JP6945796B2 - 内接歯車ポンプ - Google Patents

Description

本発明は、内接歯車ポンプに関する。

内接歯車ポンプは、自動車用オイルポンプとして利用されており、例えば、エンジンなどの潤滑用や変速機などの作動用に使用されている。内接歯車ポンプの構造は、複数の外歯を有するインナーロータと複数の内歯を有するアウターロータとが偏心して配置され、吸入ポート及び吐出ポートが形成されたポンプケース内に収納された構造である。内接歯車ポンプでは、インナーロータの外歯とアウターロータの内歯との間には複数のチャンバーが形成され、両ロータの回転に伴いチャンバーの容積が増減することによって、吸入ポートから吸入した油を吐出ポートから吐出する。

特許文献１には、吐出ポートを２つに分割し、各吐出ポートから異なる油圧回路に油を供給することが可能な内接歯車ポンプが開示されている。この特許文献１に記載の内接歯車ポンプでは、ロータ回転方向に離間して２つの吐出ポートを設け、ロータ回転方向の後方側に位置する一方の吐出ポートを高圧の油圧回路に使用する高圧ポートとすると共に、ロータ回転方向の前方側に位置する他方の吐出ポートを低圧の油圧回路に使用する低圧ポートとしている（段落００１４、００１５など参照）。また、特許文献１に記載の内接歯車ポンプでは、両吐出ポート間に設けられた離壁（仕切り部）上に１つのポンプ室（チャンバー）が位置した状態で、ポンプ室を２つの吐出ポートのいずれにも連通させず閉じ込み状態とするようにしている（段落００１７など参照）。

特開２０１０−１８５２９７号公報

内接歯車ポンプでは、両ロータの回転に伴いチャンバーの容積が増加する吸入領域と、チャンバーの容積が減少する吐出領域とがある。吸入領域では、チャンバーが吸入ポートに連通して吸入ポートからチャンバーに油を吸入し、吐出領域では、チャンバーが吐出ポートに連通してチャンバーから吐出ポートに油を吐出する。吸入領域から吐出領域に移行するとき、チャンバーの容積が最大となり、吐出領域から吸入領域に移行するとき、チャンバーの容積が最小となる。チャンバーの容積が最大又は最小となるチャンバーは、吸入ポートと吐出ポートとの間に位置して、吸入ポート及び吐出ポートのいずれにも連通しないように一旦閉じ込み状態になる。

特許文献１に記載の内接歯車ポンプのように、２つの吐出ポートのうち、ロータ回転方向の後方側を高圧とし、前方側を低圧とした場合、吐出ポート（高圧ポート）から吸入ポートへの油の漏出が起き易く、容積効率が悪化する虞がある。容積が最大となるチャンバーでは、外歯と内歯の歯先頂点同士の突き合わせとなるため、隣り合うチャンバーとのシール性が低い。そのため、外歯と内歯との間の隙間（チップクリアランス）を通って、吐出領域側のチャンバーから吸入領域側のチャンバーへ油が漏出し易い。特に、特許文献１に記載の内接歯車ポンプのように、２つの吐出ポートのうち、ロータ回転方向の後方側（即ち、チャンバーの容積が最大となる側）に位置する吐出ポートを高圧ポートとした場合は、両ロータの回転に伴いチャンバーが吸入ポートから高圧ポートへ連通したときに高圧ポートからチャンバーへの油の逆流が起き易く、上記のような油の漏出が顕著になる。

また、特許文献１に記載の内接歯車ポンプのように、２つの吐出ポート間の離壁上に位置するチャンバーを閉じ込み状態とした場合、圧力脈動が起こり易く、脈動による振動や騒音が大きくなる虞がある。これは、両ロータの回転に伴いチャンバーが一方の吐出ポートから他方の吐出ポートへ連通するとき、チャンバーを閉じ込んだ状態から連通させると、チャンバー内の急激な圧力変化によって脈動が発生するからである。

