４１，４２の歯面間のクリアランスが、セルＲの回転移動に伴い漸次縮小する構成となっている。
【００６０】
ロータ４０では、容積が最小のときのセルＲａを閉じる部分（噛み合い影響部）では、インナーロータ４２の回転により両ロータ４１，４２の歯面間に略法線方向の力が生じて、アウターロータ４１が回転される。
そして、セルＲの容積が拡大するにつれ、このセルＲを閉じるポイントでの力の伝達方向は徐々に斜め方向となって歯面間の摩擦が大きくなり、容積が最大となるセルＲｃでは、図４に示すように、力の伝達が行われない略接線方向となる。
また、容積が最大となるセルＲを閉じるポイントはポンプの吸入側と吐出側とを分け、ここ（性能影響部）での歯面間クリアランスの大きさは流体搬送性能に影響する。
【００６１】
つまり、セルＲの容積が最小から最大へと拡大する過程において、セルＲを閉じるポイントの１つを追って考えると、回転に伴いこのポイントでの伝達方向が法線方向から漸次接線方向に近づき、歯面間の摩擦が大きくなる。
一方、セルＲの容積が最大から最小へと減少する過程においては、伝達方向が接線方向から漸次法線方向に近づき、歯面間の摩擦が小さくなる。
【００６２】
歯面間クリアランスとインナーロータの回転角との関係について、図５に示す。この図に示すように、容積拡大過程における歯面間クリアランスが回転に応じて漸次増大するとともに、容積減少過程における歯面間クリアランスが回転に応じて漸次縮小するように構成したロータ４０では、トルクは主に噛み合い影響部で法線方向に伝達され、摩擦が大きくなる性能影響部では両ロータ４１，４２の歯面同士が接触しにくく摩擦が生じにくいので、機械効率に優れ、低騒音での駆動が可能となる。
【００６３】
また、歯面間クリアランスが漸次増大・縮小しているので、両ロータ４１，４２のバックラッシが小さいだけでなく、インナーロータ４２に対してアウターロータ４１が位置決めされやすくなり、アウターロータ４１の暴れが小さく、低騒音かつ高効率での駆動が可能となる。
【００６４】
したがって、このロータ４０を用いることにより、上述したサイドクリアランスｓが大きい内接型オイルポンプ１０において、高回転域でもロータ同士の衝突が生じにくく安定して駆動することができ、キャビテーションおよび脈動の抑制と、低騒音かつ高効率の流体搬送とを両立することが可能となる。
【００６５】
つぎに、本発明の内接型オイルポンプ１０に好適なロータ１１の第４の実施形態として、ロータ５０について図６および図７を参照して説明する。
まず、アウターロータ５１とインナーロータ５２との間に形成されるセルＲにおいて、容積変化によりセルＲへ吸入あるいはセルＲから吐出される流体の単位歯幅当たりの流速変化γは、ある位置でのセルＲの容積をＶ、軸線方向に投影した面積をＳ、両ロータ５１，５２の軸線方向の歯幅をｈとして、
γ＝ｄＶ／ｄθ／Ｓ／ｈ［ｍｍ／°ｄｅｇｒｅｅ／ｍｍ］
で算出される。この流速変化γとインナーロータ５２の回転角度θとの関係を図７に示す。なお、流速変化γの正負は、セルＲが容積減少過程にあり流体を吐出するときに負、セルＲは容積増大過程にあり流体を吸入しているときに正となっている。
【００６６】
このロータ５０では、この単位歯幅当たりの流速変化γの最大値γｍａｘが、
０．０２００≦γｍａｘ≦０．０２５０［ｍｍ／°ｄｅｇｒｅｅ／ｍｍ］
の範囲にあるγｍａｘ＝０．０２１４に設定されている。
この値はロータ５０と同等の理論吐出量を有する従来の一般的なロータと比較して１／２程度であり、ロータ５０により吸入・吐出される流体の流速変化が緩やかで平均化されていることを示す。なお、上述したγｍａｘの好適な範囲は、０．０２５［ｍｍ／°ｄｅｇｒｅｅ／ｍｍ］を越えると脈動特性が急激に上昇して騒音特性も上昇すること、０．０２００を下回ると吸入・吐出量が極度に減少しポンプとして実用的でなくなることから決定した。
【００６７】
このロータ５０では、流速変化γの最大値γｍａｘが小さいことにより、吸入側のセルＲでの吸入負圧および吐出側のセルＲでの急激な圧力上昇が抑えられるので、キャビテーションおよび脈動の発生が抑えられ、低騒音かつ高効率での流体搬送が可能となる。
【００６８】
また、高回転で駆動したときの流速も小さく抑えられるので、セルＲ内の圧力の急変が抑えられ、キャビテーションおよび脈動の小さい高効率の流体搬送が可能となる。
【００６９】
