JP4760968B2 - 車両用オイルポンプ - Google Patents

Description

本発明は、車両用内接歯車型オイルポンプに関し、特に、その車両用内接歯車型オイルポンプの回転抵抗を低減させる技術に関するものである。

円筒状内周面により形成されるポンプ室を有するポンプボデーと、内周歯を有し、前記円筒状内周面に嵌め入れられることにより前記円筒状内周面により回転可能に支持された円環状のドリブンギヤと、そのドリブンギヤの内周歯と噛み合う外周歯を有してそのドリブンギヤの回転中心から偏心した回転中心回りに回転可能に設けられ、そのドリブンギヤを回転駆動するドライブギヤとを備える車両用内接歯車型オイルポンプが知られている。このような車両用内接歯車型オイルポンプにおいては、ドリブンギヤの回転が停止している場合には、ドリブンギヤがその自重によりポンプボデーと接触する状態とされる。しかし、ドリブンギヤが回転駆動される場合には、ドリブンギヤとポンプボデーとの間に形成される環状の隙間に介在された作動油がそのドリブンギヤの回転に引きずられてその隙間内を周方向に移動して、ドリブンギヤとポンプボデーとの近接部位に向けて漸次狭くなる隙間に流れ込むことにより、その近接部位付近において最大となる動圧が発生して、ドリブンギヤがポンプボデーに非接触状態で支持されるようになっている。なお、上記動圧は、ドリブンギヤの外周面をその内周側に向けて押圧するように作用する圧力である。

ここで、上記車両用内接歯車型オイルポンプにおいては、例えば、低速回転時や高油圧発生時等にドリブンギヤがふらつくすなわちドリブンギヤの回転中心が振れるという問題がある。このドリブンギヤの回転中心の振れは、ドリブンギヤの外周面とポンプボデーの円筒状内周面との潤滑状態が境界潤滑状態となることで摩擦損失が発生してドリブンギヤの回転抵抗が増大することに繋がる。これに対して、特許文献１には、上記ドリブンギヤの回転中心の振れを抑制するための技術が提案されている。上記特許文献１において、ドリブンギヤの外周面には、周方向の所定間隔を隔ててドリブンギヤの回転中心線に直交する断面がステップ状となる複数の凹部が形成されている。そして、このドリブンギヤが回転駆動させられると、ドリブンギヤの外周面とポンプボデーとの間に形成される隙間のうち上記凹部が位置する隙間に介在された作動油に、上記凹部を持たない形式のものに比較して格段に大きい動圧が発生する。特許文献１に記載された車両用内接歯車型オイルポンプは、上記格段に大きい動圧がドリブンギヤに作用することによって上記凹部を持たないものに比較してドリブンギヤの自動調心性が高められているので、ドリブンギヤの回転中心の振れが抑制される。

実開昭６１−１７１８８５号公報

ところで、上記従来の車両用内接歯車型オイルポンプにおいては、上述のように、ドリブンギヤの外周面に複数の凹部が形成されることによる比較的大きな動圧の発生によって、ドリブンギヤの回転時にその回転中心が振れるという問題が解消され、ドリブンギヤとポンプボデーとの良好な潤滑状態が維持されるようになっている。これにより、例えばドリブンギヤとポンプボデーとが接触する或いはそれに近い状態となることによる摩擦損失の発生が抑制されるため、その点においてはドリブンギヤの回転抵抗が低減されると考えられる。しかしながら、上記複数の凹部が形成されることによって、ドリブンギヤとポンプボデーとの間の隙間のうち、その隙間の間隔がドリブンギヤの回転方向後方に向かうほど拡大する箇所において、その箇所を流れる作動油の流線に剥離が生じて圧力が低下するようになる。そのため、ドリブンギヤとポンプボデーとの隙間の周方向の圧力差が増大し、その圧力差に起因してドリブンギヤにその回転を妨げる力すなわち圧力抗力（圧力抵抗）が作用するので、ドリブンギヤの回転抵抗が増大するという新たな問題があった。

本発明は以上の事情を背景としてなされたものであり、その目的とするところは、ドリブンギヤに作用する圧力抗力（圧力抵抗）を低減させることで回転抵抗が低減された車両用内接歯車型オイルポンプを提供することにある。

かかる目的を達成するための請求項１にかかる発明の要旨とするところは、（１）円筒状内周面により形成されるポンプ室を有するポンプボデーと、内周歯を有し、前記円筒状内周面に嵌め入れられることにより前記円筒状内周面により回転可能に支持された円環状のドリブンギヤと、そのドリブンギヤの内周歯と噛み合う外周歯を有してそのドリブンギヤの回転中心から偏心した回転中心回りに回転可能に設けられ、そのドリブンギヤを回転駆動するドライブギヤとを備える車両用内接歯車型オイルポンプであって、（２）前記ドリブンギヤは、周方向に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個の凸部を外周面に備え、（３）その凸部は、前記ドリブンギヤの周方向においてその回転方向後方に向かうほど最小径位置から最大径位置まで立上る立上り面と、その最大径位置から回転方向後方に隣接する最小径位置へ立下がる立下り面とを有し、前記立下り面の周方向長さは前記立上り面の周方向長さよりも大きいことにある。

また、請求項２にかかる発明の要旨とするところは、請求項１にかかる発明において、前記凸部の表面のうちのその凸部の立下り面は、その凸部の立下り面と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線に剥離が生じないように前記ドリブンギヤの周方向において流線形となるように形成されていることにある。

また、請求項３にかかる発明の要旨とするところは、請求項２にかかる発明において、前記凸部の立上り面は、その凸部の前記ドリブンギヤの回転方向前方に隣接する凸部の立下り面の流線形の終端以前の位置から立上ることにある。

また、請求項４にかかる発明の要旨とするところは、請求項１乃至３のいずれか１にかかる発明において、前記凸部の立上り面には、その凸部と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線の剥離位置を前記ドリブンギヤの回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部が設けられており、その小乱流発生部は、前記ドリブンギヤの幅方向に連なる小突起であることにある。

また、請求項５にかかる発明の要旨とするところは、請求項１乃至３のいずれか１にかかる発明において、前記凸部の立上り面には、その凸部と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線の剥離位置を前記ドリブンギヤの回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部が設けられており、その小乱流発生部は、前記ドリブンギヤの幅方向に連なる溝であることにある。

また、請求項６にかかる発明の要旨とするところは、請求項１乃至３のいずれか１にかかる発明において、前記凸部の立上り面には、その凸部と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線の剥離位置を前記ドリブンギヤの回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部が設けられており、その小乱流発生部は、所定間隔を隔てて前記ドリブンギヤの幅方向に配列された複数の小突起であることにある。

また、請求項７にかかる発明の要旨とするところは、請求項１乃至３のいずれか１にかかる発明において、前記凸部の立上り面には、その凸部と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線の剥離位置を前記ドリブンギヤの回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部が設けられており、その小乱流発生部は、所定間隔を隔てて前記ドリブンギヤの幅方向に配列された複数の小穴であることにある。

請求項１にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、ドリブンギヤは、周方向に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個の凸部を備え、その凸部は、ドリブンギヤの周方向においてその回転方向後方に向かうほど最小径位置から最大径位置まで立上る立上り面と、その最大径位置から回転方向後方に隣接する最小径位置へ立下がる立下り面とを有し、前記立下り面の周方向長さは前記立上り面の周方向長さよりも大きいことから、凸部の立上り面とポンプボデーとの間を流れる作動油に比較的大きな動圧が発生するのでドリブンギヤの自動調心性が高められるという効果を享受しつつ、凸部の立下り面とポンプボデーとの間に形成される隙間がドリブンギヤの回転方向後方に向かって緩やかに拡大するように形成されることでその隙間の作動油の流れに剥離が生じることが抑制される。このため、その剥離に起因してドリブンギヤとポンプボデーとの間を流れる作動油の周方向の圧力差が増大し、ドリブンギヤにその回転を妨げるように作用する圧力抗力（圧力抵抗）が増大することが抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を低減させることができる。また、上記ドリブンギヤの回転抵抗（軸トルク抵抗）が低減することによってドライブギヤの回転抵抗（軸トルク抵抗）も低減させることができる。

請求項２にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凸部の表面のうちのその凸部の立下り面は、その凸部の立下り面と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線に剥離が生じないように前記ドリブンギヤの周方向において流線形となるように形成されていることから、凸部の立下り面とポンプボデーとの間に形成される隙間の作動油の流れに剥離が生じることが抑制されて、その隙間の作動油の流れに渦が発生することが抑制されるため、ドリブンギヤに作用する圧力抗力が上記渦（剥離）に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を低減させることができる。

