JP5747999B2 - 車両用内接歯車式オイルポンプ - Google Patents

Description

本発明は、ドリブンギヤを備える車両用内接歯車式オイルポンプに関し、特にそのドリブンギヤの外周面に凹む複数の溝の深さを最適化する技術に関するものである。

車両用内接歯車式オイルポンプは、(a) ポンプボデーとポンプカバーとにより形成されたポンプ室と、(b) 内周歯とそのポンプ室を形成する内周面に対向する外周面とを有し、そのポンプ室を形成する内周面により回動可能に支持された円環状のドリブンギヤと、(c) 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ている。例えば、特許文献１および２がそれである。

一般に、上記のような車両用内接歯車式オイルポンプにおいては、前記ドリブンギヤの回転が停止している場合には、前記ドリブンギヤがその自重により前記ポンプ室の内周面と接触する状態となる。しかし、前記ドリブンギヤが回転駆動される場合には、前記ドリブンギヤの外周面と前記ポンプ室の内周面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、前記ドリブンギヤの外周面と前記ポンプ室の内周面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、前記ドリブンギヤの外周面が前記ポンプ室の内周面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、前記ドリブンギヤの外周面をそのドリブンギヤの内周側に向けて押圧するように作用する圧力である。

しかし、上記のような車両用内接歯車式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、前記ドリブンギヤの外周面と前記ポンプ室の内周面との間に発生する動圧のバランスが不充分となり、前記ドリブンギヤがふらついたり、前記ドリブンギヤの回転中心が振れるという問題があった。このドリブンギヤの回転中心の振れは、前記ドリブンギヤの外周面と前記ポンプ室の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前記ドリブンギヤの回転抵抗が増大することに繋がる。

ところで、特許文献３および４には、前記ドリブンギヤの外周面が前記ポンプ室の内周面に接近する方向に突き出す凸部が設けられた車両用内接歯車式オイルポンプが記載されている。これによれば、前記ドリブンギヤが回転駆動させられると、上記凸部に、その凸部を持たない車両用内接歯車式オイルポンプに比較して大きい動圧が発生する。このため、その大きい動圧が前記ドリブンギヤに作用することによって、上記凸部を持たない車両用歯車式オイルポンプのドリブンギヤに比較して前記ドリブンギヤの自動調心効果が高められているので、前記ドリブンギヤの回転中心の振れが抑制される。また、例えば、特許文献５の動圧軸受構造をオイルポンプに適用させることによって、ポンプボデーの内周面にくさび形状の溝を形成させた車両用内接歯車式オイルポンプを構成し、前記ドリブンギヤの回転中心の振れが抑制されると考えられる。

特開２００３−１２０５５０号公報 特開平６−２２９４４８号公報 特開２０１１−０５２６４４号公報 特開２０１０−２８５９７９号公報 特開平５−１０６６３２号公報

しかしながら、上記のような特許文献３および４の車両用内接歯車式オイルポンプ、或いは特許文献５の動圧軸受構造を適用した車両用内接歯車式オイルポンプにおいては、上記凸部の前記ドリブンギヤの径方向の高さによって、すなわち見方を変えれば上記凸部の先端部から前記ドリブンギヤの回転中心に接近する方向に凹む溝の深さによって、前記ドリブンギヤに発生する上記動圧が小さくなって前記ドリブンギヤの自動調心効果が低下したり、前記ドリブンギヤに作用する流体摩擦も増加して摩擦損失が大きくなったりしてしまう可能性があった。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであって、その目的とするところは、ドリブンギヤに作用する流体摩擦の増加を抑制しつつ、ドリブンギヤの自動調心効果が得られるドリブンギヤを備えた車両用内接歯車式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本発明の要旨とするところは、(a) ポンプボデーとポンプカバーとにより形成された円形のポンプ室と、(b) 内周歯とそのポンプ室を形成する内周面に対向する外周面とを有し、そのポンプ室を形成する内周面により回動可能に支持された円環状のドリブンギヤと、(c) 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式オイルポンプであって、(d) 前記ドリブンギヤの外周面に局所的に凹む複数の第１動圧発生溝が設けられており、(e) 前記第１動圧発生溝の径方向の深さは、前記第１動圧発生溝の最深部から前記内周面までの隙間の、前記ドリブンギヤの外周面から前記内周面までの隙間に対する比の値である隙間比が、その第１動圧発生溝により発生し且つ前記隙間比の関数である発生動圧の極大値と前記第１動圧発生溝に基づいて発生し且つ前記隙間比の関数である流体摩擦係数の極小値とを含む予め定められた範囲内となるように設けられている。

本発明の車両用内接歯車式オイルポンプによれば、(d) 前記ドリブンギヤの外周面に局所的に凹む複数の第１動圧発生溝が設けられており、(e) 前記第１動圧発生溝の径方向の深さは、前記第１動圧発生溝の最深部から前記内周面までの隙間の、前記ドリブンギヤの外周面から前記内周面までの隙間に対する比の値である隙間比が、その第１動圧発生溝により発生し且つ前記隙間比の関数である発生動圧の極大値と前記第１動圧発生溝に基づいて発生し且つ前記隙間比の関数である流体摩擦係数の極小値とを含む予め定められた範囲内となるように設けられている。このため、前記ドリブンギヤは、そのドリブンギヤが回転駆動されている時において、そのドリブンギヤの外周面に作用する流体摩擦係数が最小になり且つ前記第１動圧発生溝により発生する発生動圧が最大になるので、前記ドリブンギヤに作用する流体摩擦の増加を抑制しつつ、前記ドリブンギヤの径方向の自動調心効果が得られる。

ここで、好適には、前記第１動圧発生溝は、前記ドリブンギヤの外周面からその第１動圧発生溝の最深部へ向かう傾斜面を有し、その傾斜面と前記ポンプ室の内周面との間で楔形状を成すように形成されているので、効率良く前記ドリブンギヤに作用する流体摩擦係数が小さくなり且つ前記第１動圧発生溝により発生する発生動圧が大きくなる。

また、好適には、前記第１動圧発生溝は、前記ドリブンギヤの外周面においてそのドリブンギヤの回転中心まわりの等角度間隔で複数個形成されているので、前記ドリブンギヤの自動調心効果が好適に向上する。

また、好適には、前記第１動圧発生溝は、前記隙間比が２乃至３の範囲内となる深さに形成されているので、前記ドリブンギヤに作用する流体摩擦係数が最小付近になり且つ前記第１動圧発生溝により発生する発生動圧が最大付近になる。