ここで、ロータ５０の回転速度の上限値（限界回転数）Ｎｍａｘ［回毎分］は流体の許容ポート内流速Ｕｍａｘ［ｍｍ／ｓｅｃ．］により算出され、許容ポート内流速Ｕｍａｘ［ｍｍ／ｓｅｃ．］は流速変化の最大値γｍａｘ［ｍｍ／°ｄｅｇｒｅｅ／ｍｍ］に応じて設定される。これらの値は、
Ｎｍａｘ＝Ｕｍａｘ／γ・ｈ×６０［ｍｉｎ．］／３６０［°］
という関係を有している。許容ポート内流速Ｕｍａｘは最大値γｍａｘが小さいほど大きく設定できるので、０．０２０≦γｍａｘ≦０．０２５と小さくすることによりロータ５０の限界回転数Ｎｍａｘを９０００［回毎分］以上とすることができる。
【００７０】
したがって、このロータ５０を用いることにより、上述したサイドクリアランスｓが大きい内接型オイルポンプ１０において、高回転域でもキャビテーションおよび脈動を小さくでき、低騒音かつ高効率で吐出量を多くすることができる。
【００７１】
つぎに、本発明の内接型オイルポンプ１０に好適なロータ１１の第５の実施形態として、ロータ６０について図８から図１２を参照して説明する。
図８に示すロータ６０を構成するアウターロータ６１は、基礎円Ｄｏに外接する外転円Ａｏによって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円Ｄｏに内接する内転円Ｂｏによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形として、これら外転サイクロイド曲線および内転サイクロイド曲線を組み合わせた複合サイクロイド曲線に沿って内歯６１ａが形成されている。そして、このアウターロータ６１に噛み合うインナーロータ６２は、基礎円Ｄｉに外接する外転円Ａｉ（直径φＡｉ）によって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円Ｄｉに内接する内転円Ｂｉ（直径φＢｉ）によって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として、これら外転サイクロイド曲線および内転サイクロイド曲線を組み合わせた複合サイクロイド曲線に沿って外歯６２ａが形成されている。
【００７２】
このように構成されたロータ６０では、両ロータ６１，６２の端面とケーシング１４との間に生じる摺動抵抗に抗して両ロータ６１，６２を回転させたときの摩擦トルクＴは、摺動面積をＧ、回転中心から摺動部分までの距離をｍ、両ロータ６１，６２とケーシング１４との間に働く単位面積当たりの摩擦力をＭとすると、Ｔ＝Ｍ・Ｇ・ｍで算出される。
【００７３】
この式から、摩擦トルクＴを小さくするための手段として、回転中心から遠くに位置する摺動部分、すなわちアウターロータ６１端面のケーシング１４との摺動面積を小さくすることが挙げられる。
【００７４】
このことをふまえた上で、φＢｉ／φＡｉ＞０．８を満たす範囲において創成されたインナーロータ７２を備えるロータ７０を図９に示す。図９（ａ）はφＢｉ／φＡｉ＝１．０、図９（ｂ）はφＢｉ／φＡｉ＝１．４８である。このように、φＢｉ／φＡｉの値を大きくとるほど外歯７２ａの端面Ｓｉの面積に対して内歯７１ａの端面Ｓｏの面積が大きくなるため、アウターロータ７１の摺動面積が大きくなり、結果的に摩擦トルクＴが増大してしまう。
【００７５】
また、φＢｉ／φＡｉ＜０．５の範囲を満たす範囲（φＢｉ／φＡｉ＝０．４）において創成されたインナーロータ８２を備えるロータ８０を図１０に示す。このロータ８０では、外歯８２ａの端面Ｓｉの面積に対して内歯８１ａの端面Ｓｏの面積が小さくなるため、結果的に摩擦トルクＴは減少する。しかしながら、アウターロータ８１の回転方向に沿う内歯８１ａの幅Ｗが狭くなるため、外歯８２ａとの噛み合いによって内歯８１ａが欠けやすくなる等、内歯８１ａの耐久性が低下してしまう。
【００７６】
φＢｉ／φＡｉの値を任意に選択した場合、その値を採用して外歯が形成されたインナーロータを備えるオイルポンプの機械効率を図１１に示す。
【００７７】
まず、φＢｉ／φＡｉ＞０．８の範囲では、φＢｉ／φＡｉの値を大きくとるほどオイルポンプの機械効率が低下する事がわかる。
０．５≦φＢｉ／φＡｉ≦０．８の範囲では、φＢｉ／φＡｉの値を小さくとるほどオイルポンプの機械効率が向上することがわかる。
φＢｉ／φＡｉ＜０．５の範囲では、オイルポンプの機械効率は大きく向上せず、φＢｉ／φＡｉの値を小さくとるほどアウターロータの回転方向に沿う内歯６１ａの幅が狭くなり、内歯６１ａが欠損しやすくなる。