請求項３にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凸部の立上り面は、その凸部の前記ドリブンギヤの回転方向前方に隣接する凸部の立下り面の流線形の終端以前の位置から立上ることから、例えば、前記凸部の立上り面がその凸部のドリブンギヤの回転方向前方に隣接する凸部の流線形の終端位置よりドリブンギヤの回転方向後方の位置から立ち上がるように形成された場合と比較して、ドリブンギヤとポンプボデーとの隙間を流れる作動油の周方向の圧力差が小さくなり、ドリブンギヤに作用する圧力抗力が小さくなるので、ドリブンギヤの回転抵抗を一層低減させることができる。

請求項４にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凸部の立上り面には、その凸部と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線の剥離位置を前記ドリブンギヤの回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部が設けられており、その小乱流発生部は、前記ドリブンギヤの幅方向に連なる小突起であることから、上記小突起が設けられない場合と比較して、立下り面と前記ポンプボデーとの間の作動油の剥離位置（剥離の起点となる境界層の位置）がドリブンギヤの回転方向後方に移動して剥離の発生が抑制され、ドリブンギヤに作用する圧力抗力が上記剥離に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を低減させることができる。また、小突起が設けられない場合と比較して、凸部の立下り面の勾配が急であっても剥離の発生が抑制されるので、ドリブンギヤの外周面における凸部の配置の自由度が高められ、例えばより多くの凸部をドリブンギヤの外周面に配置させることでドリブンギヤの自動調心性を一層高めることができる。そして、より多くの凸部をドリブンギヤの外周面に配置することでドリブンギヤを自動的に調心させるための動圧（自動調心力）の発生バランスを最適化することができる。また、前記小乱流発生部は、前記ドリブンギヤの幅方向に連なる小突起であることから、ドリブンギヤが例えば焼結（粉体冶金）による型成形などによって製作される場合に、その成形時において比較的簡単に小突起をドリブンギヤに一体的に設けることができるので、安価にドリブンギヤを製作することができる。

請求項５にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凸部の立上り面には、その凸部と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線の剥離位置を前記ドリブンギヤの回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部が設けられており、その小乱流発生部は、前記ドリブンギヤの幅方向に連なる溝であることから、上記溝が設けられない場合と比較して、立下り面と前記ポンプボデーとの間の作動油の剥離位置（剥離の起点となる境界層の位置）がドリブンギヤの回転方向後方に移動して剥離の発生が抑制され、ドリブンギヤに作用する圧力抗力が上記剥離に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を低減させることができる。また、溝が設けられない場合と比較して、凸部の立下り面の勾配が急であっても剥離の発生が抑制されるので、ドリブンギヤの外周面における凸部の配置の自由度が高められ、例えばより多くの凸部をドリブンギヤの外周面に配置させることでドリブンギヤの自動調心性を一層高めることができる。そして、より多くの凸部をドリブンギヤの外周面に配置することでドリブンギヤを自動的に調心させるための動圧（自動調心力）の発生バランスを最適化することができる。また、前記小乱流発生部は、前記ドリブンギヤの幅方向に連なる溝であることから、ドリブンギヤが例えば焼結（粉体冶金）による型成形などによって製作される場合に、その成形時において比較的簡単に溝をドリブンギヤに設けることができるので、安価にドリブンギヤを製作することができる。

請求項６にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凸部の立上り面には、その凸部と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線の剥離位置を前記ドリブンギヤの回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部が設けられており、その小乱流発生部は、所定間隔を隔てて前記ドリブンギヤの幅方向に配列された複数の小突起であることから、上記複数の小突起が設けられない場合と比較して、立下り面と前記ポンプボデーとの間の作動油の剥離位置（剥離の起点となる境界層の位置）がドリブンギヤの回転方向後方に移動して剥離の発生が抑制され、ドリブンギヤに作用する圧力抗力が上記剥離に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を低減させることができる。また、複数の小突起が設けられない場合と比較して、凸部の立下り面の勾配が急であっても剥離の発生が抑制されるので、ドリブンギヤの外周面における凸部の配置の自由度が高められ、例えばより多くの凸部をドリブンギヤの外周面に配置させることでドリブンギヤの自動調心性を一層高めることができる。そして、より多くの凸部をドリブンギヤの外周面に配置することでドリブンギヤを自動的に調心させるための動圧（自動調心力）の発生バランスを最適化することができる。また、前記小乱流発生部は、所定間隔を隔てて前記ドリブンギヤの幅方向に配列された複数の小突起であることから、ドリブンギヤが例えば焼結（粉体冶金）による型成形などによって製作される場合に、その成形時において比較的簡単に小突起をドリブンギヤに一体的に設けることができるので、安価にドリブンギヤを製作することができる。

請求項７にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凸部の立上り面には、その凸部と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線の剥離位置を前記ドリブンギヤの回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部が設けられており、その小乱流発生部は、所定間隔を隔てて前記ドリブンギヤの幅方向に配列された複数の小穴であることから、上記複数の小穴が設けられない場合と比較して、立下り面と前記ポンプボデーとの間の作動油の剥離位置（剥離の起点となる境界層の位置）がドリブンギヤの回転方向後方に移動して剥離の発生が抑制され、ドリブンギヤに作用する圧力抗力が上記剥離に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を低減させることができる。また、複数の小穴が設けられない場合と比較して、凸部の立下り面の勾配が急であっても剥離の発生が抑制されるので、ドリブンギヤの外周面における凸部の配置の自由度が高められ、例えばより多くの凸部をドリブンギヤの外周面に配置させることでドリブンギヤの自動調心性を一層高めることができる。そして、より多くの凸部をドリブンギヤの外周面に配置することでドリブンギヤを自動的に調心させるための動圧（自動調心力）の発生バランスを最適化することができる。前記小乱流発生部は、所定間隔を隔てて前記ドリブンギヤの幅方向に配列された複数の小穴であることから、ドリブンギヤが例えば焼結（粉体冶金）による型成形などによって製作される場合に、その成形時において比較的簡単に小穴をドリブンギヤに設けることができるので、安価にドリブンギヤを製作することができる。

ここで、本明細書において、流線形とは、物体の周りの流体の流れが円滑でその流れに渦が発生しないような場合、その物体の形のことをいう。言い換えれば、流線形とは、ある流体の流れの中に物体が適当な姿勢で置かれたとき、その物体の表面にできる流体の境界層が剥離せず、渦が発生しないときに、その物体の形のことをいう。また、剥離とは、ある流体の流れの中に置かれた物体の表面で、流体粒子がその物体から離れる現象のことをいう。したがって、剥離が生じないとは、ある流体の流れの中に置かれた物体の表面で、流体粒子がその物体から離れないことをいう。

本発明の一実施例の車両用内接歯車型オイルポンプを含む車両用動力伝達装置の一部を示す部分断面図である。 図１に示すポンプボデーの組合せ面から、そのポンプボデーに組付けられたドリブンギヤおよびドライブギヤを示す図である。 図２に示すドライブギヤおよびドリブンギヤを拡大して示す図である。 図２のIV矢視部を拡大して示す拡大図である。 図６に模式的に示すように流路間隔が連続的に小さくなるように形成された縮小流路に作動油が流れる場合に、その作動油に生じる動圧と、図７に模式的に示すように流路間隔が一定の間隔となるように形成された平行流路に作動油が流れる場合に、その作動油に生じる動圧とを、比較して示す図である。 流路間隔が連続的に小さくなるように形成された縮小流路に作動油が流れる様子を模式的に示す図である。 一定間隔を有する平行流路に作動油が流れる様子を模式的に示す図である。 ドリブンギヤとポンプボデーとの隙間を流れる作動油に生じる動圧および上記隙間の周方向の大小間隔比率を、立上り面によって上記隙間に縮小流路が設けられる場合と設けられない場合とで比較して示す図である。 ドリブンギヤの回転中心がポンプボデーの円筒状内周面の軸心と一致しつつ回転する際に、そのドリブンギヤが作動油から受ける押圧力を模式的に示す図である。 ドリブンギヤがポンプボデーの短円筒状内周面に対して偏心しつつ回転する際に、そのドリブンギヤが作動油から受ける押圧力を模式的に示す図である。 図２に示すドリブンギヤおよびポンプボデーの周方向の一部を模式的に示す図である。 従来のオイルポンプにおけるドリブンギヤおよびポンプボデーの周方向の一部を模式的に示す図である。 ドリブンギヤおよびポンプボデーの隙間を流れる作動油の粘度とドリブンギヤおよびポンプボデーの摺動速度との積算値を、ドリブンギヤに作用する外力すなわち荷重で除した値を示す横軸と、ドリブンギヤとポンプボデーとの間の摩擦係数を示す縦軸との直交座標上において、実線で所謂ストライベック曲線を示すものである。 本発明の他の実施例の車両用内接歯車型オイルポンプのドライブギヤおよびドリブンギヤを拡大して示す図であって、図３に対応する図である。 図１４に示すドリブンギヤの立上り面およびその周辺を示す部分的な斜視図である。 流れに直交する方向に突き出して設けられた凸部を備える流路において、その流路を流れる流体の流線を矢印で示す模式的な図である。 流れに直交する方向に突き出して設けられた凸部と、その凸部の外周面の上流側に小乱流発生部としての小突起とを備える流路において、その流路を流れる流線を矢印で示す模式的な図である。 本発明の他の実施例の車両用内接歯車型オイルポンプのうち図１４に示すドリブンギヤの立上り面およびその周辺を示す部分的な斜視図であって、図１５に対応する図である。 本発明の他の実施例の車両用内接歯車型オイルポンプのうち図１４に示すドリブンギヤの立上り面およびその周辺を示す部分的な斜視図であって、図１５に対応する図である。 本発明の他の実施例の車両用内接歯車型オイルポンプのうち図１４に示すドリブンギヤの立上り面およびその周辺を示す部分的な斜視図であって、図１５に対応する図である。 図１８に示すドリブンギヤの凸部とポンプボデーとを示すドリブンギヤの幅方向に直交する方向の断面図である。