また、好適には、(a) 前記ドリブンギヤの両側面に局所的に凹む複数の第２動圧発生溝が設けられており、(b) 前記第２動圧発生溝の厚み方向の深さは、前記第２動圧発生溝の最深部から前記ポンプ室の内壁面までの隙間の、前記ドリブンギヤの側面から前記ポンプ室の内壁面までの隙間に対する比の値である隙間比が、その第２動圧発生溝により発生する発生動圧の極大値と前記第２動圧発生溝に基づいて発生する流体摩擦係数の極小値とを含む予め定められた範囲内となるように設けられている。このため、前記ドリブンギヤは、そのドリブンギヤが回転駆動されている時において、そのドリブンギヤの両側面に作用する流体摩擦係数が最小になり且つ前記第２動圧発生溝により発生する発生動圧が最大になるので、前記ドリブンギヤに作用する流体摩擦の増加を抑制しつつ、前記ドリブンギヤの軸心方向の自動調心効果が得られる。

また、好適には、(a) 前記ドライブギヤの両側面に局所的に凹む複数の第３動圧発生溝が設けられており、(b) 前記第３動圧発生溝の厚み方向の深さは、前記第３動圧発生溝の最深部から前記ポンプ室の内壁面までの隙間の、前記ドライブギヤの側面から前記ポンプ室の内壁面までの隙間に対する比の値である隙間比が、その第３動圧発生溝により発生する発生動圧の極大値と前記第３動圧発生溝に基づいて発生する流体摩擦係数の極小値とを含む予め定められた範囲内となるように設けられている。このため、前記ドライブギヤは、そのドライブギヤが回転駆動されている時において、そのドライブギヤの両側面に作用する流体摩擦係数が最小になり且つ前記第３動圧発生溝により発生する発生動圧が最大になるので、前記ドライブギヤに作用する流体摩擦の増加を抑制しつつ、前記ドライブギヤの自動調心効果が得られる。

本発明の一実施例の車両用内接歯車式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のドリブンギヤおよびドライブギヤを拡大する拡大図である。 図３のドリブンギヤを示す斜視図である。 図２の一点鎖線で示された円内を拡大した拡大図であり、図３のドリブンギヤの第１動圧発生溝の形状を説明する図である。 図３のＡ-Ａ視断面図であり、図３のドリブンギヤの両側面に凹む第２動圧発生溝の形状を示す断面図である。 図３の一点鎖線で示された円内を拡大する拡大図であり、図３のドリブンギヤの第２動圧発生溝の形状を説明する図である。 図３のＡ-Ａ視断面図であり、図３のドライブギヤの両側面に凹む第３動圧発生溝の形状を示す断面図である。 ドリブンギヤの回転時においてそのドリブンギヤの径方向に発生する推力を説明する図である。 ドリブンギヤの回転時においてそのドリブンギヤの厚み方向に発生する推力を説明する図である。 ドライブギヤの回転時においてそのドリブンギヤの厚み方向に発生する推力を説明する図である。 ドリブンギヤの回転時において、ポンプ室の軸心に一致する位置からそのドリブンギヤが偏心した時における、ドリブンギヤの外周面からポンプ室の内周面までの隙間とその隙間に発生する動圧の大きさとの関係を示す図である。 ドリブンギヤがそのドリブンギヤの径方向に偏心した時に生じる、そのドリブンギヤに作用するラジアル方向自動調心力を説明する図である。 ドリブンギヤがそのドリブンギヤの厚み向に偏心した時に生じる、そのドリブンギヤに作用するスラスト方向自動調心力を説明する図である。 ドリブンギヤがそのドリブンギヤの厚み向に偏心し、ドリブンギヤの中心線がポンプ室の中心線に対して傾斜した時において、そのドリブンギヤに作用するスラスト方向自動調心力を説明する図である。 ドライブギヤがそのドライブギヤの厚み向に偏心した時に生じる、そのドライブギヤに作用するスラスト方向自動調心力を説明する図である。 隙間比と、第１動圧発生溝による発生動圧の大きさおよび流体摩擦係数の大きさとの関係を示す図である。 本発明の他の実施例の車両用内接歯車式オイルポンプにおいて、ドリブンギヤの外周面に形成された第１動圧発生溝の形状を示す図であり、図５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式オイルポンプにおいて、ドリブンギヤの外周面に形成された第１動圧発生溝の形状を示す図であり、図５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式オイルポンプを示す図であり、図３に対応する図である。 図２０の車両用内接歯車式オイルポンプに備えられたドリブンギヤを示す斜視図であり、図４に対応する図である。

以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は理解を容易とするために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式オイルポンプ（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１２の一部を示す部分断面図である。車両用動力伝達装置１２は、車両の駆動源としてのエンジンのクランク軸１４の後段に設けられたトルクコンバータ１６および有段式の自動変速機１８を備えている。

図１において、トルクコンバータ１６は、クランク軸１４に動力伝達可能に連結されたポンプ翼車２０と、そのポンプ翼車２０に対して相対回転可能に設けられ自動変速機１８の入力軸２２に動力伝達可能に連結されたタービン翼車２４と、それらポンプ翼車２０とタービン翼車２４との間に配置されて一方向クラッチ２６を介して回転可能に支持されたステータ翼車２８とを備えている。このように構成されたトルクコンバータ１６では、クランク軸１４と一体的に回転するポンプ翼車２０の回転が作動流体を介してタービン翼車２４へ伝達されるようになっている。ここで、ポンプ翼車２０は、入力軸２２の外周側においてそのポンプ翼車２０から自動変速機１８に接近する方向へ突き出す円筒状のスリーブ２０ａを備えている。オイルポンプ１０は、このポンプ翼車２０のスリーブ２０ａによって回転駆動される。

図１に示すように、トルクコンバータ１６および自動変速機１８は、その図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２２は、変速機ケース３２内のトルクコンバータ１６を収容する収容空間３２ａと自動変速機１８を収容する収容空間３２ｂ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、上記隔壁の一部を構成する部材として、スリーブ２０ａの外周側に円環状に形成され、変速機ケース３２の内周面の一部が円筒形状に凹む嵌合穴３２ｃに嵌合されたポンプボデー３４と、入力軸２２の外周側に円環状に形成され、ポンプボデー３４のトルクコンバータ１６とは反対側の端面に比較的大径に且つ比較的に浅く凹む嵌合穴３４ａに嵌合されたポンプカバー３６とを備えている。なお、ポンプボデー３４は、第１ボルト３８によって変速機ケース３２に一体的に固定されている。また、ポンプカバー３６は、第２ボルト４０によってポンプボデー３４に一体的に固定されている。

