JP2014020289A

JP2014020289A - オイルポンプ

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Publication number: JP2014020289A
Application number: JP2012159887A
Authority: JP
Inventors: Masato Izutsu; 正人井筒; Takatoshi Watanabe; 貴俊渡邊
Original assignee: Yamada Seisakusho KK
Current assignee: Yamada Manufacturing Co Ltd
Priority date: 2012-07-18
Filing date: 2012-07-18
Publication date: 2014-02-03
Anticipated expiration: 2032-07-18
Also published as: EP2687725A2; CN103644114B; EP2687725A3; JP5841018B2; US20140023539A1; US20160032923A1; CN103644114A; US9157436B2

Abstract

【目的】ロータの低回転と高回転時でインナーロータの中心とアウターロータの中心を結ぶ基準線が回転して吐出量が変化するポンプにおいて、そのポンプ効率を向上させることができるオイルポンプとすること。
【構成】吐出ポート１３の終端部１３ｂから吸入ポート１２の始端部１２ａとの間に第２間仕切部１５が形成されたポンプハウジング１を具備し、第２間仕切部１５の幅寸法は、低回転時にここを通過するインナーロータ２とアウターロータ３とによって構成される歯間空間Ｓの形成範囲と同一もしくは僅かに大きく形成され、且つ吐出ポート１３の終端部１３ｂで且つ内径側１３ｉ付近から第２間仕切部１５と同一面で且つ連続する突出面部６が形成されること。突出面部６と第２間仕切部１５とは高回転時に突出面部６と第２間仕切部１５を通過する歯間空間Ｓの形成範囲と同一もしくは僅かに大きくすること。
【選択図】図１

Description

本発明は、ロータの低回転と高回転時でインナーロータの中心とアウターロータの中心を結ぶ基準線が回転して吐出量が変化するポンプにおいて、そのポンプ効率を向上させることができるオイルポンプに関する。

従来、インナーロータの中心と、アウターロータの中心を結ぶ線である基準線を回転移動して、ポンプ吐出量を可変にする内接歯車式オイルポンプが存在している。この種のものとして、特許文献１（再公表ＷＯ２０１０／０１３６２５号公報），特許文献２（特開２０１０−９６０１１号公報）が存在する。以下、特許文献１及び特許文献２について概説する。なお、説明において、符号は特許文献１及び特許文献２に使用されているものをそのまま使用する。

特許文献１では、アウターロータ１３に外挿された調整リング１４と、この調整リング１４の摺接部Ｃをケーシング１のガイド面Ｓに摺接させることで、調整リング１４の姿勢を設定するガイド手段Ｇとを備えている〔特許文献１の図（２）参照〕。

ガイド手段Ｇとして、調整リング１４に形成した第１アーム部Ｃ１と第２アーム部Ｃ２とに対して、駆動回転軸芯Ｘと平行な姿勢で貫通する第１ガイドピン２１と第２ガイドピン２２とを備えており、この第１ガイドピン２１及び第２ガイドピン２２に対応してケーシング１の壁部１Ａに形成した円弧状の第１ガイド溝Ｔ１と第２ガイド溝Ｔ２とを備えて構成している。

第１ガイド溝Ｔ１と第２ガイド溝Ｔ２とは、調整リング１４の移動時において、従動軸芯Ｙを駆動回転軸芯Ｘ周りで公転する運動を行わせると同時に、調整リング１４を従動軸芯Ｙ周りで自転する運動を行わせる形状に成形されている。

また、従来吐出ポート終端部と吸入ポート始端部との間に形成されたシールランドに、浅溝を形成した内接歯車式オイルポンプが存在している。特許文献２（特開２０１０−９６０１１号公報）では、前記小シールランドにおいて、吐出ポート７の終端のロータ外径側からロータ回転前方に延伸する溝１１ａが設けられている〔特許文献２の図（１），図（３）参照〕。

前記溝１１ａから、ポンプ室１０の容積が最小となる位置の空間ｇに液圧を導入し、半周反対側のアウターロータ３とインナーロータ２の歯を互いに押し付け合うことで、両ロータ間のチップクリアランスが縮小され、そのチップクリアランスからの液洩れ量を少なくしている〔特許文献２の図（４）ａ参照〕。

