JPH08312539A

JPH08312539A - 内接歯車ポンプ

Info

Publication number: JPH08312539A
Application number: JP11590795A
Authority: JP
Inventors: Toshihiko Yamamoto; 敏彦山本
Original assignee: Toyo Advanced Technologies Co Ltd
Current assignee: Toyo Advanced Technologies Co Ltd
Priority date: 1995-05-15
Filing date: 1995-05-15
Publication date: 1996-11-26

Abstract

(57)【要約】【目的】脈動抑制と吐出量アップとを両立させ、また
容積効率を向上させる。さらに、内接歯車ポンプであり
ながら吐出量可変のものを提供する。【構成】インナロータ４０の外歯４２の総数と、アウ
タロータ５０の内歯５２の総数とを等しくする。外歯４
２は、その歯先がインナロータ４０の回転方向前進側に
突出する形状とし、内歯５２は、その歯先がアウタロー
タ５０の回転方向後退側に突出する形状に設定する。さ
らに、両ロータ４０，５０の回転中心が合致した状態で
上記インナロータ４０の外周面に対するアウタロータ５
０の内周面の法線方向距離が全周にわたって一定となる
ように両ロータの周面形状を設定する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、車両の変速機等に設け
られる内接歯車ポンプに関するものである。

【０００２】

【従来の技術】図１７は、従来の内接歯車ポンプ（図例
ではトロコイドポンプ）の一例を示したものである。

【０００３】図示の内接歯車ポンプは、ポンプハウジン
グ９０及び図略のポンプカバーを備え、ポンプハウジン
グ９０に形成されたロータ作動室内に、互いに噛合され
るインナロータ９１及びアウタロータ９２が収容されて
いる。アウタロータ９２は、ポンプハウジング９０側に
回転可能に保持され、インナロータ９１は図略のポンプ
駆動軸の周囲に固定されており、インナロータ９１の回
転中心軸Ｏ₁とアウタロータ９２の回転中心軸Ｏ₂とは所
定偏心量ｅだけずれている。ポンプハウジング９０の内
側側面には、吸入溝９３及び吐出溝９４が形成されてお
り、吸入溝９３は吸入路９５を介して図略のポンプ吸入
口に連通され、吐出溝９４は吐出路９６を介して図略の
ポンプ吐出口に連通されている。

【０００４】上記インナロータ９１の外周面上には、複
数のトロコイド状外歯９１ａが周方向に並設される一
方、アウタロータ９２の内周面上には、上記トロコイド
状外歯９１ａよりも一つ多いトロコイド状内歯９２ａが
形成されている。そして、上記トロコイド外歯９１ａの
少なくとも一部がアウタロータ９２内周面のどこかと必
ずほぼ接触する（実際には微小すき間を挟んで離間す
る）ように上記偏心量ｅが設定されている。

【０００５】この内接歯車ポンプにおいて、インナロー
タ９１が回転中心軸Ｏ₁回りに回転駆動されると、この
インナロータ９１と噛み合うアウタロータ９２は同方向
に回転中心軸Ｏ₂回りに回転し、両ロータ９１，９２同
士の間には複数の圧縮室Ｃ１，Ｃ２，…が形成される。
図の状態では、圧縮室Ｃ１に吸入溝９３からオイルが吸
入された後、この圧縮室Ｃ１の容積がロータ回転に伴っ
て図示の圧縮室Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４の容積と同等の容積に
順次減少し、これにより、圧縮室Ｃ１内に閉じ込められ
たオイルは昇圧されながら吐出溝９４から吐出路９６を
通じて図略の吐出口から吐出される。

【０００６】

【発明が解決しようとする課題】上記内接歯車ポンプに
は、次のような解決すべき課題がある。

【０００７】ａ）上記内接歯車ポンプにおいて、脈動を
小さくするには、歯数をなるべく多く設定すればよい。
しかし、図例のようなトロコイド歯形をはじめとする一
般的な歯形を持つ内接歯車ポンプでは、歯数を多くする
ほど歯高を小さくしなければならず、その分吐出量が小
さくなってしまう。従って、脈動抑制と吐出量アップと
を両立させるのは事実上不可能とされている。

【０００８】ｂ）上記内接歯車ポンプでは、両ロータ９
１，９２同士が全周にわたって噛み合うと回転不良を起
こすため、このような全周にわたる噛み合いを防ぐべ
く、インナロータ９１の外周面とアウタロータ９２の内
周面との間には微小すき間が確保されている。このた
め、上記圧縮室Ｃ１，Ｃ２，…は厳密には密閉されてお
らず、その両端点Ｈ１，Ｈ２，Ｈ３，Ｈ４，…からオイ
ルが漏れやすく、この漏えい分だけ容積効率が低下する
不都合がある。逆に吸入側では、吸入効率を高めるため
になるべく両ロータ９１，９２の歯面同士を離間させた
いという要望があるが、従来の内接歯車ポンプでは両ロ
ータ９１，９２同士を大きく離間させることは困難であ
る。

【０００９】ｃ）上記内接歯車ポンプの吐出量を変える
には、両回転中心軸Ｏ₁，Ｏ₂の偏心量ｅを変化させれば
よいが、図示の内接歯車ポンプでは両ロータ９１，９２
の径方向の相対変位はほぼ不可能であり、よって、吐出
量を可変にすることは極めて困難とされている。

【００１０】なお、従来、ベーンポンプでは可変容量型
のものが既に提供されているが、内接歯車ポンプはベー
ンポンプに比べて部品点数が少なく、構造が簡単で組み
上げが容易であり、小型・軽量化できるという利点を有
しているので、この内接歯車ポンプを可変容量型にする
ことが要望されている。

【００１１】本発明は、上記のような課題を解決するこ
とができる内接歯車ポンプを提供することを目的とす
る。

【００１２】

【課題を解決するための手段】本発明は、内側側面に吸
入溝及び吐出溝を有するハウジングと、このハウジング
内に回転可能に収容され、内周面に複数の内歯が周方向
に並設されたアウタロータと、このアウタロータに内側
から噛み合う外歯が外周面に並設され、アウタロータの
内側にこのアウタロータの回転中心と異なる点を中心に
回転可能に収容されたインナロータとを備え、上記内歯
と外歯とが噛み合う状態で両ロータが同期回転すること
により上記内歯と外歯との間に順次圧縮室が形成されて
この圧縮室内に上記吸入溝から流体が吸入されてこの圧
縮室から上記吐出溝に流体が排出されるように構成され
た内接歯車ポンプにおいて、上記外歯の総数と内歯の総
数とを等しくし、上記インナロータの外歯の形状をその
歯先がアウタロータの回転方向前進側に突出する形状に
設定する一方、上記アウタロータの内歯の形状をその歯
先がアウタロータの回転方向後退側に突出する形状に設
定し、かつ、両ロータの回転中心が合致した状態で上記
インナロータの外周面に対するアウタロータの内周面の
法線方向距離が全周にわたって一定となるようにインナ
ロータの外周面及びアウタロータの内周面の形状を設定
したものである（請求項１）。