以下、本発明の一実施例を図面を参照して詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明の一実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ（以下、オイルポンプと記載する）１０を含む車両用動力伝達装置１１の一部を示す部分断面図である。上記車両用動力伝達装置１１は、車両の駆動源としてのエンジンのクランク軸（出力部材）１２の後段に設けられたトルクコンバータ１４および自動変速機１６を備えている。なお、図１では、自動変速機１６の一部が示されている。

図１において、トルクコンバータ１４は、前記エンジンのクランク軸１２に動力伝達可能に連結されたポンプ翼車１８と、そのポンプ翼車１８に対して相対回転可能に設けられて自動変速機１６の入力軸２０に動力伝達可能に連結されたタービン翼車２２と、それらポンプ翼車１８とタービン翼車２２との間に配置されて一方向クラッチ２４を介して回転可能に支持されたステータ翼車２６とを備えている。入力軸２０は、トルクコンバータ１４の出力部材としてのタービン軸としても機能している。このように構成されたトルクコンバータ１４では、クランク軸１２と一体的に回転するポンプ翼車１８の回転がそのポンプ翼車１８により循環させられる作動流体を介してタービン翼車２２へ伝達されるようになっている。ここで、上記ポンプ翼車１８は、入力軸２０の外周側において自動変速機１６側すなわちタービン翼車２２とは反対側へ突き出す円筒状のスリーブ２８を内周部に備えている。オイルポンプ１０は、このスリーブ２８によって回転駆動される。

上記自動変速機１６は、複数の遊星歯車装置と、それら遊星歯車装置の構成要素同士あるいはそれら構成要素と非回転部材とを選択的に係合するための複数の油圧式摩擦係合装置とを備え、変速用電子制御装置からの変速指令に従って上記複数の油圧式摩擦係合装置を選択的に係合させることで複数の変速段を選択的に成立させる良く知られた有段式自動変速機である。このように構成された自動変速機１６では、タービン翼車２２と一体的に回転する入力軸２０の回転が上記変速段に応じて変速されて出力されるようになっている。なお、自動変速機１６の後段には、例えば図示しない推進軸、差動歯車装置、および車軸などが設けられており、自動変速機１６から出力された回転は、それら推進軸、差動歯車装置、および車軸を介して駆動輪に伝達されるようになっている。

上記トルクコンバータ１４および自動変速機１６は、図１において仮想的に２点鎖線で示すエンジンブロック３０に固定される筒状の変速機ケース３２内に収容されている。そして、入力軸２０は、変速機ケース３２内のトルクコンバータ１４を収容する室と自動変速機１６を収容する室との間に設けられた隔壁を貫通して設けられている。オイルポンプ１０は、その隔壁に設けられている。オイルポンプ１０は、上記隔壁を構成する部材として、スリーブ２８の外周側に円環状に形成されて、変速機ケース３２の内周面に形成された段付穴３６に嵌合された状態でボルト３８により変速機ケース３２に固定されたポンプボデー４０と、入力軸２０の外周側に円環状に形成されて、ポンプボデー４０のトルクコンバータ１４とは反対側の端面に比較的大径に且つ浅く形成された嵌合穴４２に嵌合された状態でボルト４４によりポンプボデー４０に固定されたポンプカバー４６とを備えている。ポンプボデー４０の嵌合穴４２の底面には、嵌合穴４２よりも小径であって、入力軸２０およびスリーブ２８の回転中心線Ｃ１に対して偏心させられた軸心Ｏ１を有する短円筒面状の円筒状内周面５０が形成されている。ポンプボデー４０は、上記円筒状内周面５０により形成されるポンプ室５２を有している。このポンプ室５２は、スリーブ２８の外周側においてそのスリーブ２８の回転中心線Ｃ１に対して偏心する円環状の空間により形成されるものである。

図２は、図１に示すポンプボデー４０の組合せ面側から見たオイルポンプ１０を示す図である。なお、図１のオイルポンプ１０は、図２のI-I矢視部断面を示している。図１および図２において、オイルポンプ１０は、円筒状内周面５０により形成されるポンプ室５２を有するポンプボデー４０と、そのポンプ室５２の一端側の開口を塞ぐポンプカバー４６と、内周歯５８を有し、円筒状内周面５０に嵌め入れられることによりその円筒状内周面５０により回転可能に支持された円環状のドリブンギヤ６０と、そのドリブンギヤ６０の内周歯５８と噛み合う外周歯６６を有し、ドリブンギヤ６０の回転中心線Ｃ２から偏心した回転中心線Ｃ１回りに回転可能にスリーブ２８の外周面に嵌め着けられて、ドリブンギヤ６０を回転駆動するドライブギヤ６８とを備えている。ドライブギヤ６８は、スリーブ２８によって回転中心線Ｃ１まわりの図２に矢印ａで示す回転方向に回転駆動され、ドリブンギヤ６０は、ドライブギヤ６８により回転中心線Ｃ２まわりの図２に矢印ｂで示す回転方向に回転駆動される。本実施例のオイルポンプ１０は、ドライブギヤ６８の外周歯６６とその外周歯６６より１つ多く形成されたドリブンギヤ６０の内周歯５８とがポンプ室５２の下方で互いに噛み合わされている内接歯車型である。ポンプ室５２内においてドリブンギヤ６０の内周歯５８とドライブギヤ６８の外周歯６６とにより仕切られて形成される複数の空間の容積は、ドライブギヤ６８およびドリブンギヤ６０が回転することでそのドリブンギヤ６０の回転中心線Ｃ２まわりの周方向へ移動して、ポンプ室５２の下方から上方に移動するに従って増加し、ポンプ室５２の上方から下方に移動するに従って減少するようになっている。

ポンプボデー４０の外周部の変速機ケース３２との組合せ面には、例えば自動変速機１６のオイルパン等に還流する作動油を吸入するための図示しない吸入油路に接続される吸入側接続口７２と、例えば前記油圧式摩擦係合装置等を制御する油圧制御回路へ作動油を圧送するための図示しないライン油路に接続される圧送側接続口７４とが形成されている。また、ポンプボデー４０には、上記吸入側接続口７２とポンプ室５２のポンプボデー４０側に開口する第１吸入口８０とを連通させる第１導入油路８２と、上記圧送側接続口７４とポンプ室５２のポンプボデー４０側に開口する第１吐出口８４とを連通させる第１導出（吐出）油路８６とが形成されている。そして、ポンプカバー４６には、吸入側接続口７２とポンプ室５２のポンプカバー４６側に開口する図示しない第２吸入口とを連通させる図示しない第２導入油路と、圧送側接続口７４とポンプ室５２のポンプカバー４６側に開口する図示しない第２吐出口とを連通させる図示しない第２導出（吐出）油路とが設けられている。上記第２導入油路は、ポンプボデー４０の嵌合穴４２の底面に形成された第１連通口８８により第１導入油路８２と連通させられており、また、上記第２導出油路は、ポンプボデー４０の嵌合穴４２の底面に形成された第２連通口８９により第１導出油路８６と連通させられている。なお、第１吸入口８０および前記第２吸入口は、ポンプ室５２内におけるドライブギヤ６８の外周側の周方向位置のうち、ドリブンギヤ６０の内周歯５８とドライブギヤ６８の外周歯６６とにより仕切られて形成される複数の空間の容積がドライブギヤ６８およびドリブンギヤ６０の回転により増加する周方向位置に位置するように設けられている。そして、第１吐出口８４および前記第２吐出口は、ポンプ室５２内におけるドライブギヤ６８の外周側の周方向位置のうち、ドリブンギヤ６０の内周歯５８とドライブギヤ６８の外周歯６６とにより仕切られて形成される複数の空間の容積がドライブギヤ６８およびドリブンギヤ６０の回転により減少する周方向位置に位置するように設けられている。

