JP2010196607A

JP2010196607A - 内接歯車ポンプ

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Publication number: JP2010196607A
Application number: JP2009043302A
Authority: JP
Inventors: Hidenobu Yamaguchi; 秀信山口
Original assignee: Toyooki Kogyo Co Ltd
Current assignee: Toyooki Kogyo Co Ltd
Priority date: 2009-02-26
Filing date: 2009-02-26
Publication date: 2010-09-09
Anticipated expiration: 2029-02-26
Also published as: JP5357574B2

Abstract

【課題】高圧となる吐出ポートから低圧となる吐出ポートへの作動油の漏出を低減し、高圧となる吐出ポートから吐出する作動油量の減少を抑制し、ポンプの容積効率を向上し得る内接歯車ポンプを提供する。
【解決手段】二つの吐出ポート１４Ａと１５Ａ間には離壁１８Ａを備え、離壁１８Ａ上に位置して高圧となる吐出ポート１４Ａに連通するポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａに連通するポンプ室Ｖ２との間を仕切る第１の仕切隙間Ｘを、内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａとの間に形成した。この第１の仕切隙間Ｘの隙間寸法を内歯６Ａの歯側面と外歯７Ａの歯側面とにより設定可能とした。
【選択図】図２

Description

本発明は、複数の吐出ポートを有する内接歯車ポンプに関する。

特許文献１（特開２００１−１２３９６７号公報）には、ポンプハウジングの収容孔に、内歯を有するリング状の内歯歯車を回転自在に収容し、この内歯歯車の内歯と内接噛み合いする外歯を有する外歯歯車を内歯歯車の内部に偏心して収容し、両歯車の側面が摺接するポンプハウジングの摺接面としての収装孔の底面には、両歯車の回転に伴い両歯間の噛み合い隙間が増加する吸入域空間に連通して吸入ポートを開口すると共に、両歯間の噛み合い隙間が減少する吐出域空間に連通して、両歯車の回転方向に離間して二つの吐出ポートを開口して形成し、吸入域空間と吐出域空間との間に両歯間の噛み合い隙間が最大となる最大容積空間を形成する。そして、二つの吐出ポートのうちで、両歯車の回転方向の後方側に位置する一方の吐出ポート(特許文献１では第３吐出ポートと記載されている。)を潤滑や冷却のための低圧の油圧回路に連通して低圧にし、また、一方の吐出ポートより両歯車の回転方向の前方側に位置する他方の吐出ポート(特許文献１では第２吐出ポートと記載されている。)をシフトコントロールバルブ等の高圧の油圧回路に連通して高圧にし、二つの吐出ポート間に備える離壁上に位置する内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯との間には、高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室と低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室との間を仕切る仕切隙間を形成した内接歯車ポンプが開示されている。

また、特許文献２（特開２００８−２１５３６３号公報）には、運転時に内歯と外歯が接触、離間を繰り返すことで生じる騒音を低減するように、外歯歯車（特許文献２ではインナーロータと記載されている。）と内歯歯車（特許文献２ではアウターロータと記載されている。）との間の歯間空間を、吸入ポートと吐出ポートの形成領域において連通状態にする内歯歯車と外歯歯車とが開示されている。

特開２００１−１２３９６７号公報特開２００８−２１５３６３号公報

特許文献１（特開２００１−１２３９６７号公報）に記載された内接歯車ポンプに、特許文献２（特開２００８−２１５３６３号公報）に記載された内歯歯車と外歯歯車とを適用し、内歯と外歯が接触、離間を繰り返すことで生じる騒音を低減しようとすると、両歯車の回転方向の前方側に位置する高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室から内歯と外歯との間の隙間を介して両歯車の回転方向の後方側に位置する低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室に多量の作動油が漏出し、高圧の吐出ポートから吐出する作動油量が減少してポンプの容積効率が悪くなる問題があった。

本発明の課題は、高圧となる吐出ポートから低圧となる吐出ポートへの作動油の漏出を低減し、高圧の吐出ポートから吐出する作動油量の減少を抑制してポンプの容積効率を向上し得る内接歯車ポンプを提供するものである。