したがって、複数の吐出ポートを有する内接歯車ポンプにおいて、容積効率の向上、圧力脈動の低減を図ることが望まれる。

そこで、容積効率の向上、圧力脈動の低減を図ることができる内接歯車ポンプを提供することを目的の一つとする。

本開示に係る内接歯車ポンプは、
複数の外歯を有するインナーロータと、
前記外歯に噛み合う複数の内歯を有するアウターロータと、
前記インナーロータ及び前記アウターロータを収納するポンプケースとを備える内接歯車ポンプであって、
前記インナーロータの前記外歯と前記アウターロータの前記内歯との間に、前記インナーロータ及び前記アウターロータの回転に伴って容積が増減する複数のチャンバーが形成され、
前記ポンプケースには、前記チャンバーの容積が増加する吸入領域に開口する吸入ポートと、前記チャンバーの容積が減少する吐出領域に開口し、ロータ回転方向に互いに間隔をあけて形成された少なくとも２つの吐出ポートと、両吐出ポート間に設けられる仕切り部とを備え、
前記吐出ポートは、ロータ回転方向の後方側に位置する低圧ポートと、ロータ回転方向の前方側に位置する高圧ポートとを有し、
１つの前記チャンバーが前記仕切り部上に位置する状態で、当該チャンバーが前記低圧ポート及び前記高圧ポートの両方に連通するように、両吐出ポートが形成されている。

上記内接歯車ポンプは、容積効率の向上、圧力脈動の低減を図ることができる。

実施形態１に係る内接歯車ポンプを示す概略断面図であり、１つのチャンバーの容積が最小となる位置にある状態を示す。 実施形態１に係る内接歯車ポンプを示す概略断面図であり、１つのチャンバーが仕切り部上に位置する状態を示す。 実施形態１に係る内接歯車ポンプのポンプケースを示す概略断面図である。 実施形態２に係る内接歯車ポンプを示す概略断面図であり、１つのチャンバーの容積が最小となる位置にある状態を示す。 実施形態２に係る内接歯車ポンプのポンプケースを示す概略断面図である。 実施形態２に係る内接歯車ポンプの変形例の一例を示す概略断面図である。 実施形態２に係る内接歯車ポンプの変形例の別の一例を示す概略断面図である。

［本発明の実施形態の説明］
以下、本発明の実施態様を列記して説明する。

（１）本発明の一形態に係る内接歯車ポンプは、
複数の外歯を有するインナーロータと、
前記外歯に噛み合う複数の内歯を有するアウターロータと、
前記インナーロータ及び前記アウターロータを収納するポンプケースとを備える内接歯車ポンプであって、
前記インナーロータの前記外歯と前記アウターロータの前記内歯との間に、前記インナーロータ及び前記アウターロータの回転に伴って容積が増減する複数のチャンバーが形成され、
前記ポンプケースには、前記チャンバーの容積が増加する吸入領域に開口する吸入ポートと、前記チャンバーの容積が減少する吐出領域に開口し、ロータ回転方向に互いに間隔をあけて形成された少なくとも２つの吐出ポートと、両吐出ポート間に設けられる仕切り部とを備え、
前記吐出ポートは、ロータ回転方向の後方側に位置する低圧ポートと、ロータ回転方向の前方側に位置する高圧ポートとを有し、
１つの前記チャンバーが前記仕切り部上に位置する状態で、当該チャンバーが前記低圧ポート及び前記高圧ポートの両方に連通するように、両吐出ポートが形成されている。

上記内接歯車ポンプによれば、少なくとも２つの吐出ポートを有し、ロータ回転方向後方側に位置する低圧ポートと、ロータ回転方向前方側に位置する高圧ポートを有する。容積が最小となるチャンバーでは、隣り合う内歯の間に外歯が噛み合うことになるため、容積が最大となるチャンバー側よりもシール性が高い。そのため、吐出領域側のチャンバーから吸入領域側のチャンバーへ油が漏出し難い。よって、上記内接歯車ポンプは、ロータ回転方向の前方側（即ち、チャンバーの容積が最小となる側）に位置する吐出ポートを高圧ポートとすることで、吐出ポート（高圧ポート）から吸入ポートへの油の漏出を抑制でき、容積効率の向上を図ることができる。

また、上記内接歯車ポンプでは、両吐出ポート間に設けられた仕切り部上に位置するチャンバーが低圧ポート及び高圧ポートの両方に連通した状態になるため、圧力脈動が起こり難い。これは、両ロータの回転に伴いチャンバーが低圧ポートから高圧ポートへ連通したときに高圧ポートからチャンバーへの油の逆流が起きても、チャンバーに逆流した油を低圧ポートに逃すことができるからである。よって、上記内接歯車ポンプは、チャンバー内の急激な圧力変化を緩和して脈動の発生を抑制でき、圧力脈動の低減を図ることができる。