ポンプボデー３４は、そのポンプボデー３４の嵌合穴３４ａの底面にその嵌合穴３４ａよりも小径であり且つその嵌合穴３４ａよりも深く凹む円筒形状の穴３４ｂが設けられており、その円筒形状の穴３４ｂの軸心Ｏ１は、入力軸２２およびスリーブ２０ａの回転中心Ｃ１に対して偏心させられている。また、オイルポンプ１０には、ポンプボデー３４とポンプカバー３６とにより形成された円形のポンプ室４２が備えられている。このポンプ室４２は、スリーブ２０ａの外周側において、ポンプボデー３４の円筒状の穴３４ｂの内周面３４ｃと、その内周面３４ｃの軸心Ｏ１方向の両側に位置する内壁面３４ｄ、３６ａとにより囲まれて形成された、スリーブ２０ａの回転中心Ｃ１に対して偏心する軸心Ｏ１を有する円筒形状の空間である。

図２は、図１に示すポンプボデー３４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、内周歯４６ａとポンプ室４２を形成する内周面３４ｃに対向する外周面４６ｂとを有し、その内周面３４ｃにより回動可能に支持された円環状のドリブンギヤ４６と、そのドリブンギヤ４６の内周歯４６ａと噛み合う外周歯４８ａを有してそのドリブンギヤ４６の回転中心Ｃ２から偏心した回転中心Ｃ１回りに回転可能に設けられ、そのドリブンギヤ４６を回転駆動するドライブギヤ４８とを備えている。

ドライブギヤ４８には、スリーブ２０ａと相対回転不能且つそのスリーブ２０ａの回転中心Ｃ１方向の移動可能に、スリーブ２０ａが嵌め入れられている。そして、スリーブ２０ａが回転中心Ｃ１まわり図２に示す矢印ａ方向に回転駆動すると、ドリブンギヤ４６は、そのドライブギヤ４８により回転中心Ｃ２まわり図２に示す矢印ｂ方向に回転駆動させられる。

オイルポンプ１０は、図２および図３に示すように、ドライブギヤ４８の外周歯４８ａとその外周歯４８ａより歯が１つ多く形成されたドリブンギヤ４６の内周歯４６ａとが図２および図３で示すポンプ室４２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４２内において内周歯４６ａと外周歯４８ａとにより仕切られて形成される複数の空間すなわち圧力室は、ドライブギヤ４８およびドリブンギヤ４６が回転することでドリブンギヤ４６の周方向へ移動し、その圧力室の容積は、ポンプ室４２の図２および図３に示す下側から上側に移動するに従って増加し、ポンプ室４２の図２に示す上側から下側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３４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１８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５０と、例えば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５２とが形成されている。また、ポンプボデー３４には、吸入側接続口５０とポンプ室４２のポンプボデー３４側に開口する第１吸入口５４とを連通させる第１導入油路５６と、圧送側接続口５２とポンプ室４２のポンプボデー３４側に開口する第１吐出口５８とを連通させる第１導出（吐出）油路６０とが形成されている。そして、ポンプカバー３６には、吸入側接続口５０とポンプ室４２のポンプカバー３６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５２とポンプ室４２のポンプカバー３６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。

前記第２導入油路は、ポンプボデー３４の嵌合穴３４ａの底面に開口された第１連通口６２により第１導入油路５６と連通させられており、また、前記第２導出油路は、ポンプボデー３４の嵌合穴３４ａの底面に開口された第２連通口６４により第１導出油路６０と連通させられている。なお、第１吸入口５４および前記第２吸入口は、ドリブンギヤ４６の周方向において、前記圧力室がドリブンギヤ４６の周方向に移動することでその圧力室の容積が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５８および前記第２吐出口は、ドリブンギヤ４６の周方向において、前記圧力室がドリブンギヤ４６の周方向に移動することでその圧力室の容積が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４８がスリーブ２０ａにより図２の矢印ａ方向に回転されて、ドリブンギヤ４６がそのドライブギヤ４８により図２の矢印ｂ方向に回転させるに伴って、前記オイルパンの作動油が吸入側接続口５０、および第１導入油路５６又は前記第２導入油路を経て第１吸入口５４又は前記第２吸入口からポンプ室４２内へ吸入される。そして、上記吸入された作動油は、ポンプ室４２内において内周歯４６ａと外周歯４８ａとにより仕切られて形成される複数の空間のいずれか１に取り込まれる。そして、上記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４８の回転とともに減少する周方向位置に運ばれることで、圧縮される。そして、上記圧縮により圧力が高められた作動油は、第１吐出口５８又は前記第２吐出口、および第１導出油路６０又は前記第２導出口を経て圧送側接続口５２から前記油圧制御回路へ圧送される。

図４および図５に示すように、ドリブンギヤ４６には、そのドリブンギヤ４６の外周面４６ｂに局所的に凹む複数の第１動圧発生溝４６ｃが設けられている。図４に示すように、第１動圧発生溝４６ｃは、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂにおいてそのドリブンギヤ４６の回転中心Ｃ２まわりの等角間隔で複数個形成されている。

図５に示すように、第１動圧発生溝４６ｃのドリブンギヤ４６の径方向の深さＤ１は、その第１動圧発生溝４６ｃの最深部からポンプボデー３４の内周面３４ｃまでの隙間Ｈ１の径方向の距離ｈ１の、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂからポンプボデー３４の内周面３４ｃまでの隙間Ｈ２の径方向の距離ｈ２に対する比の値である隙間比ｍ１(＝ｈ１／ｈ２)が予め定められた範囲内となるように設けられている。なお、図５に示すように、第１動圧発生溝４６ｃのドリブンギヤ４６の径方向の深さＤ１は、距離ｈ１から距離ｈ２を引いた差ｈ１−ｈ２である。本実施例において、例えば、隙間Ｈ１の距離ｈ１は、１２５μｍであり、隙間Ｈ２の距離ｈ２は、５５μｍであり、第１動圧発生溝４６ｃの深さＤ１は、７０μｍである。

図５に示すように、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂは、第１動圧発生溝４６ｃにおいて、略三角形状に凹んでいる。そして、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂには、第１動圧発生溝４６ｃにおいて、ドリブンギヤ４６の回転方向ｂ後方に向かうほどその第１動圧発生溝４６ｃの最深部に向かう傾斜面４６ｄと、その第１動圧発生溝４６ｃの最深部からドリブンギヤ４６の回転方向ｂ後方に向かうほどポンプ室４２の内周面３４ｂとの隙間の距離が短くなる傾斜面４６ｈとが形成されている。図５に示すように、第１動圧発生溝４６ｃは、ドリブンギヤ４６の周方向において、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂから第１動圧発生溝４６ｃの最深部へ向かう傾斜面４６ｄを有し、その傾斜面４６ｄとポンプ室４２の内周面３４ｃとの間で楔形状を成すように形成されている。