かかる課題を達成すべく、本発明は次の手段をとった。即ち、
ポンプハウジングの収容孔に内歯を有するリング状の内歯歯車を回転自在に収容し、内歯歯車の内歯と内接噛み合いする外歯を有する外歯歯車を内歯歯車の内部に偏心して収容し、両歯車間には両歯車の回転により両歯間の噛み合い隙間が増加する領域に吸入域空間を形成し、両歯車の回転により両歯間の噛み合い隙間が減少する領域に吐出域空間を形成し、吸入域空間と吐出域空間との間には両歯間の噛み合い隙間が最大となる最大容積空間を形成し、内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯とによりポンプ室を区画形成し、ポンプ室は両歯車の回転により吸入域空間で容積を増加し、最大容積空間で容積を最大にし、吐出域空間で容積を減少して設け、収容孔に収容した両歯車の側面が摺接するポンプハウジングの摺接面には、吸入域空間に連通して吸入ポートを開口すると共に、吐出域空間に連通して両歯車の回転方向に離間する二つの吐出ポートを開口し、この二つの吐出ポートのいずれか一方の吐出ポートを高圧にすると共に、他方の吐出ポートを高圧にした一方の吐出ポートの圧力より低圧にし、二つの吐出ポート間には離壁を備え、最大容積空間と吐出域空間との間を内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯とで仕切った内接歯車ポンプにおいて、離壁上に位置して高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室と低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室との間を仕切る第１の仕切隙間を内歯と外歯との間に形成し、第１の仕切隙間の隙間寸法を内歯の歯側面と外歯の歯側面とにより設定可能としたことを特徴とする内接歯車ポンプがそれである。

この場合、前記二つの吐出ポートは、両歯車の回転方向の後方側に位置する一方の吐出ポートの圧力を高圧にし、両歯車の回転方向の前方側に位置する他方の吐出ポートの圧力を一方の吐出ポートの圧力より低圧にしてもよい。また、前記離壁上に位置して高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室と低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室との間を仕切る前記第１の仕切隙間の隙間寸法は、前記最大容積空間と前記吐出域空間との間を内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯とで仕切る第２の仕切隙間の隙間寸法より小さく設定してもよい。

以上詳述したように、請求項１に記載の発明は、二つの吐出ポート間に備えた離壁上に位置して高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室と低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室との間を仕切る第１の仕切隙間を内歯と外歯との間に形成し、第１の仕切隙間の隙間寸法を内歯の歯側面と外歯の歯側面とにより設定可能とした。このため、高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室から低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室への作動油の漏出を低減する隙間寸法に第１の仕切隙間を設定できるから、高圧となる吐出ポートから低圧となる吐出ポートへの作動油の漏出を低減し、高圧となる吐出ポートから吐出する作動油量の減少を抑制し、ポンプの容積効率を向上することができる。

また、請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明の効果に加え、両歯車の回転方向の後方側に位置する一方の吐出ポートの圧力を高圧にし、両歯車の回転方向の前方側に位置する他方の吐出ポートの圧力を一方の吐出ポートの圧力より低圧にする。このため、高圧となる一方の吐出ポートが開口する箇所では、内歯歯車の内周側に作用する圧力が、高圧となる一方の吐出ポートから内葉歯車の側面を介して外周側に漏出して内歯歯車の外周側に作用する圧力より高くなり、内歯歯車は内周側に作用する圧力と外周側に作用する圧力との圧力差に基づく作用力で二つの吐出ポートが位置する側に向けて収装孔内周面に押圧される。また、外歯歯車は、外周側に作用する吸入ポートの圧力と二つの吐出ポートの圧力との圧力差に基づく作用力で吸入ポートが位置する側に向けて押圧される。よって、内歯歯車と外歯歯車とは相反する反対方向に押圧されるから、内歯歯車と外歯歯車とが同一方向に押圧されて、内歯と外歯との噛み合い位置が、両歯間の噛み合い隙間が最小となる位置近傍にある最適噛み合い位置より回転方向の前方側にずれ易くなる従来のポンプに比し、内歯と外歯との噛み合い位置が、両歯間の噛み合い隙間が最小となる位置近傍にある最適噛み合い位置に安定して位置でき、騒音、振動を低減することができる。

また、請求項３に記載の発明は、請求項１および請求項２に記載の発明の効果に加え、離壁上に位置して高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室と低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室との間を仕切る第１の仕切隙間の隙間寸法は、最大容積空間と吐出域空間との間を内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯とで仕切る第２の仕切隙間の隙間寸法より小さく設定する。ここで、高圧となる一方の吐出ポートが開口する箇所では、内歯歯車の内周側に作用する圧力が、高圧となる一方の吐出ポートから内葉歯車の側面を介して外周側に漏出して内歯歯車の外周側に作用する圧力より高くなり、内歯歯車は内周側に作用する圧力と外周側に作用する圧力との圧力差に基づく作用力で二つの吐出ポートが位置する側に向けて収装孔内周面に押圧される。また、外歯歯車は、外周側に作用する吸入ポートの圧力と二つの吐出ポートの圧力との圧力差に基づく作用力で吸入ポートが位置する側に向けて押圧される。よって、内歯歯車と外歯歯車とは相反する反対方向に押圧され、すなわち、二つの吐出ポートに連通するポンプ室間を仕切る第１の仕切隙間の隙間寸法が大きくなる方向に押圧される。そして、前述の如き、第１の仕切隙間の隙間寸法を第２の仕切隙間の隙間寸法より小さく設定しているため、第１の仕切隙間の隙間寸法が必要以上に大きくなることを抑制でき、ポンプの容積効率を一層向上することができる。なお、第２の仕切隙間は、第１の仕切隙間より両歯車の回転方向の後方側に位相した位置にあり、第１の仕切隙間に比し、前述の内歯歯車と外歯歯車との相反する反対方向への押圧による隙間寸法が大きくなる影響を受け難くできる。