ここで、「低圧ポート」とは、吐出量の多い高回転時において、ギヤなどを潤滑するための低圧の油圧回路に油を供給する吐出路に接続切替される低圧となる吐出ポートのことである。「高圧ポート」とは、例えば変速機などを作動させるための高圧の油圧回路に油を常時供給する吐出路に接続され、高圧となる吐出ポートのことである。

（２）上記内接歯車ポンプの一態様として、前記仕切り部上に位置する前記チャンバーが前記低圧ポート及び前記高圧ポートの両方に連通する範囲が、前記インナーロータの中心角で１０°以下の範囲であることが挙げられる。

低圧ポート及び高圧ポートの両方に連通する範囲が大きいほど、チャンバー内の圧力変化を緩和でき、脈動の発生をより抑制できるため、圧力脈動の低減効果を高めることができる。一方で、両吐出ポートに連通する範囲が大きくなり過ぎると、高圧ポートから吐出する油の吐出量（吐出圧）が減り、高圧ポート及び低圧ポートの吐出量が不安定になるなど、それぞれの吐出量の管理が難しくなる。上記連通する範囲がインナーロータの中心角で１０°以下の範囲であることで、高圧ポートから低圧ポートに流れる油の量を制限できる。そのため、高圧ポートにおいて高圧回路に必要な吐出量を確保し易く、高圧ポート及び低圧ポートにおける吐出量の不安定を解消し易い。連通する範囲は、チャンバー内の急激な圧力変化を緩和しつつ、高圧ポートから低圧ポートに流れる油の量が過大にならないように適宜設定すればよく、例えば０．３°以上３°以下、更に０．４°以上２°以下の範囲に設定することが挙げられる。

（３）上記内接歯車ポンプの一態様として、１つの前記チャンバーの容積が最小となる位置にあるとき、当該チャンバーにおける前記外歯と前記内歯によるロータ回転方向前方側の閉じ込み位置から進角した位置に前記吸入ポートの始端が設けられていることが挙げられる。

容積が最小となるチャンバーにおける外歯と内歯との噛み合いによる閉じ込み位置のうち、ロータ回転方向前方側の閉じ込み位置から進角した位置に吸入ポートの始端が設けられていることで、高圧ポートから吸入ポートへの油の漏出をより抑制でき、容積効率の更なる向上を図ることができる。ロータ回転方向前方側の閉じ込み位置から進角した位置に吸入ポートの始端が設けられている場合、高圧ポートから吸入ポートまでの間隔が広くなり、両ロータの回転に伴いチャンバーが高圧ポートから吸入ポートに連通するまでの区間が長くなる。そのため、容積が最小となるチャンバー側において、チャンバーが閉じ込み状態になる区間が長くなることから、シール性が高くなり、高圧ポートから吸入ポートへの油の漏出が減少する。

ここで、「吸入ポートの始端」とは、吸入ポートにおけるロータ回転方向後方側の開口端のことである。

（４）上記（３）に記載の内接歯車ポンプの一態様として、前記吸入ポートの始端が、前記閉じ込み位置から前記インナーロータの中心角で５°以上進角した位置に設けられていることが挙げられる。

容積が最小となるチャンバーにおける上記閉じ込み位置からインナーロータの中心角で５°以上進角した位置に吸入ポートの始端が設けられていることで、シール性を効果的に高めることができる。上記閉じ込み位置からの進角量が大きいほど、吸入ポートの開口面積が減少するため、吸入ポートの始端位置は、例えば、上記閉じ込み位置から２０°以下の範囲に設定することが挙げられる。吸入ポートの始端は、上記閉じ込み位置から７°以上１０°以下進角した位置に設定することが好ましい。

（５）上記内接歯車ポンプの一態様として、前記アウターロータの外径が６５ｍｍ以下で、前記インナーロータの歯数が１０枚以下であることが挙げられる。

アウターロータの外径が６５ｍｍ以下であることで、ロータの体格が小さく、ポンプを小型化できる。また、アウターロータの外径が小さいことで、摩擦抵抗による摺動損失が減少するため、駆動トルクを低減できる。アウターロータの外径が小さくなり過ぎると、インナーロータの径も小さくなり、チャンバーの容積が減少して必要な吐出量を確保することが難しくなるため、アウターロータの外径は、例えば４０ｍｍ以上とすることが挙げられる。また、インナーロータ（外歯）の歯数が１０枚以下であることで、チャンバーの容積を確保でき、必要な吐出量を確保し易い。インナーロータ（外歯）の歯数が少な過ぎると、チャンバーの数が減るため、低圧ポートと高圧ポートとの間隔を広くする必要があり、低圧ポート及び高圧ポートの開口面積が小さくなる。インナーロータの歯数は、例えば４枚以上とすることが挙げられ、好ましくは、６枚以上９枚以下である。