ポンプ室１０は、吐出終点と吸入開始点との間において、一旦、吸入ポート６と吐出ポート７の両者に対する連通を遮断する必要があり、溝１１ａの設置後もその機能を確保するために、吸入ポート６の始端のロータ外周側の一部をロータ回転方向前方に変位させる逃げ部１２を形成している〔特許文献２の図（３）参照〕。

再公表特許ＷＯ２０１０／０１３６２５号公報特開２０１０−９６０１１号公報

特許文献２では、吐出ポート７の終端に溝１１ａを形成し、吸入ポート６の始端に逃げ部１２を形成しているので、加工箇所が多く、コストがかかる。また、吸入ポート６の始端に逃げ部１２を形成することにより、吸入ポート６の角度及び面積が減るので、オイルを吸い込みきれずにオイルの吸入量が減少し、ポンプ性能が低下する恐れがある。

また、特許文献２を特許文献１の偏心式可変容量ポンプに適用した場合、高回転時に、吐出ポート終端部と吸入ポート終端部との間に形成されたシールランド上に位置する空間ｇが、吐出ポート７と吸入ポート６とに連通してしまう。これにより、オイルが漏れ出てポンプ性能が低下する。

本発明の目的（解決しようとする技術的課題）は、インナーロータと該インナーロータが内接するアウターロータからなる可変容量タイプの内接歯車式のポンプにおいて、ポンプ効率を向上させることにある。

そこで、発明者は上記課題を解決すべく、鋭意，研究を重ねた結果、請求項１の発明を、インナーロータとアウターロータの回転中心を結ぶ基準線を回転させることにより、吸入ポートから吐出ポートに移送される１回転当たりの流体の量を変化させるオイルポンプにおいて、前記吐出ポートの終端部から前記吸入ポートの始端部との間に第２間仕切部が形成されたポンプハウジングを具備し、該第２間仕切部の幅寸法は、低回転時に該第２間仕切部を通過する前記インナーロータと前記アウターロータとによって構成される歯間空間の形成範囲と同一もしくは僅かに大きく形成され、且つ前記吐出ポート終端部で且つ内径側付近から前記第２間仕切部と同一面で且つ連続する突出面部が形成され、且つ該突出面部と前記第２間仕切部とは高回転時に前記突出面部と前記第２間仕切部を通過する前記歯間空間の形成範囲と同一もしくは僅かに大きくしてなるオイルポンプとしたことにより、上記課題を解決した。

請求項２の発明を、請求項１において、突出面部は、高回転時におけるインナーロータとアウターロータとによって構成される歯間空間が前記第２間仕切部を通過するときの回転後方側の接触点の軌跡に沿う形状としてなるオイルポンプとしたことにより、上記課題を解決した。

請求項３の発明を、請求項１において、突出面部は、略方形状に形成されてなるオイルポンプとしたことにより、上記課題を解決した。請求項４の発明を、請求項１において、突出面部は、略三角形状に形成されてなるオイルポンプとしたことにより、上記課題を解決した。

請求項１の発明では、吐出ポートの終端部で且つ内径側付近から前記第２間仕切部と同一面で且つ連続する突出面部が形成され、且つ該突出面部と前記第２間仕切部とは高回転時に前記突出面部と前記第２間仕切部とを通過する前記歯間空間の形成範囲と同一もしくは僅かに大きくしてなる構成としたことにより、高回転時におけるインナーロータとアウターロータとによって構成される歯間空間が第２間仕切部を通過するときに、該歯間空間によって吐出ポートと吸入ポートとの連通が生じないようにすることができる。

これによって、第２間仕切部を通過する歯間空間によってポンプ効率が低下することなく、低回転時に対して高回転時の吐出流量を減少させることができる。また、本発明は、第２間仕切部の範囲を増加するものではなく、吐出ポートの終端部で且つ内径側付近に突出面部を必要な大きさだけ形成したものである。

つまり、突出面部は、高回転時に回転方向に沿って間延びした歯間空間の第２間仕切部からはみ出した部分が通過できる広さを有すればよいものである。したがって、第２間仕切部の大きさは全く増加することがないので、インナーロータとアウターロータとが第２間仕切部を通過するときのフリクションの増加もなく、インナーロータとアウターロータとの回転を円滑に行うことができ、よって、ポンプ効率を向上させることができる。

また、吸入ポートの始端部側では加工の必要がないため、製造コストも低く抑えることができる。さらに、吸入ポートの実質的な形成角度が狭くならず、十分な面積を有し、オイルの吸入量を維持でき、ポンプ性能の低下を防止できる。