本発明の一実施形態を示した内接歯車ポンプの縦断面図である。図１の線Ａ−Ａに沿った断面図である。図２とは異なる作動状態を示す断面図である。図２の要部拡大図である。

以下、自動車の自動変速機のポンプに適用した本発明の一実施形態を図面に基づき説明する。
図１および図２において、１はポンプ本体で、有底の収容孔２を一端面に開口形成している。３は蓋部材で、収容孔２の開口を閉じるようポンプ本体１にボルト部材４で締結している。そして、ポンプ本体１と蓋部材３とでポンプハウジング５を構成している。６はリング状の内歯歯車で、１０個の内歯６Ａを有し、収容孔２へ回転自在に収容している。７は外歯歯車で、内歯６Ａと内接噛み合いする９個の外歯７Ａを有し、内歯歯車６の内部に偏心して収容している。そして、両歯車６、７の軸方向一側面は有底の収装孔２の底面２Ａに、また、両歯車６、７の軸方向他側面は収容孔２の開口を閉じる蓋部材３の一側面３Ａにそれぞれ摺接可能とする。収装孔２の底面２Ａおよび蓋部材３の一側面３Ａを両歯車６、７の側面が摺接するポンプハウジング５の摺接面としている。外歯歯車７は中心に貫通孔７１を軸方向へ貫通形成し、貫通孔７１には潤滑性に優れ焼き付き難くするよう銅合金から成した円筒状の軸受ブッシュ部材８を圧入して固定している。また、貫通孔７１の径方向へ対向する２箇所に凹部７２を窪み形成している。

９は固定軸としてのステータシャフトで、ポンプハウジング５の蓋部材３に固定し、先端部がポンプ本体１を貫通して延在し、軸受ブッシュ部材８を摺接自在に外嵌して外歯歯車７を回転自在に軸支している。１０は駆動軸としてのオイルポンプドライブハブで、円筒状に形成し、外歯歯車７と同芯にポンプハウジング５のポンプ本体１へ軸受ブッシュ部材１１を介して回転自在に軸支し、先端部に径方向の対向する２箇所に凸部１０Ａを軸方向へ突出して形成し、凸部１０Ａを外歯歯車７の凹部７２に挿入して外歯歯車７を回転駆動する。

Ｓは吸入域空間、Ｐは吐出域空間、Ｍは最大容積空間でそれぞれ両歯車６、７間に備え、吸入域空間Ｓは両歯車６、７の回転により両歯６Ａ、７Ａ間の噛み合い隙間が増加する領域に形成している。また、吐出域空間Ｐは両歯車６、７の回転により両歯６Ａ、７Ａ間の噛み合い隙間が減少する領域に形成している。また、最大容積空間Ｍは吸入域空間Ｓと吐出域空間Ｐとの間で両歯車６、７の回転により両歯６Ａ、７Ａ間の噛み合い隙間が最大となる領域に形成している。１２Ａ、１２Ｂは吸入域空間Ｓに連通する吸入ポートで、吸入域空間Ｓへ軸方向の一方側から連通するポンプ本体１側の吸入ポート１２Ａは収容孔２の底面２Ａに窪み形成して開口し、吸入域空間Ｓへ軸方向の他方側から連通する蓋部材３側の吸入ポート１２Ｂは蓋部材３の一側面３Ａに窪み形成して開口している。そして、吸入ポート１２Ａ、１２Ｂは両歯車６、７の回転方向Ｂの前方側の端部を延在して最大容積空間Ｍに開口している。１３はポンプ本体１に形成の吸入流路で、吸入ポート１２Ａ、１２Ｂに接続し、図示しないタンクから吸入する油を流通する。Ｖ（図３に示す）、Ｖ１、Ｖ２はポンプ室で、内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａとにより区画形成し、両歯車６、７の回転により吸入域空間Ｓで容積を増加し、最大容積空間Ｍで容積を最大にし、吐出域空間Ｐで容積を減少する。