［本発明の実施形態の詳細］
本発明の実施形態に係る内接歯車ポンプの具体例を、以下に図面を参照しつつ説明する。図中の同一符号は同一又は相当部分を示す。なお、本発明はこれらの例示に限定されるものではなく、特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

［実施形態１］
＜内接歯車ポンプの全体構成＞
図１〜図３を参照して、実施形態１に係る内接歯車ポンプについて説明する。実施形態１の内接歯車ポンプ１は、図１に示すように、インナーロータ１１と、アウターロータ１２と、両ロータ１１、１２を収納するポンプケース３０とを備える。インナーロータ１１とアウターロータ１２との間には、両ロータ１１、１２の回転（図中の矢印Ｒは回転方向を示す）に伴って容積が増減する複数のチャンバー２０が形成されている。ポンプケース３０には、図３に示すように、吸入ポート４１と吐出ポート４２とを備える。内接歯車ポンプ１の特徴の１つは、２つの吐出ポート４２を有し、ロータ回転方向（矢印Ｒ方向）の後方側に位置する低圧ポート４３と、ロータ回転方向の前方側に位置する高圧ポート４４とを有する点にある。また、内接歯車ポンプ１の別の特徴の１つは、図２に示すように、両吐出ポート４３、４４間に設けられた仕切り部４５上に位置するチャンバー２５が低圧ポート４３及び高圧ポート４４の両方に連通した状態になる点にある。以下、内接歯車ポンプ１の構成を詳しく説明する。

（インナーロータ）
インナーロータ１１は、図１に示すように、複数の外歯１１０を有する。インナーロータ１１の内側には、駆動軸（図示せず）が嵌合される軸孔１１ｏが形成されており、駆動軸が回転駆動することによりインナーロータ１１が回転する（図中の矢印Ｒは回転方向を示し、点Ｏ_１はインナーロータ１１の回転中心を示す）。この例では、インナーロータ１１（内接歯車ポンプ１）の駆動軸は、図示しないエンジンのクランク軸とは別軸に配置され、エンジンの回転力がクランク軸からチェーンやベルトなどの伝達部材を介して伝達されることによって回転駆動する。

インナーロータ１１（外歯１１０）の歯数は、例えば４枚以上１０枚以下、更に６枚以上９枚以下であり、この例では８枚である。

（アウターロータ）
アウターロータ１２は、図１に示すように、インナーロータ１１の外歯１１０に噛み合う複数の内歯１２０を有する。アウターロータ１２は、インナーロータ１１に対して偏心して配置され、インナーロータ１１に従動して回転する（図中の点Ｏ_２はアウターロータ１２の回転中心を示す）。

アウターロータ１２（内歯１２０）の歯数は、インナーロータ１１の歯数よりも１枚多く、この例では９枚である。アウターロータ１２の外径は、例えば４０ｍｍ以上６５ｍｍ以下である。

（チャンバー）
チャンバー２０は、図１、図２に示すように、インナーロータ１１の外歯１１０とアウターロータ１２の内歯１２０との間に形成され、両ロータ１１、１２の回転に伴って容積が増減する。内接歯車ポンプ１では、チャンバー２０の容積が増加する吸入領域（図中、右側の領域）と、チャンバー２０の容積が減少する吐出領域（図中、左側の領域）とがある。吸入領域から吐出領域に移行するとき、１つのチャンバー２０（図２に示すチャンバー２２）の容積が最大となり、吐出領域から吸入領域に移行するとき、１つのチャンバー２０（図１に示すチャンバー２１）の容積が最小となる。容積が最小となるチャンバー２１では、図１に示すように、外歯１１０と内歯１２０とが互いに噛み合う状態になり、容積が最大となるチャンバー２２では、図２に示すように、外歯１１０と内歯１２０の歯先頂点同士が突き合わされた状態になる。容積が最小となるチャンバー２１では、隣り合う内歯１２０の間に外歯１１０が噛み合うことになるため、容積が最大となるチャンバー２２側よりもシール性が高い。そのため、吐出領域側のチャンバー２０から吸入領域側のチャンバー２０へ油が漏出し難い。