図２乃至図４に示すように、ドリブンギヤ４６には、そのドリブンギヤ４６のポンプ室４２の内壁面３６ａと対向する側面４６ｅとドリブンギヤ４６のポンプ室４２の内壁面３４ｄと対向する側面４６ｆとに局所的に凹む複数の楔形状の第２動圧発生溝４６ｇが設けられている。図３に示すように、第２動圧発生溝４６ｇは、例えば図７に示す形状を有し、ドリブンギヤ４６の側面４６ｅおよび側面４６ｆにおいて、そのドリブンギヤ４６の回転中心Ｃ２まわりの等角間隔で複数個形成されている。

図６に示すように、第２動圧発生溝４６ｇのドリブンギヤ４６の厚み方向の深さＤ２は、その第２動圧発生溝４６ｇの最深部からポンプ室４２の内壁面３４ｄおよび３６ａまでの隙間Ｈ３の距離ｈ３の、ドリブンギヤ４６の側面４６ｅおよび４６ｆからポンプ室４２の内壁面３４ｄおよび３６ａまでの隙間Ｈ４の距離ｈ４に対する比の値である隙間比ｍ２(＝ｈ３／ｈ４)が予め定められた範囲内となるように設けられている。なお、図６に示すように、第２動圧発生溝４６ｇのドリブンギヤ４６の厚み方向の深さＤ２は、距離ｈ３から距離ｈ４を引いた差ｈ３−ｈ４である。本実施例において、例えば、隙間Ｈ３の距離ｈ３は、３６μｍであり、隙間Ｈ４の距離ｈ４は、１６μｍであり、第２動圧発生溝４６ｇの深さＤ２は、２０μｍである。

図２および図３に示すように、ドライブギヤ４８には、そのドライブギヤ４８のポンプ室４２の内壁面３６ａと対向する側面４８ｂ(図１参照)とドライブギヤ４８のポンプ室４２の内壁面３４ｄと対向する側面４８ｃ(図１参照)とに局所的に凹む複数の楔形状の第３動圧発生溝４８ｄが設けられている。図３に示すように、第３動圧発生溝４８ｄは、ドライブギヤ４８の側面４８ｂおよび側面４８ｃにおいて、そのドライブギヤ４８の回転中心Ｃ１まわりの等角間隔で複数個形成されている。

図８に示すように、第３動圧発生溝４８ｄのドライブギヤ４８の厚み方向の深さＤ３は、その第３動圧発生溝４８ｄの最深部からポンプ室４２の内壁面３４ｄおよび３６ａまでの隙間Ｈ５の距離ｈ５の、ドライブギヤ４８の側面４８ｂおよび４８ｃからポンプ室４２の内壁面３４ｄおよび３６ａまでの隙間Ｈ６の距離ｈ６に対する比の値である隙間比ｍ３(＝ｈ５／ｈ６)が予め定められた範囲内となるように設けられている。なお、図８に示すように、第３動圧発生溝４８ｄのドライブギヤ４８の厚み方向の深さＤ３は、距離ｈ５から距離ｈ６を引いた差ｈ５−ｈ６である。本実施例において、例えば、隙間Ｈ５の距離ｈ５は、３６μｍであり、隙間Ｈ６の距離ｈ６は、１６μｍであり、第３動圧発生溝４８ｄの深さＤ３は、２０μｍである。

以上のように構成されたオイルポンプ１０によれば、スリーブ２０ａが回転することによってドリブンギヤ４６およびドライブギヤ４８が回転駆動させられると、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂとポンプボデー３４の内周面３４ｃとの間に形成される環状の隙間Ｈ２、ドリブンギヤ４６の側面４６ｆとポンプ室４２の内壁面３４ｄとの間およびドリブンギヤ４６の側面４６ｅとポンプ室４２の内壁面３６ａとの間に形成される一対の環状の隙間Ｈ４、およびドライブギヤ４８の側面４８ｃとポンプ室４２の内壁面３４ｄとの間およびドライブギヤ４８の側面４８ｂとポンプ室４２の内壁面３６ａとの間に形成される一対の環状の隙間Ｈ６に介在された作動油が、そのドリブンギヤ４６とドライブギヤ４８との回転に引きずられて周方向に移動する。

これによって、ドリブンギヤ４６においては、図５に示すように、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂにおける第１動圧発生溝４６ｃとポンプボデー３４の内周面３４ｃとの隙間Ｈ２内に粘性で流入する作動油が充満することにより、最も間隔が狭まる箇所付近にて最大となる動圧(発生動圧)Ｐ１が発生する。また、ドリブンギヤ４６においては、図６に示すように、ドリブンギヤ４６の側面４６ｅにおける第２動圧発生溝４６ｇとポンプ室４２の内壁面３６ａとの隙間Ｈ４、およびドリブンギヤ４６の側面４６ｆにおける第２動圧発生溝４６ｇとポンプ室４２の内壁面３４ｄとの隙間Ｈ４内に粘性により流入する作動油が充満することにより、最も間隔が狭まる箇所付近にて最大となる動圧(発生動圧)Ｐ２が発生する。また、ドライブギヤ４８においては、図８に示すように、ドライブギヤ４８の側面４８ｂにおける第３動圧発生溝４８ｄとポンプ室４２の内壁面３６ａとの隙間Ｈ６、およびドライブギヤ４８の側面４８ｃにおける第３動圧発生溝４８ｄとポンプ室４２の内壁面３４ｄとの隙間Ｈ６内に粘性により流入する作動油が充満することにより、最も間隔が狭まる箇所付近にて最大となる動圧(発生動圧)Ｐ３が発生する。

このため、動圧Ｐ１は、図９に示すように、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂをそのドリブンギヤ４６の回転中心Ｃ２に向けて押圧する推力を発生させる。これによって、ドリブンギヤ４６は、図９に示すように、そのドリブンギヤ４６の回転時において、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂとポンプボデー３４の内周面３４ｃとが非接触状態で支持される。また、動圧Ｐ２は、図１０に示すように、ドリブンギヤ４６の側面４６ｆをポンプ室４２の内壁面３４ｄに接近する方向に向けて押圧し且つドリブンギヤ４６の側面４６ｅをポンプ室４２の内壁面３６ａに接近する方向に向けて押圧する推力を発生させる。これによって、ドリブンギヤ４６は、そのドリブンギヤ４６の回転時において、ドリブンギヤ４６の側面４６ｅおよび４６ｆとポンプ室４２の内壁面３４ｄおよび３６ａとが非接触状態で支持される。また、動圧Ｐ３は、図１１に示すように、ドライブギヤ４８の側面４８ｂをポンプ室４２の内壁面３４ｄに接近する方向に向けて押圧し且つドライブギヤ４８の側面４８ｃをポンプ室４２の内壁面３６ａに接近する方向に向けて押圧する推力を発生させる。これによって、ドライブギヤ４８は、そのドライブギヤ４８の回転時においてドライブギヤ４８の側面４８ｂおよび４８ｃとポンプ室４２の内壁面３４ｄおよび３６ａとが非接触状態で支持される。