１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂは吐出域空間Ｐに連通して両歯車６、７の回転方向Ｂに離間する二つの吐出ポートで、両歯車６，７の回転方向Ｂの後方側に位置する一方の吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと回転方向Ｂの前方側に位置する他方の吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとから成る。回転方向Ｂの後方側に位置する吐出ポート１４Ａ、１４Ｂはポンプ本体１に形成の第１吐出流路１６に接続し、この第１吐出流路１６よりシフトコントロールバルブ等の高圧の油圧回路に連通して高圧とし、吐出域空間Ｐへ軸方向の一方側から連通するポンプ本体１側の吐出ポート１４Ａは収容孔２の底面２Ａに窪み形成して開口し、吐出域空間Ｐへ軸方向の他方側から連通する蓋部材３側の吐出ポート１４Ｂは蓋部材３の一側面３Ａに窪み形成して開口している。

回転方向Ｂの前方側に位置する吐出ポート１５Ａ、１５Ｂは、ポンプ本体１に形成の第２吐出流路１７に接続し、この第２吐出流路１７より潤滑や冷却のための低圧の油圧回路に連通して回転方向Ｂの後方側に位置する吐出ポート１４Ａ、１４Ｂの圧力より低圧とし、吐出域空間Ｐへ軸方向の一方側から連通するポンプ本体１側の吐出ポート１５Ａは収容孔２の底面２Ａに窪み形成して開口し、吐出域空間Ｐへ軸方向の他方側から連通する蓋部材３側の吐出ポート１５Ｂは蓋部材３の一側面３Ａに窪み形成して開口している。

１８Ａ、１８Ｂは離壁で、両歯車６、７の回転方向Ｂに離間する二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂとの間に備え、離壁１８Ａは高圧となる吐出ポート１４Ａと低圧となる吐出ポート１５Ａを窪み形成する収容孔２の底面２Ａに設け、離壁１８Ｂは高圧となる吐出ポート１４Ｂと低圧となる吐出ポート１５Ｂを窪み形成する蓋部材３の一側面３Ａに設ける。離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置する内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａとの間には、回転方向Ｂの後方側に位置する一方の吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通するポンプ室Ｖ１と回転方向Ｂの前方側に位置する他方の吐出ポート１５Ａ、１５Ｂに連通するポンプ室Ｖ２との間を仕切る第１の仕切隙間Ｘを形成している。第１の仕切隙間Ｘは後述詳記するとおり隙間寸法を設定可能としている。

Ｙは最大容積空間Ｍと吐出域空間Ｐとの間を仕切る第２の仕切隙間で、内歯歯車６の内歯６Ａの歯先面と外歯歯車７の外歯７Ａの歯先面との間に形成し、隙間寸法を後述詳記するとおり設定可能としている。そして、第１の仕切隙間Ｘの隙間寸法は、第２の仕切隙間Ｙの隙間寸法より小さく設定している。

離壁１８Ａ、１８Ｂは、図２に示すポンプ室Ｖ１が両歯車６、７の回転で、図３に示すよう離壁１８Ａ、１８Ｂに一つのポンプ室Ｖとして位置した状態で、ポンプ室Ｖを二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂのいずれにも連通させずに閉じ込み状態とするよう、両歯車６、７の回転方向Ｂの長さ寸法をポンプ室Ｖの長さ寸法と略同等か若干長く設ける。１９Ａ、１９Ｂは離壁１８Ａ、１８Ｂに開口形成する外側溝で、内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａとの間に形成される第１の仕切隙間Ｘより径方向の外側に位置して、低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの後方端より両歯車６、７の回転方向Ｂの後方側に向けて延在する。外側溝１９Ａ、１９Ｂは、延在する回転方向Ｂの長さ寸法を、図３に示す如く、両歯車６、７の回転で一つのポンプ室Ｖが離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置して閉じ込み状態にあるとき、先端部を僅かにポンプ室Ｖに開口して残りの部分を内歯６Ａの側面で覆う形状に設ける。この形状により外側溝１９Ａ、１９Ｂは、図２に示す如く、ポンプ室Ｖ１が高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通しているとき、先端部が内歯６Ａの側面で覆われてポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとの間の連通を遮断する。そして、外側溝１９Ａ、１９Ｂは深さ寸法を接続した低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの深さ寸法と略同等に設ける。