（ポンプケース）
ポンプケース３０は、図３に示すように、内部に両ロータ１１、１２を収納するロータ室３１を有する。ポンプケース３０（ロータ室３１）の底面には、チャンバー２０の容積が増加する吸入領域に開口する吸入ポート４１と、チャンバー２０の容積が減少する吐出領域に開口する吐出ポート４２とが設けられている（図１、図２も併せて参照）。吐出ポート４２は、ロータ回転方向に互いに間隔をあけて２つ形成され、ロータ回転方向の後方側に位置する低圧ポート４３と、ロータ回転方向の前方側に位置する高圧ポート４４とを有する。両吐出ポート４３、４４間には、仕切り部４５が設けられている。

吸入ポート４１は、図示しないオイルパンに繋がる吸入路に接続され、吸入路からロータ室３１に油を導入する。２つの吐出ポート４２のうち、低圧ポート４３は、ポンプ高回転時に、ギヤなどを潤滑するための低圧の油圧回路に繋がる吐出路に接続切替され、吐出した油を低圧の油圧回路に供給する。高圧ポート４４は、例えば変速機などを作動させるための高圧の油圧回路に繋がる吐出路に接続される。

内接歯車ポンプ１では、図２に示すように、１つのチャンバー２０（チャンバー２５）が仕切り部４５（図３参照）上に位置する状態で、チャンバー２５が低圧ポート４３及び高圧ポート４４の両方に連通するように、両吐出ポート４３、４４が形成されている。具体的には、仕切り部４５上にチャンバー２５が位置するとき、チャンバー２５における外歯１１０と内歯１２０による閉じ込み位置５５ｂ、５５ｆの間隔よりも、低圧ポート４３と高圧ポート４４との間隔が狭くなるように、低圧ポート４３の終端４３ｅ及び高圧ポート４４の始端４４ｓが設けられている。つまり、仕切り部４５のロータ回転方向に沿った長さが、閉じ込み位置５５ｂ、５５ｆの間隔よりも短い。ここでは、低圧ポート４３及び高圧ポート４４のそれぞれにおけるロータ回転方向後方側の開口端のことを「始端」と呼び、ロータ回転方向前方側の開口端のことを「終端」と呼ぶ（吸入ポート４１の場合も同じ）。

図２に示す状態の場合、低圧ポート４３の終端４３ｅが、チャンバー２５におけるロータ回転方向後方側の閉じ込み位置５５ｂよりもロータ回転方向前方に角度α_１だけ進角した位置に設定され、高圧ポート４４の始端４４ｓが、ロータ回転方向前方側の閉じ込み位置５５ｆよりもロータ回転方向後方に角度α_２だけ遅角した位置に設定されている。これにより、仕切り部４５上に位置するチャンバー２５が、角度α_１＋α_２の範囲で、低圧ポート４３及び高圧ポート４４の両方に連通した状態になる。角度α_１は、回転中心Ｏ_１と閉じ込み位置５５ｂとを結ぶ線分と、回転中心Ｏ_１と終端４３ｅとを結ぶ線分とがなすインナーロータ１１の中心角であり、角度α_２は、回転中心Ｏ_１と閉じ込み位置５５ｆとを結ぶ線分と、回転中心Ｏ_１と始端４４ｓとを結ぶ線分とがなすインナーロータ１１の中心角である。

チャンバー２５が低圧ポート４３及び高圧ポート４４の両方に連通することにより、チャンバー２５内の急激な圧力変化が緩和され、脈動の発生が抑制される。チャンバー２５が低圧ポート４３及び高圧ポート４４の両方に連通する範囲（α_１＋α_２）は、例えばインナーロータ１１の中心角で０°超１０°以下の範囲である。両吐出ポート４３、４４に連通する範囲が大きいほど、チャンバー２５内の圧力変化を緩和でき、圧力脈動をより低減できる。一方で、連通する範囲が大きくなり過ぎると、高圧ポート４４からチャンバー２５に逆流した油が低圧ポート４３に流れ、高圧ポート４４から吐出する油の吐出量（吐出圧）が減ることがある。連通する範囲が１０°以下の範囲であれば、高圧ポート４４から低圧ポート４３に流れる油の量を制限して、高圧ポートにおいて高圧回路に必要な吐出量を確保し易い。連通する範囲は、チャンバー２５内の急激な圧力変化を緩和しつつ、高圧ポート４４から低圧ポート４３に流れる油の量が過大にならないように適宜設定すればよく、例えば０．３°以上３°以下、更に０．４°以上２°以下の範囲に設定することが挙げられる。