請求項２の発明では、突出面部は、高回転時におけるインナーロータとアウターロータとによって構成される歯間空間が前記第２間仕切部を通過するときの回転後方側の接触点の軌跡に沿う形状としたことにより、突出面部の大きさを最小限にすることができる。これによって、製造コストも最小限に抑えることができる。

請求項３の発明では、突出面部は、略方形状に形成されることにより、形状が簡単で、容易に加工することができる。請求項４の発明では、請求項３と略同等の効果を奏する。

（Ａ）は本発明の正面図、(Ｂ)は（Ａ）の（ア）部拡大図である。（Ａ）は本発明の低回転時におけるインナーロータとアウターロータによって構成される歯間空間と第２間仕切部とを示す要部拡大図、（Ｂ）は本発明の高回転時におけるインナーロータとアウターロータによって構成される歯間空間と第２間仕切部とを示す要部拡大図である。（Ａ）は突出面部を方形状又は三角形状とした第２間仕切部と高回転時における歯間空間とを示す要部拡大図、（Ｂ）は突出面部を歯間空間の軌跡に略合わせた形状とした第２間仕切部と高回転時における歯間空間とを示す要部拡大図である。（Ａ）は本発明のポンプハウジングを含む正面図、（Ｂ）は本発明の分解斜視図、（Ｃ）はインナーロータとアウターロータとアウターリングとを組み付けた斜視図である。（Ａ）は本発明においてインナーロータ，アウターロータ，案内機構，調整機構及びポンプハウジングの構成を示す拡大正面図、(Ｂ)は（Ａ）の（イ）部拡大図である。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。本発明は、可変容量タイプのオイルポンプに関するものである。可変容量の構造としては、案内機構４によって、インナーロータ２の回転中心Ｐａと、アウターロータ３の回転中心Ｐｂとを結ぶ線である基準線Ｌを、前記インナーロータ２の回転中心Ｐａを中心として回転させることによって、吸入ポート１２から吐出ポート１３に移送される流体の量を変化させるものである。

本発明は、図１，図４に示すように、主に、ポンプハウジング１，インナーロータ２，アウターロータ３，案内機構４及び調整機構５から構成される。ポンプハウジング１には、図４に示すように、ロータ室１１と調整機構収納部１６が形成される。ロータ室１１の底面部１１ａには、ポンプ駆動用の駆動軸が装着される軸孔１１ｂが形成され、該軸孔１１ｂの周囲に吸入ポート１２と吐出ポート１３が形成されている。

ロータ室１１には、インナーロータ２、アウターロータ３及び案内機構４としてのアウターリング４１が内装される〔図４（Ａ），（Ｂ）参照〕。また調整機構収納部１６には、前記アウターリング４１を作動させるための調整機構５を構成する部材等が装着される。前記ロータ室１１と、調整機構収納部１６とは、連通室１７によって連通されている。

ロータ室１１には、その円周方向に沿って略外周寄りに吸入ポート１２と吐出ポート１３とが形成されている（図１参照）。吸入ポート１２においては、後述するインナーロータ２とアウターロータ３との回転によって形成される歯間空間Ｓが移動して前記吸入ポート１２の領域に最初に到達する端部が吸入ポート１２の始端部１２ａとなり、その歯間空間Ｓが回転により前記吸入ポート１２の領域最後に到達する端部が終端部１２ｂとなる。

同様に、前記吐出ポート１３においては、前記インナーロータ２とアウターロータ３との回転によって形成される歯間空間Ｓが移動して吐出ポート１３の領域に最初に到達する端部が吐出ポート１３の始端部１３ａとなり、その歯間空間Ｓが回転により前記吐出ポート１３の領域最後に到達する端部が終端部１３ｂとなる。

前記吸入ポート１２と吐出ポート１３との間には間仕切部が形成されている。この間仕切部は、２箇所に形成され、その１つは、吸入ポート１２の終端部１２ｂから吐出ポート１３の始端部１３ａの間に位置するもので、この間仕切部１１を第１間仕切部１４と称する。また、もう１つの間仕切部は、吐出ポート１３の終端部１３ｂから吸入ポート１２の始端部１２ａの間に位置するものであり、これを第２間仕切部１５と称する。