２０Ａ、２０Ｂは離壁１８Ａ、１８Ｂに開口形成する内側溝で、第１の仕切隙間Ｘより径方向の内側に位置して、低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの後方端より両歯車６、７の回転方向Ｂの後方側に向けて延在する。内側溝２０Ａ、２０Ｂは、延在する回転方向Ｂの長さ寸法を、図３に示す如く、両歯車６、７の回転で一つのポンプ室Ｖが離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置して閉じ込み状態にあるとき、先端部をポンプ室Ｖに開口して残りの部分を外歯７Ａの側面で覆う形状に設ける。この形状により内側溝２０Ａ、２０Ｂは、図２に示す如く、ポンプ室Ｖ１が高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通しているとき、全ての部分が外歯７Ａの側面で覆われてポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとの間の連通を遮断する。そして、内側溝２０Ａ、２０Ｂは深さ寸法を接続した低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの深さ寸法と略同等に設ける。

図４に、内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａの歯形形状の詳細を示す。
内歯６Ａは、内歯歯車６の回転中心Ｃ１（図２に示す）と歯先の周方向中心とを結ぶ中心線Ｌ１と、内歯歯車６の回転中心Ｃ１と歯底の周方向中心とを結ぶ中心線Ｌ２との間の歯形形状、すなわち１／２ピッチの歯形形状を歯先面６Ｂと歯側面６Ｃと逃げ面６Ｄと歯底面６Ｅとを連設して構成する。
歯先面６Ｂは、中心線Ｌ１上に位置する中心点６Ｂ１を中心とする半径Ｒ１の円弧で形成して点ａｂ間を結ぶ。
歯側面６Ｃは、中心線Ｌ１から回転方向Ｂの前方側に３°位相した位置に位置する中心点６Ｃ１を中心とする半径Ｒ２の円弧で形成して点ｂｃ間を結ぶ。
逃げ面６Ｄは、中心点６Ｄ１を中心とする半径Ｒ３の円弧で形成して点ｃｄ間を結ぶ。
歯底面６Ｅは、中心点６Ｅ１を中心とする半径Ｒ４の円弧で形成して点ｄｅ間を結ぶ。
ここで、Ｒ１＞Ｒ４＞Ｒ２＞Ｒ３の関係となる。

内歯６Ａは、中心線Ｌ１を対称線として、歯先面６Ｂと歯側面６Ｃと逃げ面６Ｄと歯底面６Ｅとそれぞれ対称形状に歯先面６ＢＢと歯側面６ＣＣと逃げ面６ＤＤと歯底面６ＥＥとを連設して構成し、歯先面６ＢＢは点ａｂ’間を結び、歯側面６ＣＣは点ｂ’ｃ’間を結び、逃げ面６ＤＤは点ｃ’ｄ’間を結び、歯底面６ＥＥは点ｄ’ｅ’（図示せず）間を結び、１ピッチの歯形形状を形成する。

外歯７Ａは、外歯歯車７の回転中心Ｄ１（図２に示す）と歯先の周方向中心とを結ぶ中心線Ｌ３と、外歯歯車７の回転中心Ｄ１と歯底の周方向中心とを結ぶ中心線Ｌ４との間の歯形形状、すなわち１／２ピッチの歯形形状を歯先面７Ｂと歯側面７Ｃと歯底面７Ｄとを連設して構成する。
歯先面７Ｂは、中心線Ｌ３上に位置する中心点７Ｂ１を中心とする半径Ｒ５の円弧で形成して点ｆｇ間を結ぶ。
歯側面７Ｃは、内歯６Ａの歯側面６Ｃの円弧により創成される曲線で形成して点ｇｈ間を結ぶ。
歯底面７Ｄは、中心線Ｌ４上に位置する中心点７Ｄ１を中心とする半径Ｒ６の円弧で形成して点ｈｉ間を結ぶ。
ここで、Ｒ６＞Ｒ５の関係となる。

外歯７Ａは、中心線Ｌ３を対称線として、歯先面７Ｂと歯側面７Ｃと歯底面７Ｄとそれぞれ対称形状に歯先面７ＢＢと歯側面７ＣＣと歯底面７ＤＤとを連設して構成し、歯先面７ＢＢは点ｆｇ’間を結び、歯側面７ＣＣは点ｇ’ｈ’間を結び、歯底面７ＤＤは点ｈ’ｉ’（図示せず）間を結び、１ピッチの歯形形状を形成する。

第１の仕切隙間Ｘは、隙間寸法を内歯６Ａの歯側面６Ｃと外歯７Ａの歯側面７Ｃとにより設定可能としている。すなわち、第１の仕切隙間Ｘの隙間寸法は、内歯６Ａの歯側面６Ｃを形成する円弧の半径Ｒ２に応じて外歯７Ａの歯側面７Ｃの曲線が創成され、歯側面６Ｃの円弧と歯側面７Ｃの曲線とにより設定可能とし、半径Ｒ２の変更に伴い変更される。