【００１３】上記外歯の歯先は円弧状が好ましい（請求
項２）。

【００１４】この場合、上記円弧部分のロータ径方向内
側の端点とインナロータの回転中心とを結ぶ直線に対し
て上記端点における接線のなす角度が略９０°となるよ
うに上記円弧部分の長さを設定したり（請求項３）、上
記歯先円弧の曲率半径をこの円弧部分のロータ径方向内
側の端点とロータ径方向外側の端点との直線距離の１／
２よりも大きく設定したりする（請求項４）ことによ
り、さらに好ましいものとなる。

【００１５】また、上記内歯の歯先も円弧状が好ましい
（請求項５）。

【００１６】この場合も、上記円弧部分のロータ径方向
外側の端点とアウタロータの回転中心とを結ぶ直線に対
して上記端点における接線のなす角度が略９０°となる
ように上記円弧部分の長さを設定したり（請求項６）、
上記歯先円弧の曲率半径をこの円弧部分のロータ径方向
内側の端点とロータ径方向外側の端点との直線距離の１
／２よりも大きく設定したりする（請求項７）ことによ
り、さらに好ましいものとなる。

【００１７】上記内接歯車ポンプでは、上記アウタロー
タに、その内歯の周面からロータ径方向外側に延び、こ
の内歯と外歯との間に形成されて両ロータの回転に伴い
容積が増大する膨張室と上記吸入溝とを連通するロータ
吸入路を形成するのが、より好ましい（請求項８）。

【００１８】上記ロータ吸入路としては、上記アウタロ
ータの側面にロータ吸入溝を形成したものが好適である
（請求項９）。

【００１９】さらに、上記ハウジングにおいて上記アウ
タロータの径方向外側に位置する内周面に上記吸入溝に
通ずる連通路を形成する一方、上記ロータ吸入路をアウ
タロータ外周面にまで至らせて上記連通路と上記膨張室
とを連通する形状とすることにより、後述のようなより
優れた効果が得られる（請求項１０）。

【００２０】また、上記インナロータに、その外歯の周
面からロータ径方向内側に延び、この外歯と内歯との間
に形成されて両ロータの回転に伴い容積が増大する膨張
室と上記吸入溝とを連通するロータ吸入路を形成するよ
うにしてもよい（請求項１１）。

【００２１】この場合も、上記ロータ吸入路としては、
上記インナロータの側面にロータ吸入溝を形成したもの
が好適である（請求項１２）。

【００２２】さらに、上記ハウジングにおいて上記吸入
溝を上記インナロータの外歯よりも径方向内側の領域で
周方向に延長し、この延長部と上記膨張室とを連通する
ように上記ロータ吸入溝を形成することにより、後述の
ようなより優れた効果が得られる（請求項１３）。

【００２３】上記内接歯車ポンプでは、上記インナロー
タの回転中心とアウタロータの回転中心との偏心量が可
変となるように上記ハウジングを構成することが、可能
である（請求項１４）。

【００２４】具体的には、上記ハウジングをハウジング
本体とこのハウジング本体の内側に上記両ロータの回転
中心から外れた点を中心に揺動可能に設けられたカムリ
ングとで構成し、このカムリングの内側に上記アウタロ
ータを回転可能に保持する一方、上記インナロータをポ
ンプ駆動軸に連結し、上記カムリングの揺動に伴って上
記インナロータの回転駆動中心と上記アウタロータの回
転中心とが相対変位するように構成したものが、好適で
ある（請求項１５）。

【００２５】

【作用】請求項１記載の内接歯車ポンプは、歯先が回転
方向前進側に突出するインナロータの外歯と回転方向後
退側に突出するアウタロータの内歯とが噛み合う状態で
両ロータが同期回転するものであり、内歯と外歯とが同
数であって両ロータの回転中心を合致させた状態で両ロ
ータの内歯と外歯の周面同士の法線方向の離間距離が一
定となるものであるため、トロコイド歯形等の従来歯形
と異なり、歯高を小さくせずに歯数のみを増やすことが
可能である。従って、歯数を増やしながら吐出量も増や
すことができる。また、吸入域では内歯と外歯との間に
従来の内接歯車ポンプよりも大きなすき間を確保でき、
その分吸入効率を高めることができる一方、吐出域では
外歯と内歯とを密接させることが可能であり、その分容
積効率を向上させることができる。

【００２６】より具体的に、請求項２記載の内接歯車ポ
ンプでは、外歯歯先の円弧面が内歯と接触して円滑に摺
動しながら両歯同士の間に圧縮室が形成され、同様に、
請求項５記載の内接歯車ポンプでは、内歯歯先の円弧面
が外歯と接触して円滑に摺動しながら両歯同士の間に圧
縮室が形成される。

【００２７】ここで、上記外歯歯先の円弧部分のロータ
径方向内側の端点とインナロータの回転中心とを結ぶ直
線に対して上記端点における接線のなす角度は、上記外
歯歯先が回転方向前進側に突出する形状となる範囲で自
由に設定可能であるが、この角度が大きくなるほど（す
なわち円弧領域をより大きく確保するほど）、歯先が回
転方向前進側に突出する度合いが大きくなり、その分最
大圧縮室容積が増えて吐出量も増える。従って、請求項
３記載のように上記角度を略９０°とすることによりほ
ぼ最大の吐出量を得ることができる。

【００２８】また、上記外歯の歯先円弧の曲率半径は、
この円弧部分のロータ径方向内側の端点とロータ径方向
外側の端点との直線距離の１／２に設定してもよいが、
請求項４記載のように、上記直線距離の１／２よりも大
きく設定することにより、上記円弧部分と内歯との接触
点近傍のすき間が小さくなり、その分圧縮室からの流体
の漏えいがより生じにくくなる。

【００２９】同様に、上記請求項５における内歯歯先の
円弧部分のロータ径方向内側の端点とアウタロータの回
転中心とを結ぶ直線に対して上記端点における接線のな
す角度は、上記内歯歯先が回転方向後退側に突出する形
状となる範囲で自由に設定可能であるが、この角度が大
きくなるほど（すなわち円弧領域をより大きく確保する
ほど）、歯先が回転方向前進側に突出する度合いが大き
くなり、その分最大圧縮室容積が増えて吐出量も増え、
請求項６記載のように上記角度を略９０°とすることに
よりほぼ最大の吐出量を得ることができる。

【００３０】また、上記内歯の歯先円弧の曲率半径も、
この円弧部分のロータ径方向内側の端点とロータ径方向
外側の端点との直線距離の１／２に設定してもよいが、
請求項７記載のように、上記直線距離の１／２よりも大
きく設定することにより、上記円弧部分と内歯との接触
点近傍のすき間が小さくなり、その分圧縮室からの流体
の漏えいがより生じにくくなる。