前記第１間仕切部１４及び第２間仕切部１５の表面は共に平坦面であり、第１間仕切部１４は前記歯間空間Ｓ内に吸入ポート１２から吸入充填した流体を閉じ込めつつ、吐出ポート１３側へ流体を移送する役目をする仕切面である。第２間仕切部１５は、吐出ポート１３側で吐出完了したインナーロータ２とアウターロータ３を吸入ポート１２側へ移動させる仕切面である。

インナーロータ２は、略歯車状のロータであり、複数の外歯２１，２１，…が形成されている(図１，図２等参照)。また、隣接する外歯２１，２１の間の底部を歯底２２と称する。インナーロータ２には、駆動軸用のボス孔２３が形成され、該ボス孔２３には、駆動軸が貫通固定される。

ボス孔２３は、非円形として形成されたり、或いはキー溝等が形成されたものである。また、駆動軸は圧入等の固定手段にてインナーロータ２に固定され、インナーロータ２は駆動軸の回転駆動にて回転する。アウターロータ３は、環状に形成され、内周側に複数の内歯３１，３１，…が形成されている。また、隣接する内歯３１，３１の間の底部を歯底３２と称する。

インナーロータ２の外歯２１の数は、アウターロータ３の内歯３１の数よりも１つ少ないものとして構成され、インナーロータ２が一回転すると、アウターロータ３は一歯分遅れて回転する関係となる。インナーロータ２の外歯２１，２１，…と、アウターロータ３の内歯３１，３１，…によって複数の歯間空間Ｓ，Ｓ，…が構成される。

それぞれの歯間空間Ｓ，Ｓ，…は、ロータ室１１を１周する間にする過程で容積が伸縮する。そして、歯間空間Ｓは容積が最大となったものを最大歯間空間Ｓmaxと称し、容積が最小となった歯間空間Ｓを最小歯間空間Ｓminと称する。アウターロータ３は、案内機構４が作動することによって、低回転時と高回転時とではインナーロータ２の回転中心Ｐａに対してアウターロータ３の回転中心Ｐｂの位置が変更する（図２，図５参照）。

したがって、最大歯間空間Ｓmaxと最小歯間空間Ｓminの位置も変化する。具体的には、低回転時では、最小歯間空間Ｓminは第２間仕切部１５上で形成され、最大歯間空間Ｓmaxは第１間仕切部１４上で形成される。また、高回転時では、最小歯間空間Ｓminは第２間仕切部１５付近でインナーロータ２とアウターロータ３との回転方向後方側となる吐出ポート１３の範囲内にて形成され、最大歯間空間Ｓmaxは、第１間仕切部１４付近でインナーロータ２とアウターロータ３との回転方向後方側となる吸入ポート１２の範囲内にて形成される。

前記最小歯間空間Ｓminの構成は、インナーロータ２の外歯２１が、アウターロータ３の隣接する内歯３１，３１の間（つまり歯底３２部分）に食い込む状態である。また、最小歯間空間Ｓｍｉｎにおいて、インナーロータ２の外歯２１と、アウターロータ３の内歯３１との歯が接する点（実際には微小のチップクリアランスが存在するが）を、接点Ｃｆ，Ｃｒと称する。接点Ｃｆは、インナーロータ２（又はアウターロータ３）の回転方向において前方側となり、接点Ｃｒは後方側となる〔図１（Ｂ），図２参照〕。

第２間仕切部１５の幅方向（インナーロータ２の回転方向と同一方向）の寸法Ｗａは、低回転時において、第２間仕切部１５を通過する歯間空間Ｓ（実際には最小歯間空間Ｓminとなる）を構成する両接点Ｃｆ，Ｃｒの幅方向寸法をＷ1とすると、第２間仕切部１５の間隔寸法Ｗａは、最小歯間空間Sminの間隔Ｗ1と同一もしくは僅かに大きく形成される〔図１（Ｂ）参照〕。
すなわち、

となる。

吐出ポート１３の終端部１３ｂのロータ内径側には、突出面部６が形成される（図１乃至図３参照）。該突出面部６は、具体的には、前記吐出ポート１３の終端部１３ｂで且つ内径側１３ｉ付近から前記第２間仕切部１５と同一面で且つ連続して形成される平坦な面のことである。

突出面部６は、高回転時において基準線Ｌが前記インナーロータ２及びアウターロータ３の回転方向と反対の方向に角度θだけ回転した状態のインナーロータ２とアウターロータ３とによって構成される歯間空間Ｓが第２間仕切部１５を通過するときに、該第２間仕切部１５からはみ出した部分を密封状に支持する役目をなす。