なお、図１１のグラフ上の各点Ｉ，ＩＩ，ＩＩＩ，ＩＶに対応するオイルポンプに用いられるオイルポンプロータはそれぞれ図８，図９（ａ），図９（ｂ），図１０に示したものである。
【００７８】
さらに、グラフ上の０．５≦φＢｉ／φＡｉ≦０．８の範囲の境界にあたる各点Ｖ，ＶＩに対応するオイルポンプロータ６０を図１２（ａ），（ｂ）にそれぞれ示す。
【００７９】
図１２（ａ）に示されたオイルポンプロータ６０は、φＢｉ／φＡｉ＝０．８を満たして創成された複合サイクロイド曲線に沿って外歯６２ａが形成されたインナーロータ６２を備えるものである。このオイルポンプロータでは、外歯６２ａの端面Ｓｉの面積と比較して内歯６１ａの端面Ｓｏの面積がやや大きめに構成されており、アウターロータ６１の耐久性の向上に重点がおかれたものといえる。これよりも内歯６１ａの端面Ｓｏの面積が大きくなると、摺動抵抗による機械損失が増大して機械効率の十分な向上がみられなくなる。
【００８０】
図１２（ｂ）に示されたオイルポンプロータ６０は、φＢｉ／φＡｉ＝０．５を満たして創成された複合サイクロイド曲線に沿って外歯６２ａが形成されたインナーロータ６２を備えるものである。このオイルポンプロータ６０では、外歯６２ａの端面Ｓｉの面積と比較して内歯６１ａの端面Ｓｏの面積がやや小さめに構成されており、摺動抵抗による機械損失の低減に重点がおかれたものといえる。これよりも内歯６１ａの端面Ｓｏの面積が小さくなると、内歯６１ａの幅Ｗが狭くなるため、内歯６１ａの耐久性が十分とはいえなくなる。
【００８１】
これらのことから、０．５≦φＢｉ／φＡｉ≦０．８を満たす範囲において創成された複合サイクロイド曲線によってインナーロータ６２の外歯６２ａが形成され、さらにこのインナーロータ６２の形状によってアウターロータ６１の形状が決定されたオイルポンプロータ６０では、アウターロータ６１の内歯６１ａが欠損しやすくならない程度にその端面Ｓｏの面積が小さくなっており、結果としてアウターロータ６１全体の摺動面積が小さくなって駆動トルクＴが減少するので、内歯６１ａの耐久性が確保されながらもアウターロータ６１とケーシング１４との間に生じる摺動抵抗による機械損失の低減が図られる。
【００８２】
したがって、このロータ６０を用いることにより、サイドクリアランスｓが大きい内接型オイルポンプ１０において、オイルポンプとしての耐久性、信頼性を確保しつつ、機械効率をさらに向上させることができる。
【００８３】
ところで、一般には内接型オイルポンプでは、従来、流体の搬送効率を向上させるためにサイドクリアランスを小さくすることが求められ、そのためにロータの歯幅（外寸）の寸法精度が厳しく、粉末の圧縮成形および焼結により製造されたロータでは、その軸線方向端面を研削することが必要とされていた。しかしながら、端面に研削加工が施されたロータは、オープンポアが目つぶしされているため保油性が低く、たとえば長期間の放置後には油ぎれを起こすこともあった。
【００８４】
これに対して、本発明の内接型オイルポンプ１０ではサイドクリアランスｓが大きいので、ロータの歯幅寸法を厳密に製造する必要がない。
そこで、アウターロータおよびインナーロータが粉末冶金法により製造され、焼結肌を有し、両端面の平行度が０．０９ｍｍ以下に形成されているロータを用いることが可能となる。研削による目つぶしのない焼結肌を有するロータでは、オープンポアを多く有しているので保油性が高く、油ぎれをおこしにくくなる。このロータは、従来から機械加工を施されない歯面に加えて、少なくとも軸方向端面を焼結肌とすることにより、高い保油性を有することができる。
【００８５】
さらに、アウターロータおよびインナーロータが粉末冶金法により製造され、スチーム処理が研削面ではなく焼結肌に施されたスチーム被膜層を有し、両端面の平行度が０．０９ｍｍ以下に形成されているロータを用いることが可能となる。スチーム処理が研削による目つぶしのない焼結肌に施されたロータでは、オープンポア内までスチーム被膜層が形成されているので、保油性の低下が抑えられるとともに、耐食性および耐摩耗性が高い。
このロータは、従来から機械加工を施されない歯面に加えて、少なくとも軸方向端面にスチーム被膜層を有することにより、良好な保油性、耐食性および耐摩耗性を有することができる。
【００８６】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明の請求項１の発明に係る内接型オイルポンプによれば、ロータの端面と、ケーシングの収容スペースの内面とのクリアランス（サイドクリアランス）が大きいので、ロータが高速で回転されるときのキャビテーションや脈動の発生による効率の低下を抑制でき、低騒音で吐出効率が良好な内接型オイルポンプを実現することができる。