【００３１】上記内接歯車ポンプでは、外歯と内歯との
間に圧縮室が形成されると同時に、この圧縮室と隣接し
て外歯と内歯との間にロータ回転に伴って容積が拡大す
る膨張室が形成される。この膨張室が密閉されている
と、その容積の拡大に伴って膨張室内圧力が急減し、ロ
ータ回転抵抗となって動力を浪費させるおそれがある。
しかし、請求項８記載の内接歯車ポンプでは、上記アウ
タロータに、その内歯からロータ径方向外側に延びるロ
ータ吸入路が形成されており、上記膨張室の拡大に伴っ
てこの膨張室内に上記ロータ吸入路を通じて流体が吸入
されるため、上記膨張室内圧力が十分に保たれる。しか
も、圧縮室が圧縮を開始する直前までこの圧縮室にロー
タ吸入路を通って作動流体が流入するので、吸入効率も
高くなる。また、ロータ吸入路の形成分だけアウタロー
タの重量が減り、その分回転動力が節減される。

【００３２】ここで、請求項９記載の内接歯車ポンプで
は、上記ロータ吸入路として、上記アウタロータの側面
にロータ吸入溝が形成されているので、このロータ吸入
溝の形成分だけアウタロータ側面での剪断抵抗が減り、
回転動力が節減される。

【００３３】また、請求項１０記載の内接歯車ポンプで
は、上記ハウジングにおいて上記アウタロータの径方向
外側に位置する内周面に上記吸入溝に通ずる連通路が形
成され、この連通路と上記膨張室とを連通すべく上記ロ
ータ吸入路がアウタロータ外周面に至っているので、よ
り広い回転領域にわたって上記ロータ吸入路による吸入
を行わせることができ、吸入効率はさらに高くなる。

【００３４】請求項１１記載の内接歯車ポンプでは、上
記インナロータに形成されたロータ吸入路によって膨張
室と吸入溝とが連通されているため、請求項８と同様、
上記膨張室内圧力が十分に保たれるとともに、圧縮室が
圧縮を開始する直前までこの圧縮室にロータ吸入路を通
って作動流体が流入して吸入効率も高まる。また、ロー
タ吸入路の形成分だけアウタロータの重量が減り、その
分回転動力が節減される。

【００３５】そして、請求項１２記載の内接歯車ポンプ
では、上記ロータ吸入路として、上記インナロータの側
面にロータ吸入溝が形成されているため、前記請求項９
記載の内接歯車ポンプと同様、ロータ吸入溝の形成分だ
けアウタロータ側面での作動流体の剪断抵抗が減り、回
転動力が節減される。

【００３６】また、請求項１３記載の内接歯車ポンプで
は、上記ハウジングにおいて上記吸入溝が周方向に延長
され、この延長部と上記膨張室とを連通するように上記
ロータ吸入溝が形成されているので、より広い回転領域
にわたって上記ロータ吸入路による吸入を行わせること
ができ、吸入効率はさらに高くなる。しかも、上記延長
部はインナロータの外歯よりも径方向内側の領域に形成
されているので、吐出溝を通じての吐出に悪影響を及ぼ
さない。

【００３７】上述のように、本発明の内接歯車ポンプで
は、インナロータの回転中心とアウタロータの回転中心
とを合致させた状態で両ロータの間に全周にわたり一定
のすき間が形成されるように両ロータの歯形状が設定さ
れているので、上記すき間分だけ両ロータの回転中心を
相対変位させることが可能である。従って、請求項１４
記載のように、上記インナロータの回転中心とアウタロ
ータの回転中心との偏心量が可変となるように上記ハウ
ジングを構成することにより、ポンプ吐出量の調節が可
能になる。

【００３８】より具体的に、請求項１５記載の内接歯車
ポンプでは、インナロータがポンプ駆動軸に連結された
状態で、カムリングをハウジング本体に対して揺動させ
ることにより、このカムリングに保持されているアウタ
ロータの回転中心を上記インナロータの回転中心に対し
て相対変位させる（すなわち偏心量を変化させる）こと
ができる。

【００３９】

【実施例】本発明の第１実施例を図１〜図１３に基づい
て説明する。なお、この実施例ではオイルポンプについ
て説明するが、本発明の内接歯車ポンプはオイル以外の
各種作動流体の圧縮に使用できるものである。

【００４０】ここに示す内接歯車ポンプは、ハウジング
本体２０を備えている。このハウジング本体２０は、ポ
ンプハウジング２１とポンプカバー２２とで構成され、
両者が図外のボルト等で互いに接合されている。ポンプ
カバー２２の中央にはこれを軸方向（図３では左右方
向）に貫通する貫通穴２２ａが設けられ、この貫通穴２
２ａ内にポンプカバー２２の外側（図３では左側）から
駆動軸２３が挿入されている。この駆動軸２３の端部は
ポンプハウジング２１の収容室２６内に収容されてお
り、その断面は異形断面（図例では直線と円弧の組み合
わせで囲まれた断面）とされている。

【００４１】図４に示すように、ポンプハウジング２１
において上記収容室２６に臨む側面（内側側面）には、
吸入溝２８及び吐出溝２９が形成され、これらは図略の
油路を介してポンプ吸入口及びポンプ吐出口にそれぞれ
連通されている。

【００４２】上記収容室２６内には、図５にも示すよう
なカムリング３０が設けられている。このカムリング３
０の外周面の特定個所には略半円状の嵌合突出部３４が
形成される一方、上記収容室２６の内周面の特定個所に
は同じく略半円状の嵌合凹部２４が形成されており、こ
の嵌合凹部２４に上記嵌合突出部３４が嵌合された状態
で、カムリング３０全体が上記嵌合突出部３４の略中央
の揺動中心軸Ｏｃを中心として揺動可能に収容室２６内
に収容されている。

【００４３】図４に示すように、上記収容室２６の内周
面の２か所にはストッパ３８，３９が設けられ、図１に
示すように上記カムリング３０がストッパ３９に当接し
た状態でカムリング３０が最下端位置に保持され、図２
に示すようにカムリング３０がストッパ３８に当接した
状態でカムリング３０が最上端位置に保持されるように
なっている。さらに、カムリング３０の外周面及び上記
収容室２６の内周面において互いに対向する位置にはス
プリング座３２，２７がそれぞれ形成され、これらスプ
リング座３２，２７同士の間にスプリング３７が設けら
れており、このスプリング３７の弾発力でカムリング３
０全体が下方に付勢されている。

【００４４】そして、このカムリング３０の内側にアウ
タロータ５０が回転可能に保持される一方、このアウタ
ロータ５０のさらに内側で上記ポンプ駆動軸２３の端部
にインナロータ４０が固定されている。

【００４５】インナロータ４０は、図６にも示すよう
に、上記ポンプ駆動軸２３と嵌合可能な形状の貫通孔４
４を有し、この貫通孔４４とポンプ駆動軸２３とが嵌合
されて、インナロータ４０全体がポンプ駆動軸２３に相
対回転不能に固定されている。このインナロータ４０の
外周面上には、複数の外歯４２が周方向に並設され、各
外歯４２は、その歯先がインナロータ回転方向（図６で
は時計回り方向）前進側に突出する形状とされている。