このように構成されたオイルポンプ１０では、ドライブギヤ６８がスリーブ２８により図２の矢印ａで示す回転方向に回転されて、ドリブンギヤ６０がそのドライブギヤ６８により図２の矢印ｂで示す回転方向に回転されるに伴って、前記オイルパンの作動油が吸入側接続口７２、および第１導入油路８２又は前記第２導入油路を経て第１吸入口８０又は前記第２吸入口からポンプ室５２内へ吸入される。そして、ポンプ室５２内におけるドリブンギヤ６０の内周歯５８とドライブギヤ６８の外周歯６６とにより仕切られて形成される複数の空間内に取り込まれた作動油は、その空間の容積がドライブギヤ６８の回転とともに増加する周方向位置から減少する周方向位置へ運ばれて、第１吐出口８４又は前記第２吐出口、および第１導出油路８６又は前記第２導出口を経て圧送側接続口７４から前記油圧制御回路へ圧送される。

図３は、図２に示すドライブギヤ６８およびドリブンギヤ６０を拡大して示す図である。また、図４は、図２のIV矢視部を拡大して示す拡大図である。図２乃至図４において、ドリブンギヤ６０は、周方向に等間隔に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個（本実施例では６個）の凸部９０を外周面に備えている。その凸部９０は、ドリブンギヤ６０の周方向においてその回転方向後方すなわち矢印ｂで示す回転方向とは反対の矢印ｃ方向に向かうほど図４に示すように最小径位置ｐ１から最大径位置ｐ２まで立上る立上り面９２と、その最大径位置ｐ２から矢印ｃ方向に隣接する最小径位置ｐ１へ立下がる立下り面９４とを有している。図３に示すように、立下り面９４の周方向長さＬ２は、立上り面９２の周方向長さＬ１よりも大きくなるように形成されている。本実施例では、周方向長さＬ２は周方向長さＬ１の約７倍程度に設定されている。

立下り面９４は、ドリブンギヤ６０の周方向においてそのドリブンギヤ６０の回転中心線Ｃ２に直交する断面形状が流線形となるように形成されている。そして、立上り面９２は、ドリブンギヤ６０の回転方向前方（矢印ｂ方向）に隣接する立下り面９４の流線形の終端位置に一致する最小径位置ｐ１から立ち上がるように形成されている。具体的には、図４に示すように、立上り面９２は、その矢印ｂ方向に隣接する立下り面９４の流線形の終端位置に一致する最小径位置ｐ１から、その立上り面９２の矢印ｃ方向に隣接する立下り面９４の流線形の始端位置に一致する最大径位置ｐ２に向けて、回転中心線Ｃ２からの半径方向距離が連続的に増加するように形成されている。そして、立下り面９４は、その矢印ｂ方向に隣接する立上り面９２の終端位置の最大径位置ｐ２から、その立下り面９４の矢印ｃ方向に隣接する立上り面９２の始端位置の最小径位置ｐ１に向けて、回転中心線Ｃ２からの半径方向距離が連続的に減少するように形成されている。立上り面９２および立下り面９４は、ドリブンギヤ６０の外周面において周方向に交互に連続して形成されている。したがって、ドリブンギヤ６０の外周面には、回転中心線Ｃ２を曲率中心としてその回転中心線Ｃ２からの半径方向距離が周方向で一定となる部分円筒面が形成されていない。本実施例では、ドリブンギヤ６０の外周面に立上り面９２が形成されることによって、その立上り面９２とポンプボデー４０の円筒状内周面５０との間に形成される隙間の間隔がドリブンギヤ６０の回転方向後方へ向かうにつれて連続的に急に狭められており、また、ドリブンギヤ６０の外周面に立下り面９４が形成されることによって、その立下り面９４とポンプボデー４０の円筒状内周面５０との間に形成される隙間の間隔がドリブンギヤ６０の回転方向後方へ向かうにつれて連続的に緩やかに拡大させられている。凸部９０は、ドリブンギヤ６０の回転方向後方へ向かうにつれて半径方向距離が緩やかに小さくなるくさび形に形成されている。

上記のようなドリブンギヤ６０を備えるオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０が回転させられると、そのドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間に形成される環状の隙間に介在された作動油がそのドリブンギヤ６０の回転に引きずられてその隙間内を周方向に移動する。そして、上記環状の隙間のうちドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間隔が接近するドリブンギヤ６０の立下り面９４の外周側に作動油が流れ込むことにより、その接近部位の直前付近にて最大となる動圧Ｐが発生する。この動圧Ｐは、ドリブンギヤ６０にその外周面を内周側に向けて押圧するように作用する。そのため、ドリブンギヤ６０は、その回転時にはポンプボデー４０に非接触状態で支持される。そして、上記環状の隙間のうちドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との隙間の間隔がドリブンギヤ６０の回転方向後方に向けて拡大する立下り面９４の外周側を作動油が流れる際には、その立下り面９４の周方向長さＬ２が立上り面９２の周方向長さＬ１よりも大きく形成されることで上記隙間の間隔がドリブンギヤ６０の回転方向後方に向けて緩やかに拡大しているために、その作動油の流れに剥離が生じることが抑制される。そのため、その剥離に起因して、上記隙間の周方向の圧力差が増大してドリブンギヤにその回転を妨げるように作用する圧力抗力（圧力抵抗）が増大することが抑制される。本実施例のオイルポンプ１０では、前述のような立上り面９２および立下り面９４を備える凸部９０がドリブンギヤ６０の外周面に周方向に複数設けられているため、その凸部９０が設けられない形式のものに比較して、上記動圧Ｐが格段に大きくなるとともに、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間の隙間の作動油の流れが円滑となってその流れに剥離が生じることが抑制される。これらに関して詳しく以下で説明する。

図５は、図６に模式的に示すように流路間隔が間隔ｈ１から間隔ｈ２へ連続的に小さくなるように形成された縮小流路に作動油が流れる場合に、その作動油に生じる動圧Ｐ[Ｐａ]と、図７に模式的に示すように流路間隔が一定の間隔ｈ２となるように形成された平行流路に作動油が流れる場合に、その作動油に生じる動圧Ｐ[Ｐａ]とを、比較して示す図である。図５において、実線は、上記縮小流路に作動油が流れる場合にその作動油に生じる動圧Ｐとその縮小流路の流れ方向位置Ｘとの関係を示している。そして、１点鎖線は、上記平行流路に作動油が流れる場合にその作動油に生じる動圧Ｐとその平行流路の流れ方向位置Ｘとの関係を示している。上記各流路の作動油に生じる動圧Ｐは、流れ方向位置Ｘ１から流れ方向位置Ｘ２側に向かうにつれて徐々に増加して、流れ方向位置Ｘ２の直前付近で最大値Ｐ１およびＰ２となり、その最大値Ｐ１およびＰ２から流れ方向位置Ｘ２側に向かうにつれて減少するような分布となる。このように、流れ方向における動圧Ｐの分布形状は、前記縮小流路と前記平行流路とで顕著な違いは見られない。しかしながら、発生する動圧Ｐの大きさに顕著な違いが見られる。すなわち、前記縮小流路において発生する動圧Ｐは、前記平行流路において発生する動圧Ｐに比較して格段に大きくなる。これは、所謂くさび効果によるものである。

上記発生動圧の違いは、本実施例のようにドリブンギヤ６０に複数の凸部９０が設けられることでその凸部９０の立上り面９２によってドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との隙間に縮小流路が形成される場合と、凸部９０が設けられず上記隙間に縮小流路が形成されない場合とで比較しても、同様のことがいえる。すなわち、本実施例のようにドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との隙間に縮小流路が形成される場合にその縮小流路を流れる作動油に生じる動圧Ｐは、上記隙間に縮小流路が形成されない場合にその隙間を流れる作動油に生じる動圧Ｐに比較して、格段に大きくなる。これにより、本実施例のオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との隙間のうち立上り面９２が位置する６箇所において比較的大きな動圧Ｐが発生し、その動圧Ｐは、ドリブンギヤ６０を自動的にポンプ室５２の軸心Ｏ１に調心させるための自動調心力として作用する。なお、上記縮小形状の流路が設けられない場合とは、例えば、ドリブンギヤ６０の外周面が凹凸のない円筒面状に形成される場合である。