吸入ポート４１と吐出ポート４２（低圧ポート４３及び高圧ポート４４）との間には、図３に示すように、第１ポート間シール部４６及び第２ポート間シール部４７が設けられている。第１ポート間シール部４６は、吸入ポート４１と高圧ポート４４との間に設けられ、容積が最小となるチャンバー２１側に位置する（図１も併せて参照）。第２ポート間シール部４７は、吸入ポート４１と低圧ポート４３との間に設けられ、容積が最大となるチャンバー２２側に位置する（図２も併せて参照）。

内接歯車ポンプ１では、図１に示すように、１つのチャンバー２０（チャンバー２１）の容積が最小となる位置にあるとき、チャンバー２１が第１ポート間シール部４６（図３参照）上に位置して、吸入ポート４１及び高圧ポート４４のいずれにも連通しないように閉じ込み状態になる。この例では、高圧ポート４４と吸入ポート４１との間隔が、チャンバー２１における外歯１１０と内歯１２０による閉じ込み位置５１ｂ、５１ｆの間隔と略同等であり、高圧ポート４４の終端４４ｅ及び吸入ポート４１の始端４１ｓがそれぞれ閉じ込み位置５１ｂ、５１ｆと略同じ位置に設けられている。つまり、第１ポート間シール部４６のロータ回転方向に沿った長さが、外歯１１０の幅と略同等であり、閉じ込み位置５１ｂ、５１ｆの間隔と略等しい。

また、内接歯車ポンプ１では、図２に示すように、１つのチャンバー２０（チャンバー２２）の容積が最大となる位置にあるとき、チャンバー２２が第２ポート間シール部４７（図３参照）上に位置して、吸入ポート４１及び低圧ポート４３のいずれにも連通しないように閉じ込み状態になる。この例では、吸入ポート４１と低圧ポート４３との間隔が、チャンバー２２における外歯１１０と内歯１２０による閉じ込み位置５２ｂ、５２ｆの間隔と略同等であり、吸入ポート４１の終端４１ｅ及び低圧ポート４３の始端４３ｓがそれぞれ閉じ込み位置５２ｂ、５２ｆと略同じ位置に設けられている。つまり、第２ポート間シール部４７のロータ回転方向に沿った長さが、閉じ込み位置５２ｂ、５２ｆの間隔と略等しい。

＜作用効果＞
実施形態１の内接歯車ポンプ１は、次の作用効果を奏する。

（１）高圧ポート４４がロータ回転方向前方側に位置することで、高圧ポート４４から吸入ポート４１への油の漏出を抑制でき、容積効率の向上を図ることができる。

（２）仕切り部４５上に位置するチャンバー２５が低圧ポート４３及び高圧ポート４４の両方に連通した状態になるため、チャンバー２５内の急激な圧力変化を緩和して脈動の発生を抑制でき、圧力脈動の低減を図ることができる。特に、チャンバー２５が低圧ポート４３及び高圧ポート４４の両方に連通する範囲が、１０°以下の範囲に設定されている場合、高圧ポート４４から低圧ポート４３に流れる油の量を制限して、高圧ポート４４において必要な吐出量を確保し易く、高圧ポート４４及び低圧ポート４３における吐出量の不安定を解消し易い。

［実施形態２］
図４、図５を参照して、実施形態２に係る内接歯車ポンプについて説明する。実施形態２の内接歯車ポンプ２は、図４、図５に示すように、吸入ポート４１の始端４１ｓの位置が、図１〜図３を参照して説明した実施形態１の内接歯車ポンプ１と異なる。以下では、実施形態１との相違点を中心に説明し、同様の構成については説明を省略する。

内接歯車ポンプ２では、図４、図５に示すように、１つのチャンバー２０（チャンバー２１）の容積が最小となる位置にあるとき、チャンバー２１における外歯１１０と内歯１２０によるロータ回転方向前方側の閉じ込み位置５１ｆから進角した位置に吸入ポート４１の始端４１ｓが設けられている。この例では、吸入ポート４１の始端４１ｓが、チャンバー２１側におけるロータ回転方向前方側の閉じ込み位置５１ｆよりもロータ回転方向前方に角度βだけ進角した位置に設定されている。つまり、第１ポート間シール部４６のロータ回転方向に沿った長さが、外歯１１０の幅よりも長く、閉じ込み位置５１ｂ、５１ｆの間隔よりも長い。角度βは、回転中心Ｏ_１と閉じ込み位置５１ｆとを結ぶ線分と、回転中心Ｏ_１と始端４１ｓとを結ぶ線分とがなすインナーロータ１１の中心角である。