図１２は、ドリブンギヤ４６の回転時において、ドリブンギヤ４６の回転中心Ｃ２が図９に示すポンプ室４２の軸心Ｏ１に一致するドリブンギヤ中心位置Ａ１から、そのドリブンギヤ４６に図９に示す偏心力Ｆが作用してそのドリブンギヤ４６の回転軸心Ｃ２がポンプ室４２の軸心Ｏ１から離れて偏心した時における、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂからポンプボデー３４の内周面３４ｄまでの隙間Ｈ２の距離ｈ２とその隙間Ｈ２内に粘性により流入する作動油が充満することによって発生する動圧Ｐ１の大きさとの関係を示す図である。また、図１２に示す動圧増加偏心側とは、ドリブンギヤ４６がそのドリブンギヤ中心位置Ａ１から偏心してドリブンギヤ４６の外周面４６ｂとポンプボデー３４の内周面３４ｃとの隙間Ｈ２が狭くなり、動圧Ｐ１の大きさが増加する側である。また、図１２に示す動圧減少偏心側とは、ドリブンギヤ４６がそのドリブンギヤ中心位置Ａ１から偏心してドリブンギヤ４６の外周面４６ｂとポンプボデー３４の内周面３４ｃとの隙間Ｈ２が広くなり、動圧Ｐ１の大きさが減少する側である。

このため、図１３に示すように、ドリブンギヤ４６がそのドリブンギヤ４６の径方向において偏心すると、ドリブンギヤ４６の回転中心Ｃ２がポンプ室４２の軸心Ｏ１から偏心する偏心量に応じて２次曲線的に大きくなる動圧Ｐ１が狭くなっているドリブンギヤ４６の外周面４６ｂとポンプボデー３４の内周面３４ｄとの隙間に発生し、ドリブンギヤ４６の周方向における隙間Ｈ２を一定とするようにすなわちドリブンギヤ４６の回転中心Ｃ２をポンプ室４２の軸心Ｏ１に戻すようにドリブンギヤ４６にラジアル方向自動調心力が作用する。

これによって、例えば、ドリブンギヤ４６が偏心してドリブンギヤ４６の外周面４６ｂとポンプボデー３４の内周面３４ｃとの潤滑状態が境界潤滑状態となったとしても、上記ラジアル方向自動調心力によって、潤滑状態が境界潤滑状態から流体潤滑状態に戻る。更に、ドリブンギヤ４６を調心することで隙間Ｈ２の距離ｈ２が拡大し、上記流体潤滑状態の粘性応力(τ＝η(ｄｕ/ｄｙ))を低減できる。なお、ドリブンギヤ４６の厚み方向におけるそのドリブンギヤ４６の側面４６ｅおよび４６ｆと、ドライブギヤ４８の厚み方向におけるそのドライブギヤ４８の側面４８ｂおよび４８ｃとにも第１動圧発生溝４６ｃと同様な第２動圧発生溝４６ｇ、第３動圧発生溝４８ｄが設けられているので、上記と略同様なスラスト方向自動調心力が得られる。

図１４に示すように、ドリブンギヤ４６が、ドリブンギヤ４６の厚み方向において、そのドリブンギヤ４６の中心線Ｃ４がポンプ室４２の中心線Ｃ３から離れて偏心すると、ドリブンギヤ４６の中心線Ｃ４がポンプ室４２の中心線Ｃ３から離れる離間量すなわち偏心量に応じて２次曲線的に大きくなる動圧Ｐ２が狭くなっているドリブンギヤ４６の側面４６ｅとポンプボデー３４の内周面３４ｄとの隙間に発生し、ドリブンギヤ４６の厚み方向における隙間Ｈ４を一定とするようにすなわちドリブンギヤ４６の中心線Ｃ４をポンプ室４２の中心線Ｃ３に戻すようにドリブンギヤ４６にスラスト方向自動調心力が作用する。なお、ドリブンギヤ４６の中心線Ｃ４とは、ドリブンギヤ４６の厚み方向におけるドリブンギヤ４６の側面４６ｅおよび４６ｆとの間の中心を示す直線である。また、ポンプ室４２の中心線Ｃ３とは、ドリブンギヤ４６の厚み方向におけるポンプ室４２の内壁面３４ｄおよび３６ａとの間の中心を示す直線である。

図１５に示すように、ドリブンギヤ４６が、そのドリブンギヤ４６の中心線Ｃ４がポンプ室４２の中心線Ｃ３に対して傾斜すると、狭くなっているドリブンギヤ４６の側面４６ｅとポンプ室４２の内壁面３４ｄとの間の上部と、狭くなっているドリブンギヤ４６の側面４６ｆとポンプ室４２の内壁面３６ａとの間の下部に比較的に大きな動圧Ｐ２が発生し、ドリブンギヤ４６の厚み方向における隙間Ｈ４を一定とするようにすなわちドリブンギヤ４６の中心線Ｃ４をポンプ室４２の中心線Ｃ４に一致させるようにドリブンギヤ４６にスラスト方向自動調心力が作用する。

図１６に示すように、ドライブギヤ４８が、そのドライブギヤ４８の厚み方向において、そのドライブギヤ４８の中心線Ｃ５がポンプ室４２の中心線Ｃ３から離れて偏心すると、ドライブギヤ４８の中心線Ｃ５がポンプ室４２の中心線Ｃ３から離れる離間量すなわち偏心量に応じて２次曲線的に大きくなる動圧Ｐ３が狭くなっているドライブギヤ４８の側面４８ｃとポンプボデー３４の内周面３４ｄとの間に発生し、ドライブギヤ４８の厚み方向における隙間Ｈ６を一定とするようにすなわちドライブギヤ４８の中心線Ｃ５をポンプ室４２の中心線Ｃ３に戻すようにドライブギヤ４８にスラスト方向自動調心力が作用する。なお、ドライブギヤ４８の中心線Ｃ５は、ドライブギヤ４８の厚み方向におけるドライブギヤ４８の側面４８ｂおよび４８ｃとの間の中心を示す直線である。

図１７は、隙間比ｍ１と、その隙間比ｍ１を有する第１動圧発生溝４６ｃにより発生する動圧Ｐ１の大きさおよび流体摩擦係数μ１の大きさとの関係を示す図である。この図１７によれば、動圧Ｐ１の大きさは隙間比ｍ１の関数であり、隙間比ｍ１が所定の範囲内で動圧Ｐ１が極大となっている。また、流体摩擦係数μ１の大きさは隙間比ｍ１の関数であり、隙間比ｍ１が所定の範囲内で流体摩擦係数μ１が極小となっている。