第２の仕切隙間Ｙは、隙間寸法を内歯６Ａの歯先面６Ｂ、６ＢＢと外歯７Ａの歯先面７Ｂ、７ＢＢとにより設定可能としている。すなわち、第２の仕切隙間Ｙの隙間寸法は、内歯６Ａの歯先面６Ｂ、６ＢＢを形成する半径Ｒ１の円弧と外歯７Ａの歯先面７Ｂ、７ＢＢを形成する半径Ｒ５の円弧とにより設定可能とし、半径Ｒ１、Ｒ５の変更に伴い変更される。

次に、かかる構成の作動を説明する。
オイルポンプドライブハブ１０により外歯歯車７を回転駆動すると、外歯歯車７と内接噛み合いする内歯歯車６が回転駆動され、吸入流路１３の油が吸入ポート１２Ａ、１２Ｂより吸入域空間Ｓで容積を増大するポンプ室に吸入されて最大容積空間Ｍを経て吐出域空間Ｐに搬送され、吐出域空間Ｐでポンプ室が容積を減少することで高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂおよび低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂより吐出される。そして、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂより吐出された油は第１吐出流路１６を流れてシフトコントロールバルブ等の高圧の油圧回路に供給される。また、低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂより吐出された油は第２吐出流路１７を流れて潤滑や冷却のための低圧の油圧回路に供給される。

かかる作動で、二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂ間に備えた離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置して高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通するポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂに連通するポンプ室Ｖ２との間を仕切る第１の仕切隙間Ｘを内歯６Ａと外歯７Ａとの間に形成し、第１の仕切隙間Ｘの隙間寸法を内歯６Ａの歯側面６Ｃと外歯７Ａの歯側面７Ｃとにより設定可能とした。このため、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通するポンプ室Ｖ１から低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂに連通するポンプ室Ｖ２への作動油の漏出を低減する隙間寸法に第１の仕切隙間Ｘを設定できるから、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂから低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂへの作動油の漏出を低減し、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂから吐出する作動油量の減少を抑制し、ポンプの容積効率を向上することができる。

また、両歯車６、７の回転方向Ｂの後方側に位置する一方の吐出ポート１４Ａ、１４Ｂの圧力を高圧にし、両歯車６、７の回転方向Ｂの前方側に位置する他方の吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの圧力を後方側に位置する一方の吐出ポート１４Ａ、１４Ｂの圧力より低圧にする。このため、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂが開口する箇所では、内歯歯車６の内周側に作用する圧力が、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂから内歯歯車６の側面を介して外周側に漏出して内歯歯車６の外周側に作用する圧力より高くなり、内歯歯車６は内周側に作用する圧力と外周側に作用する圧力との圧力差に基づく作用力で二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂが位置する側、すなわち図２の左方向側に向けて矢印Ｃで示す如き収装孔２内周面に押圧される。また、外歯歯車７は、外周側に作用する吸入ポート１２Ａ、１２Ｂの圧力と二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂの圧力との圧力差に基づく作用力で吸入ポート１２Ａ、１２Ｂが位置する側、すなわち図２の右方向側に向けて矢印Ｄで示す如き押圧される。よって、内歯歯車６と外歯歯車７とは相反する反対方向に押圧されるから、両歯間６、７の噛み合い隙間が最小となる位置近傍にある最適噛み合い位置より回転方向Ｂの前方側にずれ易くなる従来のポンプに比し、内歯６Ａと外歯７Ａとの噛み合い位置が、両歯６Ａ、７Ａ間の噛み合い隙間が最小となる位置近傍にある最適噛み合い位置Ｅに安定して位置でき、騒音、振動を低減することができる。