容積が最小となるチャンバー２１におけるロータ回転方向前方側の閉じ込み位置５１ｆから進角した位置に吸入ポート４１の始端４１ｓが設けられている場合、高圧ポート４４から吸入ポート４１までの間隔が、チャンバー２１における外歯１１０と内歯１２０による閉じ込み位置５１ｂ、５１ｆの間隔よりも広くなる。そのため、チャンバー２１側におけるシール性が高くなり、高圧ポート４４から吸入ポート４１への油の漏出が減少する。したがって、実施形態２の内接歯車ポンプ２では、吸入ポート４１の始端４１ｓが進角した位置に設けられていることで、高圧ポート４４から吸入ポート４１への油の漏出をより抑制でき、容積効率の更なる向上を図ることができる。

吸入ポート４１の始端４１ｓは、例えば、閉じ込み位置５１ｆからインナーロータ１１の中心角で５°以上進角した位置に設けられている。閉じ込み位置５１ｆからの進角量が大きいほど、シール性を高めることができるが、吸入ポート４１の開口面積が減少するため、吸入ポート４１の始端４１ｓの位置は、例えば、閉じ込み位置５１ｆから２０°以下の範囲に設定することが挙げられる。吸入ポート４１の始端４１ｓは、閉じ込み位置５１ｆから７°以上１０°以下進角した位置に設定することが好ましい。

〈変形例〉
図４、図５を参照して説明した実施形態２の内接歯車ポンプ２では、吸入ポート４１の始端４１ｓがインナーロータ１１の径方向に沿って形成されている場合を例に挙げて説明したが、これに限定されるものではない。例えば図６Ａや図６Ｂに示すように、実施形態２の内接歯車ポンプ２において、吸入ポート４１の始端４１ｓがインナーロータ１１の径方向に沿って形成されていなくてもよい。

［試験例１］
実施形態１及び実施形態２と同じ構成の内接歯車ポンプを作製し、ポンプ性能を評価した。

＜試験体１＞
実施形態１の内接歯車ポンプ１と同じ構成の試験体１を作製した。試験体１の内接歯車ポンプは、２つの吐出ポートのうち、低圧ポートがロータ回転方向後方側に位置し、高圧ポートがロータ回転方向前方側に位置する。また、試験体１の内接歯車ポンプでは、仕切り部上に位置するチャンバーが低圧ポート及び高圧ポートの両方に連通する状態となるように、両吐出ポートが設けられている。ここでは、仕切り部上にチャンバーが位置するとき、低圧ポート及び高圧ポートの両方に連通する範囲が０．５°となるように、低圧ポートの終端位置及び高圧ポートの始端位置を設定した。

ロータの仕様は、アウターロータの外径：φ５７．５ｍｍ、インナーロータ／アウターロータの歯数：８／９枚とした。また、アウターロータの歯底径（最大径）及び歯先径（最小径）、インナーロータの歯先径（最大径）及び歯底径（最小径）、並びに、偏心量は以下のとおりである。
アウターロータの歯底径：φ５７．５ｍｍ
アウターロータの歯先径：φ４１．４３ｍｍ
インナーロータの歯先径：φ４６．３５ｍｍ
インナーロータの歯底径：φ３６．３６ｍｍ
偏心量：２．５ｍｍ

＜試験体２＞
実施形態２の内接歯車ポンプ２と同じ構成の試験体２を作製した。試験体２の内接歯車ポンプは、容積が最小となるチャンバーにおけるロータ回転方向前方側の閉じ込み位置から進角した位置に吸入ポートの始端が設けられている点が、試験体１と異なる。ここでは、吸入ポートの始端が５°進角した位置に設定されている。

＜試験体１０＞
比較として、低圧ポートの位置をロータ回転方向前方側、高圧ポートの位置をロータ回転方向後方側に変更すると共に、仕切り部上に位置するチャンバーが低圧ポート及び高圧ポートのいずれにも連通しない閉じ込み状態になるように設計した以外は、試験体１と同様の構成とした試験体１０の内接歯車ポンプを作製した。