図８は、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との隙間を流れる作動油に生じる最大の動圧Ｐ、およびドリブンギヤ６０の周方向における上記隙間の大小間隔比率ｍ（＝ｈ１／ｈ２）を、本実施例のように立上り面９２によって上記隙間に前記縮小流路が設けられる場合と、上記隙間に前記縮小流路が設けられない場合とで比較して示す図である。間隔ｈ１は、上記隙間の最大間隔を示し、間隔ｈ２は、上記隙間の最小間隔を示している。図８において、黒丸印を結ぶ実線は、立上り面９２によって上記隙間に前記縮小流路が設けられる場合において、その縮小流路を流れる作動油に発生する最大の動圧Ｐと、その縮小流路の最小の間隔ｈ２（凸部９０の最大径位置ｐ２とポンプボデー４０の円筒状内周面５０との隙間の間隔）との関係を示すものである。黒角印を結ぶ実線は、立上り面９２によって上記隙間に縮小流路が設けられる場合において、その縮小流路の大小間隔比率ｍ（＝ｈ１／ｈ２）と、その縮小流路の最小の間隔ｈ２との関係を示すものである。また、白丸印を結ぶ１点鎖線は、凸部９０が設けられず上記隙間に縮小流路が設けられない場合において、その隙間を流れる作動油に発生する最大の動圧Ｐと、その隙間の最小の間隔ｈ２との関係を示すものである。また、白角印を結ぶ１点鎖線は、上記隙間に縮小流路が設けられない場合において、その隙間の大小間隔比率ｍ（＝ｈ１／ｈ２）と、その隙間の最小の間隔ｈ２との関係を示すものである。

ここで、図８において、間隔ｈ２が例えば０．０００２ｍｍ（０．２μｍ）となるとき、すなわち図９に模式的に示すようにドリブンギヤ６０の回転中心線Ｃ２とポンプボデー４０の円筒状内周面５０の軸心Ｏ１とが一致するときには、いずれの凸部９０の最大径位置付近にて発生する最大動圧Ｐも略同じとなる。そして、図９中に矢印Ｐａで示すように、上記動圧Ｐによりドリブンギヤ６０が作動油から受ける力すなわちドリブンギヤ６０がその外周面から回転中心線Ｃ２に向けて押圧される押圧力は、ドリブンギヤ６０の周方向におけるいずれの凸部９０においても変わらない。

また、図８において、間隔ｈ２が例えば０．００００５ｍｍ（０．０５μｍ）となるとき、すなわち図１０に模式的に示すようにドリブンギヤ６０の回転中心線Ｃ２とポンプボデー４０の円筒状内周面５０の軸心Ｏ１とが一致せず、回転中心線Ｃ２が軸心Ｏ１から０．０００１５ｍｍ（０．１５μｍ）偏心するときには、間隔ｈ２が狭い（小さい）隙間ほどその隙間を流れる作動油に生じる動圧Ｐが大きくなる。そして、図１０中に矢印Ｐｂおよび矢印Ｐｃで示すように、上記動圧Ｐによりドリブンギヤ６０が作動油から受ける力すなわちドリブンギヤ６０がその外周面から回転中心線Ｃ２に向けて押圧される押圧力は、間隔ｈ２が狭い（小さい）隙間ほど大きくなる。

図８に示すように、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との隙間に前記縮小流路が設けられる場合には、上記隙間に前記縮小流路が設けられない場合に比較して、上記隙間を流れる作動油に生じる最大の動圧Ｐが格段に大きくなる。そして、動圧Ｐは、ポンプボデー４０に対するドリブンギヤ６０の偏心度合いが大きくなるほど２次曲線的に大きくなる。

図１１は、図２に示す本実施例のドリブンギヤ６０およびポンプボデー４０の周方向の一部を模式的に示す図である。図１１に示すように、本実施例のオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０が図１１中に矢印ｂで示す方向に回転駆動される場合において、ドリブンギヤ６０およびポンプボデー４０の間に形成される隙間を流れる作動油の流線は、矢印ｄで示すように剥離が生じず、渦が発生しないようなものとなる。よって、立下り面９４とポンプボデー４０との隙間の作動油の流れに剥離が生じず、その隙間において作動油の圧力が急低下することが抑制されるために、周方向における作動油の圧力差が増大することが抑制される。凸部９０の立上り面９２では、ポンプボデー４０の円筒状内周面５０に近づく形状であるために本来的に作動油の流れに剥離が生じないことから、結局、凸部９０の表面は、その表面とポンプボデー４０の円筒状内周面５０との間に流れる作動油の流れに剥離が生じないように形成されている。

因みに、図１２は、従来のオイルポンプにおけるドリブンギヤ６０およびポンプボデー４０の周方向の一部を模式的に示す図である。図１２において、従来のオイルポンプのドリブンギヤ６０の外周面には、本実施例の凸部９０に代えて、周方向の所定の間隔で回転中心線Ｃ２に直交する断面がステップ状となる凹部１００が複数設けられている。図１２に示すように、従来のオイルポンプでは、ドリブンギヤ６０が図１２中に矢印ｂで示す方向に回転駆動される場合において、ドリブンギヤ６０およびポンプボデー４０の間に形成される隙間を流れる作動油の流線は、矢印ｅで示すように剥離が生じて渦が発生するものとなる。すなわち、ドリブンギヤ６０およびポンプボデー４０の間に形成される隙間がドリブンギヤ６０の回転方向後方に向かうほど拡大する箇所において、作動油の流れに剥離が生じて渦が発生するために、その作動油の圧力が急低下して周方向の作動油の圧力差が増大する。

上述のように、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、ドリブンギヤ６０は、周方向に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個の凸部９０を外周面に備え、凸部９０は、ドリブンギヤ６０の周方向においてその回転方向後方に向かうほど最小径位置ｐ１から最大径位置ｐ２まで立上る立上り面９２と、その最大径位置ｐ２から回転方向後方に隣接する最小径位置ｐ１へ立下がる立下り面９４とを有し、立下り面９４の周方向長さＬ２は立上り面９２の周方向長さＬ１よりも大きいことから、凸部９０の立上り面９２とポンプボデー４０との間を流れる作動油に比較的大きな動圧Ｐが発生するのでドリブンギヤ６０の自動調心性が高められるという効果を享受しつつ、凸部９０の立下り面９４とポンプボデー４０との間に形成される隙間がドリブンギヤ６０の回転方向後方に向かって緩やかに拡大するように形成されることでその隙間を流れる作動油に剥離が生じることが抑制されるため、その剥離に起因してドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間を流れる作動油の周方向の圧力差が増大し、ドリブンギヤ６０にその回転を妨げるように作用する圧力抗力（圧力抵抗）が増大することが抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができる。また、ドリブンギヤ６０の回転抵抗が低減することによってドライブギヤ６８の回転抵抗（軸トルク抵抗）も低減させることができる。

因みに、本実施例では、前述のようにドリブンギヤ６０の自動調心性が高められるため、例えば低回転時や高油圧発生時であっても、図１３において１点鎖線で示す領域でオイルポンプ１０が作動するようになっている。すなわち、本実施例のオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間の潤滑状態が混合潤滑状態または流体潤滑状態に維持されることによって、境界潤滑状態とされることが抑制され、摩擦損失の増大が抑制される。これにより、ドリブンギヤ６０の回転抵抗が低減される。上記流体潤滑状態とは、ドリブンギヤ６０がポンプボデー４０に非接触状態で回転駆動される状態であって、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間に形成される隙間の間隔ｈ２すなわち油膜厚さが、ドリブンギヤ６０の外周面およびポンプボデー４０の円筒状内周面５０の表面粗さＲ[μｍ]に比較して充分に大きくなる状態（ｈ２＞Ｒ）のことである。また、上記境界潤滑状態とは、ドリブンギヤ６０がポンプボデー４０に接触状態で回転駆動される状態であって、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間に形成される隙間の間隔ｈ２すなわち油膜厚さが零またはその付近となる状態（ｈ２＜Ｒ）のことである。また、上記混合潤滑状態とは、上記流体潤滑状態および境界潤滑状態の中間の状態のことであって、上記間隔ｈ２すなわち油膜厚さがドリブンギヤ６０の外周面およびポンプボデー４０の円筒状内周面５０の表面粗さＲ[μｍ]に略等しくなる状態（ｈ２≒Ｒ）のことである。なお、図１３は、ドリブンギヤ６０およびポンプボデー４０の隙間を流れる作動油の粘度Ｚとドリブンギヤ６０およびポンプボデー４０の摺動速度Ｎとの積算値を、ドリブンギヤ６０に作用する外力すなわち荷重Ｆで除した値を示す横軸と、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間の摩擦係数μを示す縦軸との直交座標上において、実線で所謂ストライベック曲線を示すものである。このストライベック曲線は、上記荷重Ｆや摺動速度Ｎに対する摩擦抵抗μの変化を示すものである。図１３では、横軸の値（Ｚ＊Ｎ／Ｆ）が増す方向に前記境界潤滑領域、混合潤滑領域、および流体潤滑領域が順に区分されており、上記ストライベック曲線は、混合潤滑領域の流体潤滑領域側において前記摩擦係数μが最も小さくなるようになっている。前記１点鎖線で示す領域は、混合潤滑領域および流体潤滑領域に跨って設定されているので、その１点鎖線で示す領域内で作動する本実施例のオイルポンプ１０では、前記摩擦係数μが小さくなるように作動する。