【００４６】これに対し、上記アウタロータ５０は、図
７にも示すようなリング状をなし、その内周面上には上
記外歯４２と同数の内歯５２が周方向に並設されてい
る。各内歯５２は、その歯先がアウタロータ回転方向
（図７では時計回り方向）後退側に突出する形状とされ
ている。

【００４７】上記外歯４２及び内歯５２の形状の詳細を
図８に示す。外歯４２の外周面は、インナロータ４０の
最大外径の１／２と等しい曲率半径をもつ円弧面４２ａ
と、この円弧面４２ａの終点Ｐ１とこの終点Ｐ１からさ
らにロータ径方向内側に離れた点Ｐ２とを結ぶ凸型の円
弧面４２ｂと、この円弧面４２ｂの終点Ｐ２とインナロ
ータ４０の最小外径に位置する点Ｐ３とを結ぶ凹型の円
弧面４２ｃとからなり、上記円弧面４２ｂが歯先面とな
っている。

【００４８】これに対し、アウタロータ５０の内周面形
状は、図９に示すように両ロータ４０，５０の回転中心
Ｏ₁，Ｏ₂同士を合致させた状態で、上記インナロータ４
０の外周面に対する法線方向距離が全周にわたって一定
距離δとなる形状に設定されている。従って、アウタロ
ータ５０の内歯５２の内周面形状は、図８に示すよう
に、上記外歯４２の円弧面４２ｂに対向する凹型の円弧
面５２ｂと、上記外歯４２の円弧面４２ｃに対向する凸
型の円弧面５２ｃと、上記インナロータ４０の最小外径
の外周面に対向する円弧面５２ｄとで構成され、上記円
弧面５２ｃが歯先面を構成し、円弧面５２ｄはアウタロ
ータ５０の最小内径と等しい曲率半径を有している。

【００４９】この実施例では、上記円弧面４２ｂの曲率
半径がその端点Ｐ１，Ｐ２の直線距離の１／２と等しく
設定され、かつ中心角が１８０°に設定されている。す
なわち、円弧面４２ｂは半円面とされている。同様に、
円弧面５２ｃの曲率半径もその端点Ｑ２，Ｑ３の直線距
離の１／２と等しく設定され、中心角が１８０°である
半円面とされている。すなわち、この実施例では、両ロ
ータ４０，５０の回転中心軸Ｏ₁，Ｏ₂を合致させた状態
で、これら回転中心軸Ｏ₁，Ｏ₂、円弧面４２ｂ，４２ｃ
の各端点Ｐ１，Ｐ２，Ｐ３、及び円弧面５２ｂ，５２ｃ
の各端点Ｑ１，Ｑ２，Ｑ３が全て同一直線Ｌ上にほぼ並
ぶように外歯４２及び内歯５２の形状が設定され、円弧
面４２ｂのロータ径方向内側端点Ｐ２における接線Ｌ₄
と上記直線Ｌとのなす角θ₄、及び円弧面５２ｃのロー
タ径方向外側端点Ｑ２における接線Ｌ₅と上記直線Ｌと
のなす角θ₅は、ともに略９０°となっている。

【００５０】上述のように、アウタロータ５０はカムリ
ング３０の内側に保持されているため、このカムリング
３０の揺動によって両ロータ４０，５０の偏心量ｅが変
化し、吐出量も変化することになるが、さらにこの実施
例では、図１及び図２に示すように、上記吐出量を一定
に保つべく自動的に上記偏心量ｅを調節する偏心調節装
置６０が備えられている。

【００５１】この偏心調節装置６０は、スリーブ６１
と、このスリーブ６１内に収容されたスプール６２とを
備えている。スリーブ６１は、その内外を連通する油路
として、吐出油導入路６３Ａ、吐出油排出路６３Ｂ、偏
心調節油路６４Ａ、及びドレン排出路６４Ｂを有してお
り、上記吐出油導入路６３Ａがポンプ吐出路に接続さ
れ、偏心調節油路６４Ａが収容室２６においてスプリン
グ２７が設けられている側と反対側の位置に形成された
背圧室２６ａに接続されている。スプール６２は、その
中心部に軸方向に延びる吐出油路６２ａを有し、この吐
出油路６２ａの下流側には絞り油路６２ｂが形成されて
おり、スプール６２の外周面上には全周にわたる周溝６
２ｃが形成されている。また、スプール収容室内にはス
プリング６６が収容され、このスプリング６６の弾発力
でスプール６２全体が図１及び図２の左側（吐出油導入
路６３Ａ側）に付勢されている。

【００５２】次に、この内接歯車ポンプの作用を説明す
る。まず、ポンプが作動していない状態では、スプリン
グ３７の弾発力でカムリング３０が図１の最下端位置に
保持され、両ロータ４０，５０の回転中心軸Ｏ₁，Ｏ₂の
偏心量ｅは最大とされる。この状態でポンプ駆動軸２３
が図１及び図２の時計回り方向に回転駆動されると、こ
れに固定されているインナロータ４０も同方向に回転駆
動される。さらに、このインナロータ４０の外歯４２と
アウタロータ５０の内歯５２とが噛み合いながらアウタ
ロータ５０も同方向に回転する。

【００５３】この時、図１０に示すように、吸入領域
（吸入溝２８が形成されている領域；図１０では右側領
域）では、外歯４２の歯先がアウタロータ５０の内周面
から大きく離間している。従って、両歯４２，５２同士
の間に吸入溝２８から作動油が入り易く、その分吸入効
率は向上する。

【００５４】これに対し、吐出領域（吐出溝２９が形成
されている領域；図１０では左側領域）に移行すると、
外歯４２の歯先が内歯５２に対してその歯先よりもロー
タ径方向外側の位置で接触し始め、両ロータ４０，５０
同士の間に圧縮室Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４…が形成され
る。ここで、両歯４２，５２同士の接触開始時に形成さ
れた圧縮室Ｃ１は、最大容積を有しており、その後、こ
の圧縮室Ｃ１の容積が図示の圧縮室Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４と
同等の容積に減少することにより、圧縮室内の作動油が
昇圧されながら吐出溝２９から吐出される。

【００５５】ここで、ロータ回転速度が低く吐出量が少
ない間は、偏心調節装置６０において吐出油導入路６３
Ａからスプール６２の吐出油路６２ａに導入される作動
油流量も少ないため、絞り油路６２Ｂでの流れ抵抗も低
く、よってスプール６２はスプリング６６の弾発力によ
って図１の位置に保持される。この状態では、スプール
６２の周溝６２ｃが偏心調節油路６４Ａに完全に対向し
てこの偏心調節油路６４Ａが遮断されており、専らスプ
リング３７の弾発力によってカムリング３０は図１の最
下端位置（すなわち偏心量ｅ及び吐出量が最も多くなる
位置）に保持される。