【００８７】
請求項２または３の発明に係る内接型オイルポンプによれば、バックラッシが小さく吐出効率の高いロータが得られるので、サイドクリアランスを大きく設けることにより高回転域でのキャビテーションや脈動を抑えるとともに、低回転域においてもロータ歯面形状の工夫により高い吐出効率が実現できるので、高回転域および低回転域のいずれにおいても低騒音かつ高効率、高吐出量の内接型オイルポンプの実現が可能となる。
【００８８】
請求項４から７の発明に係る内接型オイルポンプによれば、両ロータの歯面間のクリアランスが、トルク伝達を行う噛み合い影響部では小さく、トルク伝達を行わない部分では大きく設けられるので、噛み合い影響部でのバックラッシが小さく、噛み合いに影響しない部分でのクリアランスは確保される。したがって、サイドクリアランスを大きく設けることによりキャビテーションや脈動を抑えるとともに、ロータ形状により効率の向上が実現できるので、回転速度の高低にかかわらず低騒音で効率がよい内接型オイルポンプを実現することができる。
【００８９】
請求項８の発明に係る内接型オイルポンプによれば、セルを出入りする流体の速度変化の最大値が小さいことにより脈動が抑制され、効率のよい流体搬送が可能となる。したがって、キャビテーションや脈動を抑えるためにサイドクリアランスを大きく設け、高効率と低騒音を両立できる内接型オイルポンプが実現できる。
【００９０】
請求項９の発明に係る内接型オイルポンプによれば、サイドクリアランスが大きいオイルポンプにおいて、流速変化の最大値が小さいロータが備えられることにより、高速回転され吐出量が大きくても脈動やキャビテーションが小さく、低騒音で高効率での流体搬送が可能となる。
【００９１】
請求項１０または１１の発明に係る内接型オイルポンプによれば、サイドクリアランスが大きいことに加えて、ロータの両端面の平行度が良好なことから、研削等の機械加工を施されずオープンポアを有する焼結肌のロータを備えたオイルポンプが実現できる。つまり、オープンポアを有することにより保油性が高いオイルポンプが実現できるとともに、機械加工工程の省略により迅速かつ安価に内接型オイルポンプを提供することができる。
【００９２】
請求項１２または１３の発明に係る内接型オイルポンプによれば、サイドクリアランスが大きいことに加えて、ロータの両端面の平行度が良好なことから、研削等の機械加工を施されずスチーム被膜層を有するロータを備えたオイルポンプが実現できる。つまり、機械加工工程の省略により、より迅速かつ安価に内接型オイルポンプを提供することができる。
【００９３】
請求項１４の発明に係る内接型オイルポンプによれば、サイドクリアランスが大きいためロータとケーシングとの摩擦が生じにくいだけでなく、アウターロータ歯先の端面面積が内歯が欠損しやすくならない程度に小さくなり、アウターロータ全体としての摺動面積が小さくなるので、駆動時の摺動抵抗を大幅に低減することができ、より機械効率に優れた内接型オイルポンプを提供することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の内接型オイルポンプの一実施形態を示す平面図（ａ）と、（ａ）のＩ−Ｉ線に沿う断面図（ｂ）である。
【図２】本発明の内接型オイルポンプに用いるロータの第１の実施形態を示す平面図である。
【図３】本発明の内接型オイルポンプに用いるロータの第２の実施形態を示す平面図である。
【図４】図３に示すロータが回転した状態を示す平面図である。
【図５】図３におよび図４示す内接型オイルポンプにおけるインナーロータの回転角度と歯面間クリアランスとの関係を示す図である。
【図６】本発明の内接型オイルポンプに用いるロータの第３の実施形態を示す平面図である。
【図７】図６に示す内接型オイルポンプにおけるインナーロータの回転角度と流速変化との関係を示す図である。
【図８】本発明の内接型オイルポンプに用いるロータの第５の実施形態を示す平面図である。
【図９】（ａ）φＢｉ／φＡｉ＝１．０、（ｂ）φＢｉ／φＡｉ＝１．４８を満たして構成され、図８に示すロータと対比されるロータを示す図である。
【図１０】（ａ）φＢｉ／φＡｉ＝０．４を満たして構成され、図８に示すロータと対比されるロータを示す図である。