したがって、突出面部６の幅方向（インナーロータ２の回転方向と同一方向）と前記第２間仕切部１５の幅方向とを合わせた範囲は、高回転時におけるインナーロータ２と、アウターロータ３とによって構成される歯間空間Ｓの形成範囲よりも大きくなる〔図２（Ｂ）及び図３参照〕。

突出面部６の幅方向（インナーロータ２の回転方向と同一方向）の寸法をＷｂとし、高回転時におけるインナーロータ２と、アウターロータ３とによって構成される歯間空間Ｓの形成範囲における幅方向の寸法Ｗ2とすると、

となる。

ここで、第２間仕切部１５を通過する歯間空間Ｓの低回転時の幅方向寸法Ｗ1及び高回転時の幅方向寸法Ｗ2は、インナーロータ２の外歯２１と、アウターロータ３の内歯３１との回転方向における両接点Ｃｆ，Ｃｒによって決定されるものである。そして、インナーロータ２とアウターロータ３との高回転時での歯間空間Ｓの間隔（寸法Ｗ2）は、低回転時における歯間空間Ｓの間隔（寸法Ｗ1）よりも大きくなる〔図２（Ｂ）参照〕。
つまり、

である。

突出面部６は、前述したように、第２間仕切部１５とは連続して形成され、吐出ポート１３の内部に形成されるものである。突出面部６は、前述したように、第２間仕切部１５を通過する歯間空間Ｓの形成範囲をカバーするように支持する部位である。

特に、高回転時に第２間仕切部１５を通過する歯間空間Ｓは、低回転時に第２間仕切部１５を通過する歯間空間Ｓよりも形成範囲が回転方向と逆方向に延びた状態で形成され、そのままでは、歯間空間Ｓが第２間仕切部１５からはみ出てしまうことになる。そこで、突出面部６は、歯間空間Ｓの第２間仕切部１５からはみ出した部分をカバーするものであり、突出面部６の形状は、前記はみ出し部分と略同等にすることができる。

したがって、突出面部６は、インナーロータ２とアウターロータ３とによって構成される歯間空間Ｓが前記第２間仕切部を通過するときの回転後方側の移動軌跡に沿う形状とすることができる〔図３（Ｂ）参照〕。さらに、具体的には歯間空間Ｓの回転方向後方側の接点Ｃｒの移動軌跡に沿う形状となる。

また、突出面部６は、略方形状に形成されることもある〔図３（Ａ）参照〕。この場合、該突出面部６は、高回転時における歯間空間Ｓの第２間仕切部１５からはみ出した部分よりも大きく形成されることになる。さらに、突出面部６は、略三角形状に形成されることもある〔図３（Ａ）の想像線参照〕。

次に、案内機構４は、図５に示すように、前記インナーロータ２の回転中心Ｐａと、前記アウターロータ３の回転中心Ｐｂとを結ぶ基準線Ｌを回転させる役目をなし、調整機構５は前記案内機構４を作動させる役目をなす。

ロータ室１１の内部には、案内機構４としてのアウターリング４１が配置されている（図４参照）。該アウターリング４１は、円環状に形成された環状本体部４１ａと該環状本体部４１ａの外周の適宜の箇所に突起状に形成された凸部４１ｂとからなる。アウターリング４１は、環状本体部４１ａの内周側に前記アウターロータ３を回転摺動自在に収容する。

アウターリング４１の外周部位の一部に、突設された前記凸部４１ｂは、ロータ室１１に形成された連通室１７を介して調整機構収納部１６に突出配設される〔図４（Ａ）参照〕。また、アウターリング４１には、複数のガイドピン４２が設けられ、ロータ室１１には前記ガイドピン４２と同数のガイド溝４３が形成される〔図４（Ｂ）参照〕。ガイド溝は円弧且つ長孔として形成される。そして、前記ガイドピン４２が前記案内溝４３に挿入され、アウターリング４１が、ガイド溝４３に沿って移動する。

該連通室１７は、凸部４１ｂがアウターリング４１の円周方向に回動できるように、凸部４１ｂの幅よりも大きな広幅の溝形状として形成されている。アウターリング４１は、前記調整機構収納部１６に収容された調整機構５のバネ部材５３によってアウターロータの回転方向とは反対方向〔図４（Ａ）において反時計方向）へ常時弾性付勢される構成となっている。