また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凸部９０の表面は、その表面とポンプボデー４０との間を流れる作動油の流線に剥離が生じないように形成されていることから、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との隙間の作動油の流れが円滑となり、ドリブンギヤ６０の圧力抗力が上記剥離に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができる。

また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凸部９０の立下り面９４は、ドリブンギヤ６０の周方向において流線形となるように形成されていることから、凸部９０の立下り面９４とポンプボデー４０との隙間を流れる作動油に剥離が生じることが抑制されて、その隙間の作動油の流れに渦の発生することが抑制されるため、ドリブンギヤ６０の圧力抗力がその渦（剥離）に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができる。

また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凸部９０の立上り面９２は、その凸部９０のドリブンギヤ６０の回転方向前方に隣接する凸部９０の立下り面９４の流線形の終端位置に一致する最小径位置ｐ１から立上ることから、例えば、凸部９０の立上り面９２がその凸部９０のドリブンギヤ６０の回転方向前方に隣接する凸部９０の流線形の終端位置よりもドリブンギヤ６０の回転方向後方の位置から立ち上がるように形成された場合に比較して、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との隙間を流れる作動油の圧力差が小さくなってドリブンギヤ６０に作用する圧力抗力が小さくなるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を一層低減させることができる。

次に、本発明の他の実施例について説明する。なお、以下の実施例の説明において、前述の実施例と重複する部分については、同一の符号を付してその説明を省略する。

図１４は、本発明の他の実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０のうちドライブギヤ６８およびドリブンギヤ６０を拡大して示す図であって、前述の実施例１の図３に対応する図である。図１５は、図１４に示すドリブンギヤ６０の立上り面９２およびその周辺を示す部分的な斜視図である。図１４および図１５において、本実施例のドリブンギヤ６０は、周方向に等間隔に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個たとえば本実施例では１１個の凸部９０を外周面に備えている。その凸部９０の立上り面９２には、凸部９０とポンプボデー４０（図２参照）との間における上記凸部９０の表面近くの作動油の流れを層流から乱流に遷移させる乱流遷移を起こして、その作動油の流線の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部として、立上り面９２の周方向の中間位置に、ドリブンギヤ６０の幅方向すなわちドリブンギヤ６０の回転中心線Ｃ２に平行な方向に連なる小突起１０２が設けられている。この小突起１０２は、図１５に示すように、ドリブンギヤ６０の幅方向に直交する断面が半円状となるように形成されている。

上記のような小突起１０２が設けられたドリブンギヤ６０を備えるオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０が回転させられると、そのドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間に形成される環状の隙間に介在された作動油が、そのドリブンギヤ６０の回転に引きずられてその隙間内を周方向に移動する。そして、上記環状の隙間のうちその間隔がドリブンギヤ６０の回転方向後方に向かって緩やかに拡大する立下り面９４の外周側の隙間を作動油が流れる際には、上述のように上記隙間の間隔が緩やかに拡大するようになっているため、作動油の流れに剥離が生じることが抑制される。さらに、本実施例では、立上り面９２に形成された小突起１０２の下流側に小乱流が生じることによって、立下り面９４とポンプボデー４０との間の作動油の剥離位置（剥離の起点となる境界層の位置）がドリブンギヤ６０の回転方向後方に移動するため、剥離の発生が抑制される。言い換えれば、小突起１０２の下流側に生じる小乱流が、その小突起１０２の下流側に位置する立下り面９４の外周側を流れる作動油の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方側（下流側）へ移動させるように作用するため、例えば前述の実施例１のように立上り面９２に小突起１０２が形成されないものと比較して、剥離の発生が一層抑制される。

上記小乱流発生部としての小突起１０２による乱流遷移の剥離抑制に関して以下に説明する。図１６は、例えば流れに直交する方向に突き出して設けられた凸部１０３を備える流路において、その流路を流れる流体の流線を矢印Ａ１乃至Ａ４で示す模式的な図である。図１６に示すような流路を流体が流れる場合には、凸部１０３の下流側の流路間隔が急に拡大する箇所において、矢印Ａ４で示すように流体の剥離が発生する場合がある。これに対して、図１７は、図１６に示す凸部１０３と、その凸部１０３の外周面の上流側に小乱流発生部としての小突起１０２とを備える流路において、その流路を流れる流線を矢印Ｂ１乃至Ｂ４で示す模式的な図である。図１７に示すような流路を流体が流れる場合には、小突起１０２によりその下流側の流れが層流から乱流に遷移して凸部１０３の表面に沿って小乱流が生じることで、凸部１０３の下流側の流路間隔が急に拡大する箇所において、矢印Ｂ３で示すように凸部１０３の先端部から基端部に向かって巻き込むような流れが生じる。それ故に、矢印Ｂ４で示すように剥離が発生する場合があるとしても、その剥離が小さくなる。このため、小突起１０２によりその下流側の剥離の発生が抑制されるようになっている。この剥離抑制に関しては、本実施例のドリブンギヤ６０の凸部９０の立上り面９２に設けられた小突起１０２であっても、同様のことがいえる。

本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、立上り面９２に小突起１０２が形成されていること以外の構成は前述の実施例１と同じであり、ドリブンギヤ６０は、周方向に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個の凸部９０を外周面に備え、その凸部９０は、ドリブンギヤ６０の周方向においてその回転方向後方に向かうほど最小径位置ｐ１から最大径位置ｐ２まで立上る立上り面９２と、その最大径位置ｐ２から回転方向後方に隣接する最小径位置ｐ１へ立下がる立下り面９４とを有し、立下り面９４の周方向長さＬ２は立上り面９２の周方向長さＬ１よりも大きいことから、実施例１と同様にドリブンギヤ６０およびドライブギヤ６８の回転抵抗を低減させることができるという効果が得られる。

また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凸部９０の立上り面９２には、その凸部９０とポンプボデー４０との間を流れる作動油の流れに乱流遷移を起こしてその作動油の流線の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部として、小突起１０２が設けられていることから、上記小突起１０２が設けられない場合と比較して、立下り面９４とポンプボデー４０との間の作動油の剥離位置（剥離の起点となる境界層の位置）がドリブンギヤ６０の回転方向後方に移動して剥離の発生が抑制され、ドリブンギヤ６０に作用する圧力抗力が上記剥離に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができる。また、小突起１０２が設けられない場合と比較して、凸部９０の立下り面９４の勾配が急であっても剥離の発生が抑制されるので、ドリブンギヤ６０の外周面における凸部９０の配置の自由度が高められ、例えばより多くの凸部９０をドリブンギヤ６０の外周面に配置させることでドリブンギヤ６０の自動調心性を一層高めることができる。そして、より多くの凸部９０をドリブンギヤ６０の外周面に配置することでドリブンギヤ６０を自動的に調心させるための動圧Ｐの発生バランスを最適化することができる。

また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、小突起１０２は、ドリブンギヤ６０の幅方向に連なる小さな突起であることから、ドリブンギヤ６０が例えば焼結（粉体冶金）による型成形などによって製作される場合に、その成形時において比較的簡単に小突起１０２をドリブンギヤ６０に一体的に設けることができるので、安価にドリブンギヤ６０を製作することができる。

図１８は、本発明の他の実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０のうち図１４に示すドリブンギヤ６０の立上り面９２およびその周辺を示す部分的な斜視図であって、前述の実施例２の図１５に対応する図である。図１８において、本実施例のドリブンギヤ６０は、周方向に等間隔に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個たとえば本実施例では１１個の凸部９０を外周面に備えている。その凸部９０の立上り面９２には、凸部９０とポンプボデー４０（図２参照）との間を流れる作動油の流れに乱流遷移を起こして、その作動油の流線の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部として、その立上り面９２の周方向の中間位置に、ドリブンギヤ６０の幅方向に連なる小さい溝１０４が設けられている。この溝１０４は、図１８に示すように、ドリブンギヤ６０の幅方向に直交する断面が半円状となるように形成されている。