【００５６】その後、ロータの回転速度が高くなってポ
ンプ吐出量が上昇すると、偏心調節装置６０において吐
出油導入路６３Ａからスプール６２の吐出油路６２ａに
導入される作動油流量も多くなるため、絞り油路６２Ｂ
での流れ抵抗が上昇し、スプール６２はスプリング６６
の弾発力に抗して図２の位置へ（すなわち右側へ）変位
する。この状態では、偏心調節油路６４Ａが上記吐出油
導入路６３Ａに連通されるため、吐出油の一部が上記偏
心調節油路６４Ａを通じて背圧室２６ａに導入される。
これにより、背圧室２６ａ内の圧力が高まり、カムリン
グ３０がスプリング３７の弾発力に抗して上側に変位す
る。従って、両ロータ４０，５０の回転中心軸Ｏ₁，Ｏ₂
の偏心量ｅは減少し、吐出量が下げられる。

【００５７】この内接歯車ポンプによれば、従来の内接
歯車ポンプと比べ、次のような優れた効果を得ることが
できる。

【００５８】(a) 従来の内接歯車ポンプでは、歯数を増
やすほど吐出量が下がる傾向があり、よって、脈動抑制
と吐出量増加とを両立させることができなかったが、上
記実施例の内接歯車ポンプでは、歯高を小さくせずに歯
数のみを増やすことができるので、歯数を増やして脈動
を避けながら吐出量も増やすことができる。実際、上記
と同様の歯形設定で図１１（ａ）（ｂ）（ｃ）（ｄ）に
示すように歯数Ｚを８，９，１０，１１とした内接歯車
ポンプについて圧縮室面積から１回転当たりの吐出量を
割り出した結果、Ｚ＝８では吐出量が 15.0cc/rev、Ｚ
＝９では吐出量が 15.8cc/rev、Ｚ＝10では吐出量が 1
6.7cc/rev、Ｚ＝11では吐出量が 17.5cc/revとなり、歯
数Ｚを増やすほど吐出量も増大することを確認できた。

【００５９】(b) 従来の内接歯車ポンプでは、吸入領域
で極端に歯同士のすき間を広げたり、逆に吐出領域で歯
同士を密接させたりすることができなかったが、上記実
施例の内接歯車ポンプでは、図１０に示すように吸入領
域では外歯４２と内歯５２との間に大きなすき間を確保
でき、その分吸入効率を高めることができる一方、吐出
領域では外歯４２と内歯５２とを密接させて圧縮室から
の作動油の漏えいを抑えることが可能であり、その分容
積効率を向上させることができる。

【００６０】(c) 従来の内接歯車ポンプでは、全周に亘
って歯同士がほぼ密接した状態にあるため、両ロータの
偏心量を変えることはほとんど不可能だったが、上記実
施例の内接歯車ポンプでは、図８及び図９に示したすき
間δ分だけ偏心量ｅを変化させることができるため、こ
れによって内接歯車ポンプでありながら可変容量型のも
のを構成できる。ただし、本発明の内接歯車ポンプが定
容量ポンプとしても使用できることはいうまでもない。

【００６１】(d) 外歯４２や内歯５２の歯先が円弧面と
されているので、これらの歯先は相手方の周面上を滑ら
かに摺動でき、その分回転抵抗が減る。

【００６２】なお、この実施例の内接歯車ポンプでは、
図１０に示すように外歯４２の歯先が内歯５２の周面に
接触することで圧縮室Ｃ１，Ｃ２，…が形成されると同
時に、この圧縮室と隣接して、内歯５２の歯先が外歯４
２の周面に接触することによりロータ回転に伴って容積
が拡大する膨張室Ｅ１，Ｅ２，Ｅ３，Ｅ４…が形成され
る。この膨張室が密閉されていると、その容積の拡大に
伴って膨張室内圧力が急減し、ロータ回転抵抗となって
動力を浪費させるおそれがある。

【００６３】しかし、前記図１，２，３，５，７，１０
に示されるように、上記アウタロータ５０に、その内歯
５２からアウタロータ５０の外周面にまで至るロータ吸
入溝５１を形成する一方、上記カムリング３０の内周面
に連通溝３６を形成し、この連通溝３６と上記膨張室Ｅ
１，Ｅ２，…とを各ロータ吸入溝５１を通じて連通する
ようにすれば、上記膨張室Ｅ１，Ｅ２の拡大に伴ってこ
の膨張室Ｅ１，Ｅ２，…内に上記ロータ吸入溝５１を通
じて作動油を吸入できる。このため、上記膨張室内圧力
を十分に保てるばかりでなく、圧縮室Ｃ１，Ｃ２…が圧
縮を開始する直前までこの圧縮室Ｃ１，Ｃ２にロータ吸
入溝５１を通じて作動油を流入させることができ、その
分吸入効率も高めることができる。また、ロータ吸入溝
５１の形成分だけアウタロータ５０の重量を削減でき、
またロータ側面での作動油の剪断抵抗が減少し、その分
回転動力も節減できる。さらに、図３及び図４に示すよ
うに、ポンプハウジング２１及びポンプカバー２２に上
記吸入溝２８と連通溝３６とを直接連通する補助溝２５
Ａ，２５Ｂをそれぞれ形成すれば、上記吸入効果はより
著しくなる。

【００６４】ここで、上記ロータ吸入溝５１を形成して
も各圧縮室の密閉は確保するのが好ましく、そのために
は、図１２に示すようにロータ吸入溝５１の出口位置を
設定するのがよい。すなわち、ロータ吸入溝５１出口の
ロータ径方向内側エッジＸ１及び径方向外側エッジＸ２
の位置を次のように設定すればよい。

【００６５】ａ）外歯４２と接触を開始した内歯５２で
は、その接触点Ｔ１よりもロータ吸入溝５１の両出口エ
ッジＸ１，Ｘ２がロータ径方向外側に外れ、もしくは径
方向内側エッジＸ１が上記接触点Ｔ１と合致するように
する。

【００６６】ｂ）接触を開始した外歯４２と内歯５２よ
り、ロータ回転方向に１歯先行した外歯４２と内歯後の
ロータ径方向外側の接触点をＴ２とすると、ロータ吸入
溝５１の出口エッジＸ１，Ｘ２は双方とも上記接触点Ｔ
２よりロータ径方向内側もしくは径方向外側エッジＸ２
がＴ２と合致するようにする。

【００６７】なお、アウタロータ５０に形成するロータ
吸入路としては、上記ロータ吸入溝５１に限らず、例え
ばアウタロータ５０の厚み方向中心部に上記内歯５２か
らアウタロータ５０外周面にまで至るロータ吸入孔を穿
設してもよい。ただし、図示のようにアウタロータ５０
の側面にロータ吸入溝５１を形成すれば、製作が容易と
なるばかりでなく、ロータ吸入溝５１の形成分だけアウ
タロータ側面での剪断抵抗が減り、回転動力をさらに節
減できる利点がある。