アウターロータ３は、その回転中心Ｐｂがインナーロータ２の回転中心Ｐａに対して所定の偏心量ｅを維持する軌跡に沿って回動すると共に、基準線Ｌも回動するものである（図５参照）。そして、前述した所定の軌跡とは、インナーロータ２の回転中心Ｐａを直径中心とし、その半径を偏心量ｅとした軌跡円Ｑとなる〔図５（Ｂ）参照〕。

前記アウターロータ３の回転中心Ｐｂは、インナーロータ３の回転中心Ｐaと偏心量ｅを一定に維持しつつ軌跡円Ｑに沿って回動するものである〔図５（Ｂ）参照〕。つまり、基準線Ｌが回転中心Ｐaを回動中心として、角度θの範囲を回動する状態にしたがって前記アウターロータ３が案内手段４により回動する。図２（Ｂ），図３及び図５には、ポンプの低回転時と高回転時における両方の基準線Ｌを記載してある。

また、基準線Ｌ上を通過する歯間空間Ｓは、前記基準線Ｌの回転中心Ｐaの一方側に最大歯間空間Ｓｍａｘが存在し、回転中心Ｐaの他方側に最小歯間空間Ｓminが位置する。この状態は、基準線Ｌが回動して角度がどのように変化しても同様である〔図５（Ａ）参照〕。

調整機構５は、バルブやバネ、ギア等を用いるものが挙げられるが、ここではバルブを用いたものを例に挙げて説明する。バルブは、油圧によってアウターリング４１を回動させるものの他、ソレノイドバルブ等を用いても良い。前記調整機構５は、ロータ室１１の上部に略円筒形状に形成された調整機構収納部１６内に摺動自在に保持される。

そして、円筒形状のバルブ本体５１と、前記調整機構収納部１６の開口端を閉塞するボルト５２と、一端が該ボルト５２に弾接し、他端が前記バルブ本体５１に弾接し、アウターリング４１をアウターロータの回転方向とは反対方向に弾性付勢するばね部材５３とから構成されている。バルブ本体５１の略中央には、直径寸法が小さい括れ状の保持部５１ａが形成されており、該保持部５１ａに前記アウターリング４１の凸部４１ｂが配置される。

そして、ポンプ低回転時には、駆動軸の回転に伴ってインナーロータ２とアウターロータ３が互いの各外歯２１と内歯３１とを噛み合わせながら回転すると、前記歯間空間Ｓが吸入ポート１２側で膨張し、第１間仕切部１４を通過した後に吐出ポート１３側で収縮し、かかる容積を変化させることによってポンプ作用が行なわれる。

ここで、本発明のロータ回転方向は、図において時計回りとする。ポンプ低回転時の場合、調整機構５のばね部材５３のばね力によって、バルブ本体５１の保持部に配置された凸部４１ｂが押圧付勢されていることから、アウターリング４１は、反時計方向に回転付勢されている。

インナーロータ２及びアウターロータ３の低回転時では、アウターリング４１は、インナーロータ２の回転中心Ｐａとアウターロータ３の回転中心Ｐｂによって構成される基準線Ｌを第１間仕切部１４の幅方向中間位置と、第２間仕切部１５の中間位置とを通過するように、アウターロータ３を支持する。

したがって、歯間空間Ｓは、第１間仕切部１４を通過するときに容積が最大で、第２間仕切部１５を通過するときに容積が最小となり、このとき、ポンプ吐出量が最大となる。そして、インナーロータ２及びアウターロータ３の高回転時では、調整機構５の操作によって、アウターリング４１の凸部４１ｂがアウターリング４１の直径中心を中心として操作角度θａだけ回動し、アウターロータ３の回転中心Ｐｂが、インナーロータ２の回転中心Ｐａを中心として、軌跡円Ｑに沿って移動する〔図５（Ａ）参照〕。

このとき、回転中心Ｐａと回転中心Ｐｂとを結ぶ基準線Ｌは、角度θ回転する。これによって、最大歯間空間Ｓmaxの通過位置は、第１間仕切部１４の幅方向中間位置よりも角度θだけ回転方向後方側となり、最小歯間空間Ｓminの通過位置は、第２間仕切部１５の幅方向中間位置よりも角度θだけ回転方向後方側となる。この状態では、第２間仕切部１５を通過する歯間空間Ｓは、最小歯間空間Ｓminよりも回転方向に延長し、幅方向寸法が僅かに大きくなる。