また、離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置して高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通するポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂに連通するポンプ室Ｖ２との間を仕切る第１の仕切隙間Ｘの隙間寸法は、最大容積空間Ｍと吐出域空間Ｐとの間を内歯歯車６の内歯６Ａと外歯歯車７の外歯７Ａとで仕切る第２の仕切隙間Ｙの隙間寸法より小さく設定する。ここで、高圧となる一方の吐出ポート１４Ａ、１４Ｂが開口する箇所では、内歯歯車６の内周側に作用する圧力が、高圧となる一方の吐出ポート１４Ａ、１４Ｂから内葉歯車６の側面を介して外周側に漏出して内歯歯車６の外周側に作用する圧力より高くなり、内歯歯車６は内周側に作用する圧力と外周側に作用する圧力との圧力差に基づく作用力で二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂが位置する側に向けて収装孔２内周面に押圧される。また、外歯歯車７は、外周側に作用する吸入ポート１２Ａ、１２Ｂの圧力と二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂの圧力との圧力差に基づく作用力で吸入ポート１２Ａ、１２Ｂが位置する側に向けて押圧される。よって、内歯歯車６と外歯歯車７とは相反する反対方向に押圧され、すなわち、二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂに連通するポンプ室Ｖ１とＶ２間を仕切る第１の仕切隙間Ｘの隙間寸法が大きくなる方向に押圧される。そして、前述の如き、第１の仕切隙間Ｘの隙間寸法を第２の仕切隙間Ｙの隙間寸法より小さく設定しているため、第１の仕切隙間Ｘの隙間寸法が必要以上に大きくなることを抑制でき、ポンプの容積効率を一層向上することができる。なお、第２の仕切隙間Ｙは、第１の仕切隙間Ｘより両歯車６、７の回転方向Ｂの後方側に位相した位置にあり、第１の仕切隙間Ｘに比し、前述の内歯歯車６と外歯歯車７との相反する反対方向への押圧による隙間寸法が大きくなる影響を受け難くできる。

また、両歯車６、７の回転で二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂ間の離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置して閉じ込み状態にあるポンプ室Ｖ（図３に示す）は、外側溝１９Ａ、１９Ｂおよび内側溝２０Ａ、２０Ｂにより低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂに連通して圧力を低減でき、外歯歯車７を回転駆動するトルクの低減を図れる。また、両歯車６、７の回転で高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通状態にあるポンプ室Ｖ１（図２に示す）は、外側溝１９Ａ、１９Ｂおよび内側溝２０Ａ、２０Ｂによる低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとの間の連通を遮断して油の排出を阻止できる。このため、二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂ間に備える離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置して閉じ込み状態にあるポンプ室Ｖ（図３に示す）の圧力低減を図りつつ、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂから低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂへの作動油の排出を阻止してポンプの容積効率を一層向上することができる。

また、両歯車６、７の回転で高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂにポンプ室Ｖ１が連通しているとき、内歯６Ａと外歯７Ａとの間の第１の仕切隙間Ｘより径方向の外側に位置する外側溝１９Ａ、１９Ｂは、先端部を内歯６Ａの側面で覆われてポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとの間の連通を遮断し、第１の仕切隙間Ｘより径方向の内側に位置する内側溝２０Ａ、２０Ｂは、外歯７Ａの側面で覆われて高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通するポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとの間の連通を遮断する。このため、高圧となる吐出ポート１４Ａ、１４Ｂに連通するポンプ室Ｖ１と低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂとの間の連通を遮断する部材を格別に要することなくでき、構成の簡素化を図ることができる。

また、二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂ間の離壁１８Ａ、１８Ｂ上に位置して閉じ込み状態にあるポンプ室Ｖを、外側溝１９Ａ、１９Ｂと内側溝２０Ａ、２０Ｂとの両方の溝により低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂに連通できるため、両方の溝１９Ａ、１９Ｂと２０Ａ、２０Ｂを介して大流量を流通でき、閉じ込み状態にあるポンプ室Ｖの圧力低減を迅速に図ることができる。さらにまた、外側溝１９Ａ、１９Ｂと内側溝２０Ａ、２０Ｂは深さ寸法を接続した低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの深さ寸法と略同等に設けているため、溝を傾斜状に形成した従来のポンプと比べ、閉じ込み状態にあるポンプ室Ｖから低圧となる吐出ポート１５Ａ、１５Ｂにより一層大流量を流通でき、閉じ込み状態にあるポンプ室Ｖの圧力低減をより一層迅速に図ることができる。

また、外歯歯車７には軸受ブッシュ部材８を備え、ポンプハウジング５には駆動軸としてのオイルポンプドライブハブ１０とは別の固定軸としてのステータシャフト９を備え、外歯歯車７を軸受ブッシュ部材８を介してポンプハウジング５のステータシャフト９に回転自在に軸支する。このため、外歯歯車７を径方向へのがたつきを抑制して軸支できるから、外歯歯車７を最適噛み合い位置Ｅにより一層安定して位置でき、内歯歯車６を最適噛み合い位置Ｅに安定して位置できることと相俟って、騒音、振動を一層低減することができる。