第１動圧発生溝４６ｃのドリブンギヤ４６の径方向の深さＤ１は、図１７に示すように、上記隙間比ｍ１が、第１動圧発生溝４６ｃにより発生する動圧Ｐ１の極大値と、第１動圧発生溝４６ｃに基づいて作用する流体摩擦係数μ１の極小値とを含む、予め定められた範囲内となるように設けられている。なお、図１７に示すように、隙間比ｍ１が１．５乃至４好適には２乃至３の時には、第１動圧発生溝４６ｃに基づいて作用する流体摩擦係数μ１が最小付近になり、第１動圧発生溝４６ｃにより発生する動圧Ｐ１が最大付近となっている。

ここで、図１７における隙間比ｍ１における動圧Ｐ１の数値および隙間比ｍ１における流体摩擦係数μ１の数値は、以下のように算出できる。

動圧Ｐ１は、３次元レイノルズ方程式を示す数式１から無次元圧力Ｋｐを算出し数式２に代入することによって算出したものである。なお、Ｌは図４に示すドリブンギヤ４６の幅であり、Ｂは図５に示す第１動圧発生溝４６ｃの楔形状の楔部の長さ、Ｕは図５に示すドリブンギヤ外周面流速、ηは作動油の粘性である。

ここで、無次元圧力Ｋｐの算出方法を説明する。先ず、数式１をｘについて微分し、数式３を算出する。そして、無次元膜厚Ｈ(＝ｈ／ｈ２)、無次元座標Ｘ(＝ｘ／Ｂ)、無次元座標Ｚ(＝ｚ／Ｌ)、無次元圧力Ｐ＝(ｐｈ２^２)／(ηＵＢ)、油膜形状の式ｄＨ／ｄＸ＝１−ｍを代入して数式４を算出する。そして、数式４を差分方にて数値解析を行い、無次元圧力Ｋｐを算出する。

また、流体摩擦係数μ１は、数式５によって算出される。なお、数式５に記載されているＫ_ＷおよびＫ_Ｆ０は、数式６および数式７によって算出された値である。

本実施例において、第２動圧発生溝４６ｇのドリブンギヤ４６の厚み方向の深さＤ２は、隙間比ｍ２がその第２動圧発生溝４６ｇにより発生する動圧Ｐ２の極大値と、第２動圧発生溝４６ｇに基づいて作用する流体摩擦係数μ２の極小値とを含む、予め定められた範囲内となるように設けられている。また、本実施例では、上述した動圧Ｐ１と流体摩擦係数μ１とを算出する算出方法を参照して、隙間比ｍ２と、その隙間比ｍ２によって設けられた深さＤ２の第２動圧発生溝４６ｇにより発生する動圧Ｐ２の大きさおよびその第２動圧発生溝４６ｇに基づいて作用する流体摩擦係数μ２の大きさとの関係を図１７と同様な図に示して、隙間比ｍ２を決定している。なお、図示しないが、隙間比ｍ２が１．５乃至４好適には２乃至３の時には、第２動圧発生溝４６ｇに基づいて作用する流体摩擦係数μ２が最小付近になり、第２動圧発生溝４６ｇにより発生する動圧Ｐ２が最大付近となる。

本実施例において、第３動圧発生溝４８ｄのドライブギヤ４８の厚み方向の深さＤ３は、隙間比ｍ３がその第３動圧発生溝４８ｄにより発生する動圧Ｐ３の極大値と、第３動圧発生溝４８ｄに基づいて作用する流体摩擦係数μ３の極小値とを含む、予め定められた範囲内となるように設けられている。また、本実施例では、上述した動圧Ｐ１と流体摩擦係数μ１とを算出する算出方法を参照して、隙間比ｍ３と、その隙間比ｍ３によって設けられた深さＤ３の第３動圧発生溝４８ｄにより発生する動圧Ｐ３の大きさおよびその第３動圧発生溝４８ｄに基づいて作用する流体摩擦係数μ３の大きさとの関係を図１７と同様に図に示して、隙間比ｍ３を決定している。なお、図示しないが、隙間比ｍ３が１．５乃至４好適には２乃至３の時には、第３動圧発生溝４８ｄに基づいて作用する流体摩擦係数μ３が最小付近になり、第３動圧発生溝４８ｄにより発生する動圧Ｐ３が最大付近となる。

本実施例のオイルポンプ１０によれば、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂに局所的に凹む複数の第１動圧発生溝４６ｃが設けられており、第１動圧発生溝４６ｃのドリブンギヤ４６の径方向の深さＤ１は、第１動圧発生溝４６ｃの最深部からポンプボデー３４の内周面３４ｂまでの隙間Ｈ１の距離ｈ１の、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂからポンプボデー３４の内周面３４ｃまでの隙間Ｈ２の距離ｈ２に対する比の値である隙間比ｍ１(＝ｈ１／ｈ２)が、その第１動圧発生溝４６ｃにより発生し且つ隙間比ｍ１の関数である動圧Ｐ１の極大値と第１動圧発生溝４６ｃに基づいて発生し且つ隙間比ｍ１の関数である流体摩擦係数μ１の極小値とを含む予め定められた範囲例えば隙間比ｍ１が１．５〜４、好適には２〜３の範囲内となるように設けられている。このため、ドリブンギヤ４６は、そのドリブンギヤ４６が回転駆動されている時において、そのドリブンギヤ４６の外周面４６ｂに作用する流体摩擦係数μ１が最小付近になり且つ第１動圧発生溝４６ｃにより発生する動圧Ｐ１が最大付近になるので、ドリブンギヤ４６に作用する流体摩擦の増加を抑制しつつ、ラジアル方向自動調心力によりドリブンギヤ４６のそのドリブンギヤ４６の径方向の自動調心効果が得られる。

また、本実施例のオイルポンプ１０によれば、第１動圧発生溝４６ｃは、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂからその第１動圧発生溝４６ｃの最深部へ向かう傾斜面４６ｄを有し、その傾斜面４６ｄとポンプ室４２の内周面３４ｃとの間で楔形状を成すように形成されているので、効率良く前記ドリブンギヤ４６に作用する流体摩擦係数μ１が小さくなり且つ第１動圧発生溝４６ｃにより発生する動圧Ｐ１が大きくなる。

また、本実施例のオイルポンプ１０によれば、第１動圧発生溝４６ｃは、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂにおいてそのドリブンギヤ４６の回転中心Ｃ２まわりの等角度間隔で複数個形成されているので、ドリブンギヤ４６の自動調心効果が好適に向上する。