そして、前記吐出ポート１３の終端部１３ｂから前記吸入ポート１２の始端部１２ａにおける第２間仕切部１５の間隔Ｗａは、該第２間仕切部１５を低回転時に通過する最小歯間空間Ｓminの前記両接点Ｃｆ，Ｃｒの間隔Ｗ1と略同一、もしくは僅かに広い間隔に設定される。これにより、最小歯間空間Ｓminは、ポンピングロスを起こすことなく、また、吸入ポート１２と吐出ポート１３との間に亘って連通することなく、第２間仕切部１５上を通過する〔図３（ａ）参照〕。

ポンプ回転数の増加に伴いポンプ吐出圧が上昇すると、ポンプ吐出圧がバルブ本体５１の先端側を押圧し、ばね部材５３の弾性力を上回るポンプ吐出圧による力によって、バルブ本体５１は、ばね部材５３側に移動する。

バルブ本体５１と同時に、保持部も右側に移動する。これにより、アウターリング４１の凸部４１ｂも右側に移動し、アウターリング４１は、前記ばね力に抗して反時計方向へ回転する。すなわち、ロータの回転方向とは反対方向にアウターリング４１が回転する。そして、アウターリング４１は、前記ポンプ吐出圧による力とばね部材８ｃのばね力との釣り合った位置で回転が停止される。

これによりアウターロータ３の回転中心Ｐｂが、インナーロータ２の回転中心Ｐａに対して角度θ偏心する。高回転時、前記吐出ポート１３からインナーロータ２とアウターロータ３との歯間空間Ｓの容積を縮小しつつオイルが吐出されるが、基準線Ｌはロータの回転方向とは逆方向に回転するので、第２間仕切部１５上には、容積が最小になった最小歯間空間Ｓminではなく、吸入側に先行した歯間空間Ｓが第２間仕切部１５上に位置する。

第２間仕切部１５上の歯間空間Ｓの接点Ｃｆ,Ｃｒは、吐出ポート１３の終端部１３ｂから吸入ポート１２の始端部１２ａの間隔Ｗａよりも離れた位置関係となる。しかし、吐出ポート１３の終端部１３ｂの内径側には突出面部６が形成されているので、歯間空間Ｓは、吐出ポート１３と吸入ポート１２とは連通せず、第２間仕切部１５上を通過することができる。

以上のように、突出面部６によって、高回転時においても、第２間仕切部１５上に位置する歯間空間Ｓは、低回転時はポンピングロスを起こすことなく通過でき、更に低回転時、高回転時共に吐出ポート１３、吸入ポート１２とは連通せずに通過するので、無駄な仕事を行わず、ポンプ効率の低下を防止しつつ吐出量を可変にすることができる。

１…ポンプハウジング、１２…吸入ポート、１２ａ…始端部、１３…吐出ポート、
１３ｂ…終端部、１５…第２間仕切部、２…インナーロータ、３…アウターロータ、
６…突出面部、Ｐａ，Ｐｂ…回転中心、Ｌ…基準線。

Claims

インナーロータとアウターロータの回転中心を結ぶ基準線を回転させることにより、吸入ポートから吐出ポートに移送される１回転当たりの流体の量を変化させるオイルポンプにおいて、前記吐出ポートの終端部から前記吸入ポートの始端部との間に第２間仕切部が形成されたポンプハウジングを具備し、該第２間仕切部の幅寸法は、低回転時に該第２間仕切部を通過する前記インナーロータと前記アウターロータとによって構成される歯間空間の形成範囲と同一もしくは僅かに大きく形成され、且つ前記吐出ポート終端部で且つ内径側付近から前記第２間仕切部と同一面で且つ連続する突出面部が形成され、且つ該突出面部と前記第２間仕切部とは高回転時に前記突出面部と前記第２間仕切部を通過する前記歯間空間の形成範囲と同一もしくは僅かに大きくしてなることを特徴とするオイルポンプ。
請求項１において、突出面部は、高回転時におけるインナーロータとアウターロータとによって構成される歯間空間が前記第２間仕切部を通過するときの回転後方側の接触点の軌跡に沿う形状としてなることを特徴とするオイルポンプ。
請求項１において、突出面部は、略方形状に形成されてなることを特徴とするオイルポンプ。
請求項１において、突出面部は、略三角形状に形成されてなることを特徴とするオイルポンプ。