上記のような溝１０４が設けられたドリブンギヤ６０を備えるオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０が回転させられると、そのドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間に形成される環状の隙間に介在された作動油が、そのドリブンギヤ６０の回転に引きずられてその隙間内を周方向に移動する。そして、上記環状の隙間のうちその間隔がドリブンギヤ６０の回転方向後方に向かって緩やかに拡大する立下り面９４の外周側の隙間を作動油が流れる際には、上述のように上記隙間の間隔が緩やかに拡大するようになっているため、作動油の流れに剥離が生じることが抑制される。さらに、本実施例では、立上り面９２に形成された溝１０４の下流側に小乱流が生じることによって、立下り面９４とポンプボデー４０との間の作動油の剥離位置（剥離の起点となる境界層の位置）がドリブンギヤ６０の回転方向後方に移動するため、剥離の発生が抑制される。言い換えれば、溝１０４の下流側に生じる小乱流が、その溝１０４の下流側に位置する立下り面９４の外周側を流れる作動油の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方側（下流側）へ移動させるように作用するため、例えば前述の実施例１のように立上り面９２に溝１０４が形成されないものと比較して、剥離の発生が一層抑制される。

本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、立上り面９２に溝１０４が形成されていること以外の構成は前述の実施例１と同じであるので、実施例１と同様にドリブンギヤ６０およびドライブギヤ６８の回転抵抗を低減させることができるという効果が得られる。

また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凸部９０の立上り面９２には、その凸部９０とポンプボデー４０との間を流れる作動油の流れに乱流遷移を起こしてその作動油の流線の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部として、溝１０４が設けられていることから、実施例２と同様に、上記溝１０４が設けられない場合と比較して、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができるとともに、例えばより多くの凸部９０をドリブンギヤ６０の外周面に配置させることでドリブンギヤ６０の自動調心性を一層高めることができ、ドリブンギヤ６０を自動的に調心させるための動圧Ｐの発生バランスを最適化することができる。

また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、溝１０４は、ドリブンギヤ６０の幅方向に連なる小さな溝であることから、ドリブンギヤ６０が例えば焼結（粉体冶金）による型成形などによって製作される場合に、その成形時において比較的簡単に溝１０４をドリブンギヤ６０に設けることができるので、安価にドリブンギヤ６０を製作することができる。

図１９は、本発明の他の実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０のうち図１４に示すドリブンギヤ６０の立上り面９２およびその周辺を示す部分的な斜視図であって、前述の実施例２の図１５に対応する図である。図１９において、本実施例のドリブンギヤ６０は、周方向に等間隔に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個たとえば本実施例では１１個の凸部９０を外周面に備えている。その凸部９０の立上り面９２には、凸部９０とポンプボデー４０（図２参照）との間を流れる作動油の流れに乱流遷移を起こして、その作動油の流線の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部として、その立上り面９２の周方向の中間位置に、ドリブンギヤ６０の幅方向に所定間隔を隔てて配列された複数個（本実施例では４個）の小突起１０６が設けられている。上記複数の小突起１０６は、図１７に示すように、ドリブンギヤ６０の幅方向に直交する断面が半円状となる半円筒状にそれぞれ形成されている。

上記のような複数の小突起１０６が設けられたドリブンギヤ６０を備えるオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０が回転させられると、そのドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間に形成される環状の隙間に介在された作動油が、そのドリブンギヤ６０の回転に引きずられてその隙間内を周方向に移動する。そして、上記環状の隙間のうちその間隔がドリブンギヤ６０の回転方向後方に向かって緩やかに拡大する立下り面９４の外周側の隙間を作動油が流れる際には、上述のように上記隙間の間隔が緩やかに拡大するようになっているため、作動油の流れに剥離が生じることが抑制される。さらに、本実施例では、立上り面９２に形成された複数の小突起１０６の下流側に小乱流が生じることによって、立下り面９４とポンプボデー４０との間の作動油の剥離位置（剥離の起点となる境界層の位置）がドリブンギヤ６０の回転方向後方に移動するため、剥離の発生が抑制される。言い換えれば、複数の小突起１０６の下流側に生じる小乱流が、それら複数の小突起１０６の下流側に位置する立下り面９４の外周側を流れる作動油の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方側（下流側）へ移動させるように作用するため、例えば前述の実施例１のように立上り面９２に複数の小突起１０６が形成されないものと比較して、剥離の発生が一層抑制される。

本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、立上り面９２に複数の小突起１０６が形成されていること以外の構成は前述の実施例１と同じであるので、実施例１と同様にドリブンギヤ６０およびドライブギヤ６８の回転抵抗を低減させることができるという効果が得られる。

また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凸部９０の立上り面９２には、その凸部９０とポンプボデー４０との間を流れる作動油の流れに乱流遷移を起こしてその作動油の流線の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部として、複数の小突起１０６が設けられていることから、上記複数の小突起１０６が設けられない場合と比較して、実施例２と同様に、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができるとともに、例えばより多くの凸部９０をドリブンギヤ６０の外周面に配置させることでドリブンギヤ６０の自動調心性を一層高めることができ、ドリブンギヤ６０を自動的に調心させるための動圧Ｐの発生バランスを最適化することができる。

また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、複数の小突起１０６は、所定間隔を隔ててドリブンギヤ６０の幅方向に配列された複数の小さな突起であることから、ドリブンギヤ６０が例えば焼結（粉体冶金）による型成形などによって製作される場合に、その成形時において比較的簡単に小突起１０６をドリブンギヤ６０に一体的に設けることができるので、安価にドリブンギヤ６０を製作することができる。

図１８は、本発明の他の実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０のうち図１４に示すドリブンギヤ６０の立上り面９２およびその周辺を示す部分的な斜視図であって、前述の実施例２の図１５に対応する図である。図１９は、図１８に示すドリブンギヤ６０の凸部９０とポンプボデー４０とを示すドリブンギヤ６０の幅方向に直交する方向の断面図である。図１８乃至図１９において、本実施例のドリブンギヤ６０は、周方向に等間隔に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個たとえば本実施例では１１個の凸部９０を外周面に備えている。その凸部９０の立上り面９２には、凸部９０とポンプボデー４０（図２参照）との間を流れる作動油の流れに乱流遷移を起こして、その作動油の流線の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部として、その立上り面９２の周方向の中間位置に、ドリブンギヤ６０の幅方向において所定間隔を隔てて配列された複数個（本実施例では５個）の小穴１０８が設けられている。上記複数の小穴１０８は、図１９に示すように、半球面状となるようにそれぞれ形成されている。

上記のような複数の小穴１０８が設けられたドリブンギヤ６０を備えるオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０が回転させられると、そのドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間に形成される環状の隙間に介在された作動油が、そのドリブンギヤ６０の回転に引きずられてその隙間内を周方向に移動する。そして、上記環状の隙間のうちその間隔がドリブンギヤ６０の回転方向後方に向かって緩やかに拡大する立下り面９４の外周側の隙間を作動油が流れる際には、上述のように上記隙間の間隔が緩やかに拡大するようになっているため、作動油の流れに剥離が生じることが抑制される。さらに、本実施例では、立上り面９２に形成された複数の小穴１０８の下流側に小乱流が生じることによって、立下り面９４とポンプボデー４０との間の作動油の剥離位置（剥離の起点となる境界層の位置）がドリブンギヤ６０の回転方向後方に移動するため、剥離の発生が抑制される。言い換えれば、複数の小穴１０８の下流側に生じる小乱流が、それら複数の小穴１０８の下流側に位置する立下り面９４の外周側を流れる作動油の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方側（下流側）へ移動させるように作用するため、例えば前述の実施例１のように立上り面９２に複数の小穴１０８が形成されないものと比較して、剥離の発生が一層抑制される。

本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、立上り面９２に複数の小穴１０８が形成されていること以外の構成は前述の実施例１と同じであるので、実施例１と同様にドリブンギヤ６０およびドライブギヤ６８の回転抵抗を低減させることができるという効果が得られる。

また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凸部９０の立上り面９２には、その凸部９０とポンプボデー４０との間を流れる作動油の流れに乱流遷移を起こしてその作動油の流線の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部として、複数の小穴１０８が設けられていることから、上記複数の小穴１０８が設けられない場合と比較して、実施例２と同様に、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができるとともに、例えばより多くの凸部９０をドリブンギヤ６０の外周面に配置させることでドリブンギヤ６０の自動調心性を一層高めることができ、ドリブンギヤ６０を自動的に調心させるための動圧Ｐの発生バランスを最適化することができる。