【００６８】また、この実施例では、前記図８におい
て、円弧面４２ｂの内側端点Ｐ２における接線Ｌ₄とロ
ータ径方向の直線Ｌとのなす角度θ₄、及び、円弧面５
２ｃの外側端点Ｑ２における接線Ｌ₅とロータ径方向の
直線Ｌとのなす角度θ₅をそれぞれ略９０°に設定して
いるが、これらの角度は０°よりも大きい範囲（すなわ
ち歯先が回転方向に突出する範囲）で自由に設定が可能
である。図８中、二点鎖線で示した歯形は、θ₄を９０
°より小さく設定した時のものであり、円弧面４２ｂの
内側端点Ｐ２´における接線Ｌ₄´と、この端点Ｐ₂´と
ロータ中心を通る直線Ｌ´とがなす角度はθ₄´に設定
されている。ただし、上記角度θ₄，θ₅を９０°に近づ
けるほど歯先がロータ回転方向へ突出する度合いが大き
くなり、その分吐出量が多くなる。実際に、図１３
（ａ）（ｂ）（ｃ）（ｄ）に示すように上記角度θ₄，
θ₅を90°，60°，30°，０°にそれぞれ設定した内接
歯車ポンプについて最大圧縮室Ｃmax（図の網目部分）
の容積を演算したところ、θ₄＝θ₅＝90°の場合に最も
容積が大きくなることを確認できた。

【００６９】次に、第２実施例を説明する。この実施例
の内接歯車ポンプが前記第１実施例の内接歯車ポンプと
異なる点は次の通りである。

【００７０】Ａ）前記第１実施例では、歯先面を構成す
る円弧面４２ｂ，５２ｃの曲率半径が端点同士の直線距
離の１／２と等しく設定されている（すなわち半円とさ
れている）が、この実施例では、図１５に示すように、
上記円弧面４２ｂ，５２ｃに代え、曲率半径Ｒが端点同
士の直線距離の１／２よりも十分大きい円弧面４２ｂ
´，５２ｃ´が歯先面として設定されており、円弧面４
２ｂ´，５２ｃ´の両端は、非常に小さい曲率半径ｒを
もつ円弧で構成されている。また、上記円弧面４２ｂ
´，５２ｃ´に対応して、これらに対向する凹型円弧面
５２ｂ´，４２ｃ´の曲率半径も端点同士の直線距離の
１／２よりも大きなものとされている。

【００７１】このような構成によれば、円弧面４２ｂ，
５２ｃの曲率半径が小さい第１実施例に比べ、円弧面４
２ｂ´，５２ｃ´と相手方の歯の面との接触点近傍にお
けるすき間が小さくなるため、その分圧縮室からの作動
油の漏えいが抑制され、容積効率がさらに向上すること
となる。

【００７２】Ｂ）前記第１実施例では、図１４に示すよ
うに、アウタロータ５０側にロータ吸入溝５１が形成さ
れているが、この第２実施例では、インナロータ４０の
側面に、その外歯４２の歯先近傍からロータ径方向内側
に延びるロータ吸入溝４１が形成されている。さらに、
外歯４２よりもロータ径方向内側の領域で吸入溝２８が
周方向に延長され、この延長部２８ａと各膨張室Ｅ１，
Ｅ２，Ｅ３とを連通するように上記ロータ吸入溝４１の
形状が設定されており、吐出溝２９は外歯４２よりもロ
ータ径方向外側の領域に形成されている。

【００７３】このような構造によっても、前記第１実施
例と同様、延長部２８ａからロータ吸入溝４１を通じて
膨張室Ｅ１，…に作動油を吸入することにより、膨張室
内圧力を十分に保てるばかりでなく、圧縮室Ｃ１，Ｃ２
…が圧縮を開始する直前までこの圧縮室Ｃ１，Ｃ２にロ
ータ吸入溝４１を通じて作動油を流入させて吸入効率も
高め、また、ロータ吸入溝４１の形成分だけインナロー
タ４０の重量を削減し、またロータ側面での作動油の剪
断抵抗が減少し、その分回転動力も節減できる。

【００７４】特に、この実施例では、上記吸入溝２８を
周方向に延長する分、上記ロータ吸入溝４１を通じて膨
張室Ｅ１，…に吸入できる領域を拡大でき、より顕著な
効果が得られるようになっている。しかも、延長部２８
ａは外歯４２よりもロータ径方向内側の領域に形成され
ているので、延長部２８ａが吐出溝２９への作動油吐出
に悪影響を及ぼすこともない。

【００７５】この実施例でも、上記ロータ吸入溝４１を
形成しながら各圧縮室の密閉は確保するのが好ましく、
そのためには、図１６に示すようにロータ吸入溝４１の
出口位置を設定するのがよい。すなわち、ロータ吸入溝
４１出口のロータ径方向内側エッジＹ１及び径方向外側
エッジＹ２の位置を次のように設定すればよい。

【００７６】ａ）内歯５２と接触を開始した外歯４２
（ロータ吸入溝４１が吸入溝２８との連通を絶する瞬間
の外歯４２）ではその接触点Ｔ１よりもロータ吸入溝４
１の出口エッジＹ１，Ｙ２が双方ともロータ径方向内側
に外れ、もしくは径方向外側エッジＹ２が上記接触点Ｔ
１と合致するようにする。

【００７７】ｂ）次の外歯４２（ロータ吸入溝４１が吸
入溝２８にも吐出溝２９にも面していない外歯４２）で
は、この外歯４２と内歯５２との接触点Ｔ２を径方向内
側エッジＹ１と径方向外側エッジＹ２が挟むようにす
る。

【００７８】ｃ）さらに次の外歯４２（形成する圧縮室
Ｃ２が既に吐出溝２９に面しており、ロータ吸入溝４１
が吸入溝２８に連通する瞬間での外歯４２）では、この
外歯４２と内歯５２との接触点Ｔ３よりも両エッジＹ
１，Ｙ２がロータ径方向外側に外れ、もしくは径方向内
側エッジＹ１が上記接触点Ｔ３と合致するようにする。

【００７９】なお、この実施例でも、インナロータ４０
に形成するロータ吸入路としては上記ロータ吸入溝４１
に限らず、例えばインナロータ４０の内部に上記外歯４
２からインナロータ４０の側面にまで至るロータ吸入孔
を穿設してもよい。ただし、図示のようにインナロータ
４０の側面にロータ吸入溝４１を形成すれば、製作が容
易となるばかりでなく、ロータ吸入溝４１の形成分だけ
アウタロータ側面での作動油の剪断抵抗が減り、回転動
力をさらに節減できる利点がある。

【００８０】

【発明の効果】以上のように、本発明によれば次の効果
を得ることができる。

【００８１】請求項１記載の内接歯車ポンプは、歯先が
回転方向前進側に突出するインナロータの外歯と回転方
向後退側に突出するアウタロータの内歯とが噛み合う状
態で両ロータが同期回転するものであり、内歯と外歯と
が同数であって両ロータの回転中心を合致させた状態で
両ロータの周面同士の法線方向の離間距離が一定となる
ようにしたものであるので、歯数を増やして脈動を抑え
ながら吐出量も増やすことができる効果がある。また、
従来の歯車ポンプと異なり、吸入領域では内歯と外歯と
の間に大きなすき間を確保して吸入効率を高める一方、
吐出領域では外歯と内歯とを密接させて容積効率を向上
させることができる。