【図１１】φＢｉ／φＡｉとオイルポンプの機械効率との関係を示す図である。
【図１２】（ａ）φＢｉ／φＡｉ＝０．８、（ｂ）φＢｉ／φＡｉ＝０．５を満たして構成されたロータを示す図である。
【符号の説明】
１０ 内接型オイルポンプ
１１，２０，３０，４０，５０，６０ ロータ
１２，２１，３１，４１，５１，６１ アウターロータ
１３，２２，３２，４２，５２，６２ インナーロータ
１４ ケーシング
１４ａ 収容スペース

Claims (14)

1. 内歯を有するアウターロータと、前記内歯よりも１枚少ない外歯を有するインナーロータとが噛み合い、その歯面間に形成されたセルの容積変化により流体を吸入・吐出するロータと、
   該ロータを収容する収容スペースを有するケーシングとを備えた内接型オイルポンプであって、
   前記ロータの軸線方向に沿う外寸ｈが、前記収容スペースの軸線方向に沿う内寸ｌよりも小さく、
   ０．１８≧ｌ−ｈ≧０．０３［ｍｍ］
   であることを特徴とする内接型オイルポンプ。
2. 請求項１に記載の内接型オイルポンプにおいて、
   前記アウターロータの歯数がＺｏ枚であって、基礎円Ｄｏに外接して滑りなく転がる外転円Ａｏによって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円Ｄｏに内接して滑りなく転がる内転円Ｂｏによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形として形成され、
   前記インナーロータの歯数がＺｉ枚であって、基礎円Ｄｉに外接して滑りなく転がる外転円Ａｉによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円Ｄｉに内接して滑りなく転がる内転円Ｂｉによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として形成され、
   アウターロータの基礎円Ｄｏの直径φＤｏ、外転円Ａｏの直径φＡｏ、内転円Ｂｏの直径φＢｏ、インナーロータの基礎円Ｄｉの直径φＤｉ、外転円Ａｉの直径φＡｉ、内転円Ｂｉの直径φＢｉ、両ロータの径方向の歯面間クリアランスをｔ（≠０）とするとき、
   φＡｏ＝φＡｉ
   φＤｏ＝φＤｉ・Ｚｏ／Ｚｉ＋ｔ・Ｚｏ／（Ｚｏ＋１）
   φＢｏ＝φＢｉ＋ｔ・（Ｚｏ＋１）
   を満たしていることを特徴とする内接型オイルポンプ。
3. 請求項１に記載の内接型オイルポンプにおいて、
   前記アウターロータの歯数がＺｏ枚であって、基礎円Ｄｏに外接して滑りなく転がる外転円Ａｏによって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円Ｄｏに内接して滑りなく転がる内転円Ｂｏによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形として形成され、
   前記インナーロータの歯数がＺｉ枚であって、基礎円Ｄｉに外接して滑りなく転がる外転円Ａｉによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円Ｄｉに内接して滑りなく転がる内転円Ｂｉによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として形成され、
   アウターロータの基礎円Ｄｏの直径φＤｏ、外転円Ａｏの直径φＡｏ、内転円Ｂｏの直径φＢｏ、インナーロータの基礎円Ｄｉの直径φＤｉ、外転円Ａｉの直径φＡｉ、内転円Ｂｉの直径φＢｉ、両ロータの径方向の歯面間クリアランスをｔ（≠０）とするとき、
   φＢｏ＝φＢｉ
   φＤｏ＝φＤｉ・Ｚｏ／Ｚｉ＋ｔ・Ｚｏ／（Ｚｏ＋１）
   φＡｏ＝φＡｉ＋ｔ・（Ｚｏ＋１）
   を満たして前記インナーロータとアウターロータとが構成されていることを特徴とする内接型オイルポンプ。
4. 請求項１から３のいずれかに記載の内接型オイルポンプにおいて、
   容積が最小となっている前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをａ、容積が拡大する過程にある前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｂ、容積が最大となっている前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｃとして、
   ａ≦ｂ≦ｃかつａ＜ｃ