また、本実施例のオイルポンプ１０によれば、第１動圧発生溝４６ｃは、隙間比ｍ１が２乃至３の範囲内となる深さＤ１に形成されているので、ドリブンギヤ４６に作用する流体摩擦係数μ１が最小付近になり且つ第１動圧発生溝４６ｃにより発生する動圧Ｐ１が最大付近になる。

また、本実施例のオイルポンプ１０によれば、ドリブンギヤ４６の両側面４６ｆおよび４６ｅに局所的に凹む複数の第２動圧発生溝４６ｇが設けられており、第２動圧発生溝４６ｇのドリブンギヤ４６の厚み方向の深さＤ２は、第２動圧発生溝４６ｇの最深部からポンプ室４２の内壁面３６ａおよび３４ｄまでの隙間Ｈ３の距離ｈ３の、ドリブンギヤ４６の側面４６ｆおよび４６ｅからポンプ室４２の内壁面３６ａおよび３４ｄまでの隙間Ｈ４の距離ｈ４に対する比の値である隙間比ｍ２(＝ｈ３／ｈ４)が、その第２動圧発生溝４６ｇにより発生する動圧Ｐ２の極大値と、第２動圧発生溝４６ｇに基づいて発生する流体摩擦係数μ２の極小値とを含む、予め定められた範囲内となるように設けられている。このため、ドリブンギヤ４６は、そのドリブンギヤ４６が回転駆動されている時において、そのドリブンギヤ４６の両側面４６ｅおよび４６ｆに作用する流体摩擦係数μ２が最小になり且つ第２動圧発生溝４６ｇにより発生する動圧Ｐ２が最大になるので、ドリブンギヤ４６に作用する流体摩擦の増加を抑制しつつ、スラスト方向自動調心力によりドリブンギヤ４６の厚み方向すなわちドリブンギヤ４６の軸心Ｃ２方向の自動調心効果が得られる。

また、本実施例のオイルポンプ１０によれば、ドライブギヤ４８の両側面４８ｂおよび４８ｃに局所的に凹む複数の第３動圧発生溝４８ｄが設けられており、第３動圧発生溝４８ｄのドライブギヤ４８の厚み方向の深さＤ３は、第３動圧発生溝４８ｄの最深部からポンプ室４２の内壁面３６ａおよび３４ｄまでの隙間Ｈ５の距離ｈ５の、ドライブギヤ４８の側面４８ｂおよび４８ｃからポンプ室４２の内壁面３６ａおよび３４ｄまでの隙間Ｈ６の距離ｈ６に対する比の値である隙間比ｍ３(＝ｈ５／ｈ６)が、その第３動圧発生溝４８ｄにより発生する動圧Ｐ３の極大値と、第３動圧発生溝４８ｄに基づいて発生する流体摩擦係数μ３の極小値とを含む、予め定められた範囲内となるように設けられている。このため、ドライブギヤ４８は、そのドライブギヤ４８が回転駆動されている時において、そのドライブギヤ４８の両側面４８ｂおよび４８ｃに作用する流体摩擦係数μ３が最小になり且つ第３動圧発生溝４８ｄにより発生する動圧Ｐ３が最大になるので、ドライブギヤ４８に作用する流体摩擦の増加を抑制しつつ、ドライブギヤ４８の厚み方向すなわちドライブギヤ４８の軸心Ｃ１方向の自動調心効果が得られる。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において実施例相互間で共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

本実施例のオイルポンプは、前述の実施例１のオイルポンプ１０に比較して、第１動圧発生溝４６ｉの形状が実施例１の第１動圧発生溝４６ｃと異なる点で相違し、それ以外は略同様に構成されている。

図１８に示すように、第１動圧発生溝４６ｉのドリブンギヤ４６の径方向の深さＤ１は、実施例１と同様に、その第１動圧発生溝４６ｉの最深部からポンプボデー３４の内周面３４ｃまでの隙間Ｈ１の距離ｈ１の、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂからポンプボデー３４の内周面３４ｃまでの隙間Ｈ２の距離ｈ２に対する比の値である隙間比ｍ１(＝ｈ１／ｈ２)が予め定められた範囲内となるように設けられている。

図１８に示すように、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂは、第１動圧発生溝４６ｉにおいて、楔形状に凹んでいる。そして、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂには、第１動圧発生溝４６ｉにおいて、ドリブンギヤ４６の周方向における第１動圧発生溝４６ｉの最深部からドリブンギヤ４６の回転方向ｂ後方に向かうほどポンプ室４２の内周面３４ｂとの隙間の距離が短くなる傾斜面４６ｊが形成されている。なお、流体の流れの性質の観点では第１動圧発生溝４６ｉにより流路の隙間が急拡大する本実施例は、流体剥離が起きてしまうので、定性的には実施例１の第１動圧発生溝４６ｃが有利である。しかし、第１動圧発生溝４６ｉが設けられる自動変速機１８用のオイルポンプ１０に用いられるのに適切な溝深さは、μｍのオーダーであり、このレベルの隙間流れにおいては定量的な有意差は発生しない。

本実施例のオイルポンプは、前述の実施例１のオイルポンプ１０に比較して、第１動圧発生溝４６ｋの形状が実施例１の第１動圧発生溝４６ｃと異なる点で相違し、それ以外は略同様に構成されている。

図１９に示すように、第１動圧発生溝４６ｋのドリブンギヤ４６の径方向の深さＤ１は、実施例１と同様に、その第１動圧発生溝４６ｋの最深部からポンプボデー３４の内周面３４ｃまでの隙間Ｈ１の距離ｈ１の、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂからポンプボデー３４の内周面３４ｃまでの隙間Ｈ２の距離ｈ２に対する比の値である隙間比ｍ１(＝ｈ１／ｈ２)が予め定められた範囲内となるように設けられている。

図１９に示すように、ドリブンギヤ４６の外周面４６ｂは、第１動圧発生溝４６ｋにおいて、局所的に略長方形状に凹んでいる。なお、流体の流れの性質の観点では第１動圧発生溝４６ｋにより流路の隙間が急拡大する本実施例は、流体剥離が起きてしまうので、定性的には実施例１の第１動圧発生溝４６ｃが有利である。しかし、第１動圧発生溝４６ｋが設けられる自動変速機１８用のオイルポンプ１０に用いられるのに適切な溝深さは、μｍのオーダーであり、このレベルの隙間流れにおいては定量的な有意差は発生しない。

本実施例のオイルポンプ６６は、図２０および図２１に示すように、前述の実施例１のオイルポンプ１０に比較して、実施例１に設けられた第２動圧発生溝４６ｇが備えられていないドリブンギヤ６８と、実施例１に設けられた第３動圧発生溝４８ｄが備えられていないドライブギヤ７０とを備える点で相違し、それ以外は略同様に構成されている。