【００８２】より具体的に、請求項２，５記載の内接歯
車ポンプでは、外歯歯先や内歯歯先が円弧面で構成され
ているので、これら歯先と相手型の歯の周面との摺動を
円滑にして回転抵抗を削減し、動力を節減できる効果が
ある。

【００８３】ここで、請求項３，６記載の内接歯車ポン
プでは、上記円弧部分のロータ径方向内側の端点とイン
ナロータの回転中心とを結ぶ直線に対して上記端点にお
ける接線のなす角度や、上記円弧部分のロータ径方向外
側の端点とアウタロータの回転中心とを結ぶ直線に対し
て上記端点における接線のなす角度を略９０°としてい
るので、歯先が回転方向に突出する度合いを大きくする
ことで最大圧縮室容積を増やし、ほぼ最大の吐出量を得
ることができる効果がある。

【００８４】また、請求項４，７記載の内接歯車ポンプ
では、上記歯先円弧の曲率半径をロータ径方向内側の端
点とロータ径方向外側の端点との直線距離の１／２より
も大きくしたものであるので、上記円弧部分と内歯との
接触点近傍のすき間を小さくして圧縮室からの流体の漏
えいをより確実に抑制し、容積効率をさらに向上できる
効果がある。

【００８５】請求項８，１１記載の内接歯車ポンプで
は、上記アウタロータもしくはインナロータに形成した
ロータ吸入路を通じて膨張室に作動流体を吸入するよう
にしているので、上記膨張室内圧力を十分に保つばかり
でなく、圧縮室が圧縮を開始する直前までこの圧縮室に
ロータ吸入路を通って作動流体を吸入することで吸入効
率も向上させることができる効果がある。また、ロータ
吸入路の形成分だけアウタロータの重量を減らすことが
でき、その分回転動力を節減できる副次的効果もある。

【００８６】ここで、請求項９，１２記載の内接歯車ポ
ンプでは、上記ロータ吸入路として、上記アウタロータ
やインナロータの側面にロータ吸入溝を形成しているの
で、このロータ吸入溝の形成分だけアウタロータ側面で
の作動油の剪断抵抗を削減し、回転動力を節減できる効
果がある。

【００８７】また、請求項１０記載の内接歯車ポンプ
は、アウタロータに上記ロータ吸入路を形成するものに
おいて、上記ハウジングにおいて上記アウタロータの径
方向外側に位置する内周面に上記吸入溝に通ずる連通路
を形成し、この連通路と上記膨張室とを連通すべく上記
ロータ吸入路をアウタロータ外周面に至らせたものであ
るので、より広い回転領域にわたって上記ロータ吸入路
による吸入を行わせることができ、吸入効率をさらに高
めることができる効果がある。

【００８８】また、請求項１３記載の内接歯車ポンプ
は、上記ハウジングにおいて上記吸入溝を周方向に延長
し、この延長部と上記膨張室とを連通するように上記ロ
ータ吸入溝を形成したものであるので、より広い回転領
域にわたって上記ロータ吸入路による吸入を行わせるこ
とができ、吸入効率をさらに高めることができる効果が
ある。しかも、上記延長部はインナロータの外歯よりも
径方向内側の領域に形成しているので、吐出溝を通じて
の吐出に悪影響を及ぼすことがない。

【００８９】以上の内接歯車ポンプでは、従来のそれと
異なり、両ロータの回転中心を十分に相対変位させるこ
とが可能であり、請求項１４記載のように、上記インナ
ロータの回転中心とアウタロータの回転中心との偏心量
が可変となるように上記ハウジングを構成することによ
り、歯車ポンプでありながらポンプ吐出量の調節可能な
ものを提供することができる。

【００９０】より具体的に、請求項１５記載の内接歯車
ポンプでは、カムリングを揺動させるだけの簡単な構造
でアウタロータとインナロータの回転中心の偏心量を変
化させることができる効果がある。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明の第１実施例における内接歯車ポンプで
偏心量が最大の状態を示す断面正面図であって図３のＢ
−Ｂ線断面図である。

【図２】上記内接歯車ポンプで偏心量が最小の状態を示
す断面正面図である。

【図３】図１のＡ−Ａ線断面図である。

【図４】上記内接歯車ポンプを構成するポンプハウジン
グの正面図である。

【図５】上記内接歯車ポンプを構成するカムリングの正
面図である。

【図６】上記内接歯車ポンプを構成するインナロータの
正面図である。

【図７】上記内接歯車ポンプを構成するアウタロータの
正面図である。

【図８】上記インナロータ及びアウタロータにおける外
歯及び内歯の形状を示す拡大断面正面図である。

【図９】上記インナロータの回転中心とアウタロータの
回転中心とを合致させた状態を示す断面正面図である。

【図１０】上記インナロータ及びアウタロータの作動状
態を示す断面正面図である。

【図１１】（ａ）は上記外歯の歯数及び内歯の歯数を８
枚に設定したインナロータ及びアウタロータの断面正面
図、（ｂ）は上記外歯の歯数及び内歯の歯数を９枚に設
定したインナロータ及びアウタロータの断面正面図、
（ｃ）は上記外歯の歯数及び内歯の歯数を１０枚に設定
したインナロータ及びアウタロータの断面正面図、
（ｄ）は上記外歯の歯数及び内歯の歯数を１１枚に設定
したインナロータ及びアウタロータの断面正面図であ
る。

【図１２】上記アウタロータに形成されたロータ吸入溝
の形状を示す拡大断面正面図である。

【図１３】（ａ）は上記外歯の円弧状歯先のロータ径方
向内側端点における接線及び上記内歯の円弧状歯先のロ
ータ径方向外側端点における接線が各端点とロータ回転
中心とを結ぶ直線に対してなす角度を90°に設定したイ
ンナロータ及びアウタロータの断面正面図、（ｂ）は上
記外歯の円弧状歯先のロータ径方向内側端点における接
線及び上記内歯の円弧状歯先のロータ径方向外側端点に
おける接線が各端点とロータ回転中心とを結ぶ直線に対
してなす角度を60°に設定したインナロータ及びアウタ
ロータの断面正面図、（ｃ）は上記外歯の円弧状歯先の
ロータ径方向内側端点における接線及び上記内歯の円弧
状歯先のロータ径方向外側端点における接線が各端点と
ロータ回転中心とを結ぶ直線に対してなす角度を30°に
設定したインナロータ及びアウタロータの断面正面図、
（ｄ）は上記外歯の円弧状歯先のロータ径方向内側端点
における接線及び上記内歯の円弧状歯先のロータ径方向
外側端点における接線が各端点とロータ回転中心とを結
ぶ直線に対してなす角度を０°に設定したインナロータ
及びアウタロータの断面正面図である。