また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、複数の小穴１０８は、ドリブンギヤ６０の幅方向に連なる小さな穴であることから、ドリブンギヤ６０が例えば焼結（粉体冶金）による型成形などによって製作される場合に、その成形時において比較的簡単に複数の小穴１０８をドリブンギヤ６０に設けることができるので、安価にドリブンギヤ６０を製作することができる。

以上、本発明の一実施例を図面を参照して詳細に説明したが、本発明はこの実施例に限定されるものではなく、別の態様でも実施され得る。

たとえば、前述の実施例において、凸部９０の立下り面９４は、回転軸心Ｃ２に直交する断面において流線形となるように形成されていたが、これに限らず、例えば、回転軸心Ｃ２に直交する断面において曲線状或いは略直線状となるように形成されてもよい。要するに、ドリブンギヤ６０の外周面において周方向の最大径位置ｐ２から最小径位置ｐ１まで連続的に立ち下がる立下り面９４の周方向長さＬ２が、その立下り面９４の上流側に位置する最小径位置ｐ１から上記最大径位置ｐ２まで連続的に立ち上がる立上り面９２の周方向長さＬ１に比べて長くなるように形成されて、立下り面９４とポンプボデー４０の円筒状内周面５０との隙間の間隔がその隙間の作動油の流れの下流側に向けて緩やかに拡大するように形成されていれば、剥離の発生が抑制され、その剥離に起因するドリブンギヤ６０に作用する圧力抗力の増大が抑制されるので、一応の効果は得られる。

また、前述の実施例において、立上り面９２は、その立上り面９２に対してドリブンギヤ６０の回転方向前方に隣接する立下り面９４の流線形の終端に一致する最小径位置ｐ１から立ち上がるように形成されていたが、ドリブンギヤ６０の回転方向前方に隣接する立下り面９４の流線形の終端以前の位置から立ち上がるように形成されてもよい。また、上記に限らず、立上り面９２に対してドリブンギヤ６０の回転方向前方に隣接する立下り面９４の流線形の終端よりもドリブンギヤ６０の回転方向後方の位置から立ち上がるように形成されても、一応の効果はある。

また、前述の実施例において、立上り面９２に設けられた小乱流発生部は、小突起１０２、溝１０４、複数の小突起１０６、または複数の小穴１０８であったが、これらのものに限らない。例えば、小乱流発生部は、立上り面９２の一部の面粗さが粗くされることにより形成されてもよいし、突起と溝（穴）とを両方とも備えて構成されてもよいし、或いはドリブンギヤ６０とは別の部材がそのドリブンギヤ６０に接着されることで形成されてもよい等、種々の態様が可能である。要するに、凸部９０の立下り面９４とポンプボデー４０との間を流れる作動油の流線の剥離位置をドリブンギヤ６０の回転方向後方側へ移動させる小乱流を発生させるものであればよい。

また、前述の実施例において、小突起１０２、溝１０４、複数の小突起１０６、および複数の小穴１０８は、立上り面９２の周方向の中間位置に設けられていたが、これに限らず、例えば立上り面９２の上流側や下流側に設けられてもよいし、例えば立下り面９４の上流側に設けられても良い。

また、前述の実施例において、小突起１０２および溝１０４は、ドリブンギヤ６０の幅方向に連なり且つ幅方向に直交する断面形状が半円状となる１本の突起または溝であったが、これに限らない。例えば、周方向に連なるものであってもよいし、立上り面９２に複数本設けられてもよい。また、例えば、上記断面形状が矩形断面や三角形状断面、或いはその他の多角形状断面となるものであってもよいし、幅方向においてその断面形状が変化するように形成されてもよい。

また、前述の実施例において、複数の小突起１０６および小穴１０８は、所定間隔を隔ててドリブンギヤ６０の幅方向に１列に配列され且つ幅方向に直交する断面形状が半円状となる複数の突起または穴であったが、これに限らない。例えば、周方向に配列されるものであってもよいし、立上り面９２に複数列設けられてもよい。また、例えば、上記断面形状が矩形断面や三角形状断面、或いはその他の多角形状断面となるものであってもよいし、幅方向においてその断面形状が変化するように形成されてもよい。

また、前述の実施例において、オイルポンプ１０は、トルクコンバータ１４を収容する室と自動変速機１６を収容する室との間の隔壁に設けられていたが、これに限らず、例えば自動変速機１６内などに設けられてもよい。要するに、ポンプ室５２内にドリブンギヤ６０およびドライブギヤ６８が収容される形式の車両用内接歯車型オイルポンプ１０であれば、本発明が適用され得る。

また、本発明は、前述の形式のオイルポンプ１０に限らず、例えば、ドライブギヤ６８の外周歯６６とドリブンギヤ６０の内周歯５８との間に形成される円弧状の間隙において、その内周歯５８に略摺接する部分円筒面と外周歯６６に略摺接する部分円筒面とに挟まれることによって三日月状を成すクレセントが例えばポンプボデー４０から突設されている形式のものであっても適用され得る。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、その他一々例示はしないが、本発明は、その主旨を逸脱しない範囲で当業者の知識に基づいて種々変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１０：車両用内接歯車型オイルポンプ（オイルポンプ）
４０：ポンプボデー
６０：ドリブンギヤ
６８：ドライブギヤ
５２：ポンプ室
５０：円筒状内周面
５８：内周歯
６６：外周歯
９０：凸部
９２：立上り面
９４：立下り面
１０２，１０６：小突起（小乱流発生部）
１０４：溝（小乱流発生部）
１０８：小穴（小乱流発生部）
Ｃ１，Ｃ２：回転中心線（回転中心）
Ｌ１，Ｌ２：周方向長さ
ｐ１：最小径位置
ｐ２：最大径位置

Claims (7)

1. 円筒状内周面により形成されるポンプ室を有するポンプボデーと、内周歯を有し、該円筒状内周面に嵌め入れられることにより該円筒状内周面により回転可能に支持された円環状のドリブンギヤと、該ドリブンギヤの内周歯と噛み合う外周歯を有して該ドリブンギヤの回転中心から偏心した回転中心回りに回転可能に設けられ、該ドリブンギヤを回転駆動するドライブギヤとを備える車両用内接歯車型オイルポンプであって、
   前記ドリブンギヤは、周方向に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個の凸部を外周面に備え、
   該凸部は、該ドリブンギヤの周方向においてその回転方向後方に向かうほど最小径位置から最大径位置まで立上る立上り面と、該最大径位置から該回転方向後方に隣接する最小径位置へ立下がる立下り面とを有し、前記立下り面の周方向長さは前記立上り面の周方向長さよりも大きいことを特徴とする車両用内接歯車型オイルポンプ。
2. 前記凸部の表面のうちの該凸部の立下り面は、該凸部の立下り面と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線に剥離が生じないように前記ドリブンギヤの周方向において流線形となるように形成されていることを特徴とする請求項１の車両用内接歯車型オイルポンプ。
3. 前記凸部の立上り面は、該凸部の前記ドリブンギヤの回転方向前方に隣接する凸部の立下り面の流線形の終端以前の位置から立上ることを特徴とする請求項２の車両用内接歯車型オイルポンプ。
4. 前記凸部の立上り面には、該凸部と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線の剥離位置を前記ドリブンギヤの回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部が設けられており、
   該小乱流発生部は、前記ドリブンギヤの幅方向に連なる小突起である
   ことを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１の車両用内接歯車型オイルポンプ。
5. 前記凸部の立上り面には、該凸部と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線の剥離位置を前記ドリブンギヤの回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部が設けられており、
   該小乱流発生部は、前記ドリブンギヤの幅方向に連なる溝である
   ことを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１の車両用内接歯車型オイルポンプ。
6. 前記凸部の立上り面には、該凸部と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線の剥離位置を前記ドリブンギヤの回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部が設けられており、
   該小乱流発生部は、所定間隔を隔てて前記ドリブンギヤの幅方向に配列された複数の小突起である
   ことを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１の車両用内接歯車型オイルポンプ。
7. 前記凸部の立上り面には、該凸部と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線の剥離位置を前記ドリブンギヤの回転方向後方へ移動させる小乱流を発生させるための小乱流発生部が設けられており、
   該小乱流発生部は、所定間隔を隔てて前記ドリブンギヤの幅方向に配列された複数の小穴である
   ことを特徴とする請求項１乃至３のいずれか１の車両用内接歯車型オイルポンプ。

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