このように構成されたオイルポンプ６６によれば、ドリブンギヤ６８の厚み方向におけるドリブンギヤ６８の自動調心効果およびドライブギヤ７０の厚み方向におけるドライブギヤ７０の自動調心効果が実施例１のドリブンギヤ４６およびドライブギヤ４８に比較して低下する。しかし、ドリブンギヤ６８は、実施例１のドリブンギヤ４６と同様に、そのドリブンギヤ６８が回転駆動されている時において、そのドリブンギヤ６８に作用する流体摩擦係数μ１が最小になり且つ第１動圧発生溝４６ｃにより発生する動圧Ｐ１が最大になるので、ドリブンギヤ６８に作用する流体摩擦の増加を抑制しつつ、ドリブンギヤ６８のそのドリブンギヤ６８の径方向の自動調心効果が最大化される。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

本実施例のオイルポンプ１０において、第１動圧発生溝４６ｃ、第２動圧発生溝４６ｇ、第３動圧発生溝４８ｄの形状は、それら溝の最深部の深さすなわち隙間Ｈ１、Ｈ３、Ｈ５の距離ｈ１、ｈ３、ｈ５と、隙間Ｈ２、Ｈ４、Ｈ６の距離ｈ２、ｈ４、ｈ６との隙間比ｍ１、ｍ２、ｍ３が重要であり、それら溝形状自体はどのような形で有っても良い。自動変速機用のオイルポンプ１０に用いられるμｍオーダーの隙間では溝形状による性能差は殆ど無い。

また、本実施例のオイルポンプ１０において、第２動圧発生溝４６ｇはドリブンギヤ４６の両側面４６ｅおよび４６ｆに凹んで設けられたが、そのドリブンギヤ４６の一方の側面４６ｅおよび４６ｆだけに設けられても良い。また、第３動圧発生溝４８ｄはドライブギヤ４８の両側面４８ｂおよび４８ｃに凹んで設けられたが、そのドライブギヤ４８の一方の側面４８ｂおよび４８ｃだけに設けられても良い。

また、本実施例のオイルポンプ１０において、第２動圧発生溝４６ｇの形状は、図７に示すような形状であったが、ドリブンギヤ４６の側面４６ｅおよび４６ｆのシール部を確保する形状であれば実施例以外の形状も可能である。なお、第２動圧発生溝４６ｇの形状をシール部を貫通するような形状にしてしまうと、漏れ流用が多くなりポンプの容積効率が悪化する。

また、本実施例のオイルポンプ１０において、オイルポンプ１０は、有段式自動変速機用のオイルポンプであったが、例えば、ＣＶＴやＨＶの自動変速機にオイルポンプ１０を適用させることができる。

なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１０、６６：オイルポンプ
３４：ポンプボデー
３４ｃ：内周面
３４ｄ：内壁面
３６：ポンプカバー
３６ａ：内壁面
４２：ポンプ室
４６：ドリブンギヤ
４６ａ：内周歯
４６ｂ：外周面
４６ｃ、４６ｉ、４６ｋ：第１動圧発生溝
４６ｄ：傾斜面
４６ｅ、４６ｆ：側面
４６ｇ：第２動圧発生溝
４８：ドライブギヤ
４８ａ：外周歯
４８ｂ、４８ｃ：側面
４８ｄ：第３動圧発生溝
Ｃ１：ドライブギヤの回転中心
Ｃ２：ドリブンギヤの回転中心
Ｄ１：第１動圧発生溝の径方向の深さ
Ｄ２：第２動圧発生溝の厚み方向の深さ
Ｄ３：第３動圧発生溝の厚み方向の深さ
Ｈ１〜Ｈ６：隙間
ｍ１〜ｍ３：隙間比
Ｐ１〜Ｐ３：動圧(発生動圧)
μ１〜μ３：流体摩擦係数

Claims (6)

1. ポンプボデーとポンプカバーとにより形成された円形のポンプ室と、内周歯と該ポンプ室を形成する内周面に対向する外周面とを有し、該ポンプ室を形成する内周面により回動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式オイルポンプであって、
   前記ドリブンギヤの外周面に局所的に凹む複数の第１動圧発生溝が設けられており、
   前記第１動圧発生溝の径方向の深さは、前記第１動圧発生溝の最深部から前記内周面までの隙間の、前記ドリブンギヤの外周面から前記内周面までの隙間に対する比の値である隙間比が、該第１動圧発生溝により発生し且つ前記隙間比の関数である発生動圧の極大値と前記第１動圧発生溝に基づいて発生し且つ前記隙間比の関数である流体摩擦係数の極小値とを含む予め定められた範囲内となるように設けられていることを特徴とする車両用内接歯車式オイルポンプ。
2. 前記第１動圧発生溝は、前記ドリブンギヤの外周面から該第１動圧発生溝の最深部へ向かう傾斜面を有し、該傾斜面を前記ポンプ室の内周面との間で楔形状を成すように形成されている請求項１の車両用内接歯車式オイルポンプ。
3. 前記第１動圧発生溝は、前記ドリブンギヤの外周面において該ドリブンギヤの回転中心まわりの等角度間隔で複数個形成されている請求項１または２の車両用内接歯車式オイルポンプ。
4. 前記第１動圧発生溝は、前記隙間比が２乃至３の範囲内となる深さに形成されている請求項１乃至３のいずれか１の車両用内接歯車式オイルポンプ。
5. 前記ドリブンギヤの両側面に局所的に凹む複数の第２動圧発生溝が設けられており、
   前記第２動圧発生溝の厚み方向の深さは、前記第２動圧発生溝の最深部から前記ポンプ室の内壁面までの隙間の、前記ドリブンギヤの側面から前記ポンプ室の内壁面までの隙間に対する比の値である隙間比が、該第２動圧発生溝により発生する発生動圧の極大値と前記第２動圧発生溝に基づいて発生する流体摩擦係数の極小値とを含む予め定められた範囲内となるように設けられている請求項１乃至４のいずれか１の車両用内接歯車式オイルポンプ。
6. 前記ドライブギヤの両側面に局所的に凹む複数の第３動圧発生溝が設けられており、
   前記第３動圧発生溝の厚み方向の深さは、前記第３動圧発生溝の最深部から前記ポンプ室の内壁面までの隙間の、前記ドライブギヤの側面から前記ポンプ室の内壁面までの隙間に対する比の値である隙間比が、該第３動圧発生溝により発生する発生動圧の極大値と前記第３動圧発生溝に基づいて発生する流体摩擦係数の極小値とを含む予め定められた範囲内となるように設けられている請求項１乃至５のいずれか１の車両用内接歯車式オイルポンプ。

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