【図１４】本発明の第２実施例における内接歯車ポンプ
のインナロータ及びアウタロータの断面正面図である。

【図１５】上記インナロータ及びアウタロータにおける
外歯及び内歯の形状を示す断面正面図である。

【図１６】上記インナロータに形成されたロータ吸入溝
の形状を示す拡大断面正面図である。

【図１７】従来の内接歯車ポンプ（トロコイドポンプ）
の一例を示す断面正面図である。

【符号の説明】

２０ハウジング本体２３ポンプ駆動軸２６ポンプ収容室２８吸入溝２８ａ吸入溝の延長部２９吐出部３０カムリング３６連通溝４０インナロータ４１ロータ吸入溝４２外歯４２ｂ円弧面（外歯の歯先面）５０アウタロータ５１ロータ吸入溝５２内歯５２ｃ円弧面（内歯の歯先面）Ｏ₁ インナロータの回転中心Ｏ₂ アウタロータの回転中心Ｏc カムリングの揺動中心Ｌロータ回転中心を通る直線Ｌ₄ 外歯歯先円弧面のロータ径方向内側端点における
接線Ｌ₅ 内歯歯先円弧面のロータ径方向外側端点における
接線Ｐ１外歯歯先円弧面のロータ径方向外側端点Ｐ２外歯歯先円弧面のロータ径方向内側端点Ｑ２内歯歯先円弧面のロータ径方向外側端点Ｑ３内歯歯先円弧面のロータ径方向内側端点 θ₄ 外歯歯先円弧面のロータ径方向内側端点における
接線と上記端点及びロータ回転中心を通る直線とがなす
角度 θ₅ 内歯歯先円弧面のロータ径方向外側端点における
接線と上記端点及びロータ回転中心を通る直線とがなす
角度

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】内側側面に吸入溝及び吐出溝を有するハ
ウジングと、このハウジング内に回転可能に収容され、
内周面に複数の内歯が周方向に並設されたアウタロータ
と、このアウタロータに内側から噛み合う外歯が外周面
に並設され、アウタロータの内側にこのアウタロータの
回転中心と異なる点を中心に回転可能に収容されたイン
ナロータとを備え、上記内歯と外歯とが噛み合う状態で
両ロータが同期回転することにより上記内歯と外歯との
間に順次圧縮室が形成されてこの圧縮室内に上記吸入溝
から流体が吸入されてこの圧縮室から上記吐出溝に流体
が排出されるように構成された内接歯車ポンプにおい
て、上記外歯の総数と内歯の総数とを等しくし、上記イ
ンナロータの外歯の形状をその歯先がアウタロータの回
転方向前進側に突出する形状に設定する一方、上記アウ
タロータの内歯の形状をその歯先がアウタロータの回転
方向後退側に突出する形状に設定し、かつ、両ロータの
回転中心が合致した状態で上記インナロータの外周面に
対するアウタロータの内周面の法線方向距離が全周にわ
たって一定となるようにインナロータの外周面及びアウ
タロータの内周面の形状を設定したことを特徴とする内
接歯車ポンプ。
【請求項２】請求項１記載の内接歯車ポンプにおい
て、上記外歯の歯先を円弧状に設定したことを特徴とす
る内接歯車ポンプ。
【請求項３】請求項２記載の内接歯車ポンプにおい
て、上記円弧部分のロータ径方向内側の端点とインナロ
ータの回転中心とを結ぶ直線に対して上記端点における
接線のなす角度が略９０°となるように上記円弧部分の
長さを設定したことを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項４】請求項２または３記載の内接歯車ポンプ
において、上記歯先円弧の曲率半径をこの円弧部分のロ
ータ径方向内側の端点とロータ径方向外側の端点との直
線距離の１／２よりも大きく設定したことを特徴とする
内接歯車ポンプ。
【請求項５】請求項１〜４のいずれかに記載の内接歯
車ポンプにおいて、上記内歯の歯先を円弧状に設定した
ことを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項６】請求項５記載の内接歯車ポンプにおい
て、上記円弧部分のロータ径方向外側の端点とアウタロ
ータの回転中心とを結ぶ直線に対して上記端点における
接線のなす角度が略９０°となるように上記円弧部分の
長さを設定したことを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項７】請求項５または６記載の内接歯車ポンプ
において、上記歯先円弧の曲率半径をこの円弧部分のロ
ータ径方向内側の端点とロータ径方向外側の端点との直
線距離の１／２よりも大きく設定したことを特徴とする
内接歯車ポンプ。
【請求項８】請求項１〜７のいずれかに記載の内接歯
車ポンプにおいて、上記アウタロータに、その内歯の周
面からロータ径方向外側に延び、この内歯と外歯との間
に形成されて両ロータの回転に伴い容積が増大する膨張
室と上記吸入溝とを連通するロータ吸入路を形成したこ
とを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項９】請求項８記載の内接歯車ポンプにおい
て、上記ロータ吸入路として、上記アウタロータの側面
にロータ吸入溝を形成したことを特徴とする内接歯車ポ
ンプ。
【請求項１０】請求項８または９記載の内接歯車ポン
プにおいて、上記ハウジングにおいて上記アウタロータ
の径方向外側に位置する内周面に上記吸入溝に通ずる連
通路を形成する一方、上記ロータ吸入路をアウタロータ
外周面にまで至らせて上記連通路と上記膨張室とを連通
する形状としたことを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項１１】請求項１〜７のいずれかに記載の内接
歯車ポンプにおいて、上記インナロータに、その外歯の
周面からロータ径方向内側に延び、この外歯と内歯との
間に形成されて両ロータの回転に伴い容積が増大する膨
張室と上記吸入溝とを連通するロータ吸入路を形成した
ことを特徴とする内接歯車ポンプ。
【請求項１２】請求項１１記載の内接歯車ポンプにお
いて、上記ロータ吸入路として、上記インナロータの側
面にロータ吸入溝を形成したことを特徴とする内接歯車
ポンプ。
【請求項１３】請求項１２記載の内接歯車ポンプにお
いて、上記ハウジングにおいて上記吸入溝を上記インナ
ロータの外歯よりも径方向内側の領域で周方向に延長
し、この延長部と上記膨張室とを連通するように上記ロ
ータ吸入溝を形成したことを特徴とする内接歯車ポン
プ。
【請求項１４】請求項１〜１３のいずれかに記載の内
接歯車ポンプにおいて、上記インナロータの回転中心と
アウタロータの回転中心との偏心量が可変となるように
上記ハウジングを構成したことを特徴とする内接歯車ポ
ンプ。
【請求項１５】請求項１４記載の内接歯車ポンプにお
いて、上記ハウジングをハウジング本体とこのハウジン
グ本体の内側に上記両ロータの回転中心から外れた点を
中心に揺動可能に設けられたカムリングとで構成し、こ
のカムリングの内側に上記アウタロータを回転可能に保
持する一方、上記インナロータをポンプ駆動軸に連結
し、上記カムリングの揺動に伴って上記インナロータの
回転駆動中心と上記アウタロータの回転中心とが相対変
位するように構成したことを特徴とする内接歯車ポン
プ。