作製した試験体１、２、１０の内接歯車ポンプについて、以下に示す評価条件で駆動したときの容積効率及び圧力脈動を比較評価した。
〈評価条件〉
油種：ＡＴＦ（Ａｕｔｏｍａｔｉｃ Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ Ｆｌｕｉｄ）
油温：１２０℃
回転数：２０００ｒｐｍ
吐出圧：（高圧ポート）１．０ＭＰａ、（低圧ポート）０．３ＭＰａ

（容積効率の評価）
ポンプ全体としての容積効率を評価した。ポンプ全体の容積効率は、実吐出量を測定して、［実吐出量／理論吐出量］により求めた。その結果を表１に示す。

（圧力脈動の評価）
高圧ポートの圧力脈動を評価した。圧力脈動は、圧力センサーを取り付けて、高圧ポートの吐出圧脈動値（Ｐ−Ｐ値）を測定することにより評価した。その結果を表１に示す。

表１より、試験体１、２は、試験体１０に比較して、容積効率が向上していることが分かる。これは、試験体１、２では、高圧ポートがロータ回転方向前方側に位置することで、高圧ポートから吸入ポートへの油の漏出を抑制できたことによるものと考えられる。特に、試験体２は、試験体１よりも容積効率が高くなっている。これは、吸入ポートの始端が進角した位置に設定されていることで、シール性が高くなり、高圧ポートから吸入ポートへの油の漏出が減少したことによるものと考えられる。

また、表１より、試験体１、２は、試験体１０に比較して、圧力脈動（吐出圧脈動値）を低減できていることが分かる。これは、試験体１、２では、仕切り部上に位置するチャンバーが低圧ポート及び高圧ポートの両方に連通した状態になるため、チャンバー内の急激な圧力変化を緩和して脈動の発生を抑制できたことによるものと考えられる。

［本発明の実施形態の用途］
本発明の実施形態に係る内接歯車ポンプは、自動車用オイルポンプに好適に利用可能である。

１、２ 内接歯車ポンプ
１１ インナーロータ
１１０ 外歯
１１ｏ 軸孔
１２ アウターロータ
１２０ 内歯
２０、２１、２２、２５ チャンバー
３０ ポンプケース
３１ ロータ室
４１ 吸入ポート
４１ｓ 始端
４１ｅ 終端
４２ 吐出ポート
４３ 低圧ポート
４３ｓ 始端
４３ｅ 終端
４４ 高圧ポート
４４ｓ 始端
４４ｅ 終端
４５ 仕切り部
４６ 第１ポート間シール部
４７ 第２ポート間シール部
５１ｂ、５１ｆ、５２ｂ、５２ｆ、５５ｂ、５５ｆ 閉じ込み位置

Claims (4)

1. 複数の外歯を有するインナーロータと、
   前記外歯に噛み合う複数の内歯を有するアウターロータと、
   前記インナーロータ及び前記アウターロータを収納するポンプケースとを備える内接歯車ポンプであって、
   前記インナーロータの前記外歯と前記アウターロータの前記内歯との間に、前記インナーロータ及び前記アウターロータの回転に伴って容積が増減する複数のチャンバーが形成され、
   前記ポンプケースには、前記チャンバーの容積が増加する吸入領域に開口する吸入ポートと、前記チャンバーの容積が減少する吐出領域に開口し、ロータ回転方向に互いに間隔をあけて形成された少なくとも２つの吐出ポートと、両吐出ポート間に設けられる仕切り部とを備え、
   前記吐出ポートは、ロータ回転方向の後方側に位置する低圧ポートと、ロータ回転方向の前方側に位置する高圧ポートとを有し、
   １つの前記チャンバーが前記仕切り部上に位置する状態で、当該チャンバーが前記低圧ポート及び前記高圧ポートの両方に連通するように、両吐出ポートが形成されており、
   前記仕切り部上に位置する前記チャンバーが前記低圧ポート及び前記高圧ポートの両方に連通する範囲が、前記インナーロータの中心角で０．３°以上３°以下の範囲である、
   内接歯車ポンプ。
2. １つの前記チャンバーの容積が最小となる位置にあるとき、当該チャンバーにおける前記外歯と前記内歯によるロータ回転方向前方側の閉じ込み位置から進角した位置に前記吸入ポートの始端が設けられている請求項１に記載の内接歯車ポンプ。
3. 前記吸入ポートの始端が、前記閉じ込み位置から前記インナーロータの中心角で５°以上進角した位置に設けられている請求項２に記載の内接歯車ポンプ。
4. 前記アウターロータの外径が６５ｍｍ以下で、前記インナーロータの歯数が１０枚以下である請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の内接歯車ポンプ。

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