   であって、さらに、容積が拡大する過程にある前記セルにおける前記クリアランスｂは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｂ１、これよりも回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｂ２として、
   ｂ１≦ｂ２
   を満たすことを特徴とする内接型オイルポンプ。
5. 請求項４に記載の内接型オイルポンプにおいて、
   容積が減少する過程にある前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｄ、容積が最大となっている前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｃとして、
   ａ≦ｂ≦ｃかつａ＜ｃかつａ≦ｄ≦ｃ
   であって、さらに、容積が減少する過程にある前記セルにおける前記クリアランスｄは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｄ１、これよりも回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｄ２として、
   ｄ１≧ｄ２
   を満たすことを特徴とする内接型オイルポンプ。
6. 請求項１から３のいずれかに記載の内接型オイルポンプにおいて、
   容積が最小から最大に拡大する過程にある前記セルを形成する両ロータの歯面間のクリアランスが、前記セルの回転移動に伴い漸次増大することを特徴とする内接型オイルポンプ。
7. 請求項６に記載の内接型オイルポンプにおいて、
   容積が最大から最小に減少する過程にある前記セルを形成する両ロータの歯面間のクリアランスが、前記セルの回転移動に伴い漸次縮小することを特徴とする内接型オイルポンプ。
8. 請求項１から７のいずれかに記載の内接型オイルポンプにおいて、
   前記インナーロータの回転位置θにおける前記セルの容積Ｖ、該セルを軸線方向に投影した面積Ｓ、両ロータの軸線方向の歯幅ｈとして、
   γ＝ｄＶ／ｄθ／Ｓ／ｈ
   で算出される、前記セルを出入りする流体の単位歯幅当たりの流速変化γの最大値γｍａｘが、
   ０．０２００≦γｍａｘ≦０．０２５０［ｍｍ／°ｄｅｇｒｅｅ／ｍｍ］
   であることを特徴とする内接型オイルポンプ。
9. 請求項８に記載の内接型オイルポンプにおいて、
   前記インナーロータの回転速度［回毎分］の最大値が、９０００［回毎分］以上であることを特徴とする内接型オイルポンプ。
10. 請求項１から９のいずれかに記載の内接型オイルポンプにおいて、
    前記インナーロータおよびアウターロータが粉末冶金法により製造され、オープンポアを有する焼結肌を有し、両端面の平行度が０．０９ｍｍ以下に形成されていることを特徴とする内接型オイルポンプ。
11. 請求項１０に記載の内接型オイルポンプにおいて、
    前記インナーロータの少なくとも軸方向端面が焼結肌であることを特徴とする内接型オイルポンプ。
12. 請求項１から９のいずれかに記載の内接型オイルポンプにおいて、
    前記インナーロータおよびアウターロータが粉末冶金法により製造され、焼結肌にスチーム処理されたスチーム被膜層を有し、両端面の平行度が０．０９ｍｍ以下に形成されていることを特徴とする内接型オイルポンプ。
13. 請求項１２に記載の内接型オイルポンプにおいて、
    前記インナーロータの少なくとも軸方向端面に前記スチーム被膜層が形成されていることを特徴とする内接型オイルポンプ。
14. 請求項１から１３のいずれかに記載の内接型オイルポンプにおいて、
    前記インナーロータの外歯が、基礎円に外接して滑りなく転がる外転円Ａｉによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円に内接して滑りなく転がる内転円Ｂｉによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として、前記外転サイクロイド曲線と内転サイクロイド曲線とを交互に組み合わせて形成され、
    前記インナーロータの外転円Ａｉの直径φＡｉ、内転円Ｂｉの直径φＢｉとすると、
    ０．５≦φＢｉ／φＡｉ≦０．８
    を満たしていることを特徴とする内接型オイルポンプ。

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