なお、一実施形態では、ポンプハウジング５を有底の収容孔２を開口形成したポンプ本体１と蓋部材３とで構成したが、収容孔を貫通形成したポンプ本体と収容孔の両端開口を閉塞するようポンプ本体の両側に備えた蓋部材とでポンプハウジングを構成しても良い。また、両歯車６、７の両側面が摺接する収容孔２の底面２Ａ（摺接面）と蓋部材３の一側面３Ａ（摺接面）にそれぞれ吸入ポート１２Ａ、１２Ｂおよび二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂを開口し、二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂとの間に離壁１８Ａ、１８Ｂを備えたが、いずれか一つの摺接面に吸入ポートおよび吐出ポートを開口して離壁を備えても良い。また、外側溝１９Ａ、１９Ｂと内側溝２０Ａ、２０Ｂとを備えたが、いずれか一方の溝のみを備えるか又は溝は必要に応じて備えなくても良い。また、外側溝１９Ａ、１９Ｂと内側溝２０Ａ、２０Ｂは深さ寸法を接続した一方の吐出ポート１５Ａ、１５Ｂの深さ寸法と略同等に設けたが、これに限定されるものではなく、例えば傾斜溝としても良い。また、二つの吐出ポート１４Ａ、１４Ｂと１５Ａ、１５Ｂを設けたが、三つ以上の吐出ポートを設けても良い。さらにまた、両歯車６、７の回転方向Ｂの後方側に位置する吐出ポート１４Ａ、１４Ｂを高圧として回転方向Ｂの前方側に位置する吐出ポート１５Ａ、１５Ｂを低圧としたが、回転方向Ｂの後方側に位置する吐出ポート１４Ａ、１４Ｂを低圧として回転方向Ｂの前方側に位置する吐出ポート１５Ａ、１５Ｂを高圧としても良いことは勿論である。

２：収容孔
２Ａ：底面（摺接面）
３Ａ：一側面（摺接面）
５：ポンプハウジング
６：内歯歯車
６Ａ：内歯
６Ｃ、６ＣＣ、７Ｃ、７ＣＣ：歯側面
７：外歯歯車
７Ａ：外歯
１２Ａ、１２Ｂ：吸入ポート
１４Ａ、１４Ｂ、１５Ａ、１５Ｂ：吐出ポート
１８Ａ、１８Ｂ：離壁
Ｖ、Ｖ１、Ｖ２：ポンプ室
Ｓ：吸入域空間
Ｍ：最大容積空間
Ｐ：吐出域空間
Ｘ：第１の仕切隙間
Ｙ：第２の仕切隙間

Claims

ポンプハウジングの収容孔に内歯を有するリング状の内歯歯車を回転自在に収容し、内歯歯車の内歯と内接噛み合いする外歯を有する外歯歯車を内歯歯車の内部に偏心して収容し、両歯車間には両歯車の回転により両歯間の噛み合い隙間が増加する領域に吸入域空間を形成し、両歯車の回転により両歯間の噛み合い隙間が減少する領域に吐出域空間を形成し、吸入域空間と吐出域空間との間には両歯間の噛み合い隙間が最大となる最大容積空間を形成し、内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯とによりポンプ室を区画形成し、ポンプ室は両歯車の回転により吸入域空間で容積を増加し、最大容積空間で容積を最大にし、吐出域空間で容積を減少して設け、収容孔に収容した両歯車の側面が摺接するポンプハウジングの摺接面には、吸入域空間に連通して吸入ポートを開口すると共に、吐出域空間に連通して両歯車の回転方向に離間する二つの吐出ポートを開口し、この二つの吐出ポートのいずれか一方の吐出ポートを高圧にすると共に、他方の吐出ポートを高圧にした一方の吐出ポートの圧力より低圧にし、二つの吐出ポート間には離壁を備え、最大容積空間と吐出域空間との間を内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯とで仕切った内接歯車ポンプにおいて、離壁上に位置して高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室と低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室との間を仕切る第１の仕切隙間を内歯と外歯との間に形成し、第１の仕切隙間の隙間寸法を内歯の歯側面と外歯の歯側面とにより設定可能としたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
前記二つの吐出ポートは、両歯車の回転方向の後方側に位置する一方の吐出ポートの圧力を高圧にし、両歯車の回転方向の前方側に位置する他方の吐出ポートの圧力を一方の吐出ポートの圧力より低圧にしたことを特徴とする請求項１に記載の内接歯車ポンプ。
前記離壁上に位置して高圧となる吐出ポートに連通するポンプ室と低圧となる吐出ポートに連通するポンプ室との間を仕切る前記第１の仕切隙間の隙間寸法は、前記最大容積空間と前記吐出域空間との間を内歯歯車の内歯と外歯歯車の外歯とで仕切る第２の仕切隙間の隙間寸法より小さく設定したことを特徴とする請求項２に記載の内接歯車ポンプ。