WO2005021969A2 - オイルポンプロータ - Google Patents

Abstract

　オイルポンプロータに発生する油圧が微小でかつこのロータを駆動するトルクが変動した場合においても、騒音発生を確実に抑制すること。 　基礎円ｂｉ上を転がる第１外転円Ｄｉ及び第１内転円ｄｉによって創成されるサイクロイド曲線に基づいて形成された歯数ｎ枚のインナーロータ１０を形成し、基礎円ｂｏ上を転がる第２外転円Ｄｏ及び第２内転円ｄｏによって創成されるサイクロイド曲線に基づいて形成された歯数ｎ＋１枚のアウターロータ２０を形成した際に、前記各円の直径をφｂｉ，φＤｉ，φｄｉ，φｂｏ，φＤｏ，φｄｏとするとき、φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ），φｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）、φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅ、あるいはφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅであり、かつφＤｏ＞φＤｉ，φｄｉ＞φｄｏ，（φＤｉ＋φｄｉ）＜（φＤｏ＋φｄｏ）を満たして各ロータを構成する。

Description

明 細 書

オイルポンプロータ

技術分野

[0001] 本発明は、インナーロータとアウターロータとの間に形成されるセルの容積変化によ つて流体を吸入、吐出するオイルポンプロータに関するものである。

背景技術

[0002] 従来のオイルポンプは、 n (nは自然数)枚の外歯が形成されたインナーロータと、こ の外歯に嚙み合う n+ 1枚の内歯が形成されたアウターロータと、流体が吸入される 吸入ポートおよび流体が吐出される吐出ポートが形成されたケーシングとを備えてお り、インナーロータを回転させることによって外歯が内歯に嚙み合ってアウターロータ を回転させ、両ロータ間に形成される複数のセルの容積変化によって流体を吸入、 吐出するようになっている。

[0003] セルは、その回転方向前側と後側で、インナーロータの外歯とアウターロータの内 歯とがそれぞれ接触することによって個別に仕切られ、かつ両側面をケーシングによ つて仕切られており、これによつて独立した流体搬送室を構成している。そして、各セ ルは外歯と内歯との嚙み合いの過程の途中において容積が最小となった後、吸入ポ ートに沿って移動するときに容積を拡大させて流体を吸入し、容積が最大となった後 、吐出ポートに沿って移動するときに容積を減少させて流体を吐出する。

[0004] 上記のような構成を有するオイルポンプは、小型で構造が簡単であるため自動車の 潤滑油用ポンプや自動変速機用オイルポンプ等として広範隨こ利用されて 、る。 自 動車に搭載される場合、オイルポンプの駆動手段としてはエンジンのクランク軸にィ ンナーロータが直結されてエンジンの回転によって駆動されるクランク軸直結駆動が める。

[0005] 上記のようなオイルポンプにっ 、ては、ポンプが発する騒音の低減とそれに伴う機 械効率の向上を目的として、インナーロータとアウターロータとを組み合わせた状態 で嚙み合い位置から 180°回転した位置におけるインナーロータの歯先とアウター口 一タの歯先との間に適切な大きさのチップクリアランスが設定されている。 [0006] ところで、インナーロータ riとアウターロータ roの歯形を決定するために必要な条件 としては、まず、インナーロータ riについて、第 1外転円 Di，（直径 φϋΠおよび第 1 内転円 di' (直径 φ(ϋ')の転がり距離が 1周で閉じなければならない、つまり第 1外転 円 Di，および第 1内転円 di，の転がり距離力 ンナーロータ riの基礎円 bi，（直径 φ bi， )の円周に等しくなければならな 、ことから、

Η'=η·( ϋί' + άί')

となる。

[0007] 同様に、アウターロータ roについて、第 2外転円 Do' (直径 φ Do')および第 2内転 円 do' (直径 φ do')の転がり距離がアウターロータ roの基礎円 bo' (直径 φ bo')の 円周に等しくなければならな 、ことから、

bo' = (n+l)-( Do' + άο')

となる。

[0008] つぎに、インナーロータ riとアウターロータ roとが嚙み合うことから、両ロータ ri, roの 偏心量を e'として、

Όι + di' = ϋο' + άο' =2e，

となる。

[0009] 上記の各式から、

η· φ bo， = (n+ 1) · φ bi，

となり、インナーロータ riおよびアウターロータ roの歯形はこれらの条件を満たして構 成される。

[0010] ここで、クリアランス =tを、嚙み合い位置における歯溝と歯先とのチップクリアランス と、嚙み合い位置から 180° 回転した位置における歯先同士のチップクリアランスと に振り分けるために、

ϋο' = Όι +tZ2、 άο' = di'-t/2

を満たすように各外転円および内転円が構成される。

つまり、アウター側の外転円を大きくする（Φ Do' > φϋΠことにより、図 6に示すよ うに嚙み合 、位置にお!、てアウターロータ roの歯溝とインナーロータ riの歯先との間 にクリアランス tZ2が形成される一方、内転円はインナー側を大きくする（ φ di' > φ d o ' )ことにより、図 7に示すように嚙み合 、位置にぉ 、てアウターロータ roの歯先とィ ンナーロータ riの歯溝との間にクリアランス tZ2が形成される（例えば特許文献 1参照 )。さらに、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、図 6および図 7 に示すように、先端部分のクリアランス tZ2(チップクリアランス tt)だけでなぐ歯面間 のクリアランス (サイドクリアランス ts)も形成される。

[0011] 以上の関係を満たして構成されたオイルポンプロータを図 5から図 7に示す。このォ ィルポンプロータは、インナーロータ riの基礎円 bi，が φ bi， = 52. 00mm,第 1外転 円 Di，が φ ϋ = 2. 50mm、第 1内転円 di，が φ (ϋ，= 2. 70mm,歯数 n= 10、ァゥ ターロータ _roの外径力 S φ 70mm、基礎円 bo，力 S φ bo， = 57. 20mm,第 2外転円 Do ，力 φ ϋο，= 2. 56mm,第 2内転円 do，力 S φ do， = 2. 64mm,歯数（n+ l) = l l、 偏心量 e' = 2. 6mmとなっている。

[0012] このように構成されたオイルポンプロータにおいては、インナーロータの歯先の歯形 がアウターロータの歯溝の歯形より小さぐかつインナーロータの歯溝の歯形がァウタ 一ロータの歯先の歯形よりも大きくなるように両ロータが構成されて 、るので、ノ ックラ ッシュが適切な大きさに設定されるとともに、チップクリアランス ttが適切な大きさに設 定され、これによりチップクリアランス ttを小さく維持した状態で、ノ ックラッシュを大き く確保することができる。これにより、特に、オイルポンプロータに供給される油圧や、 このオイルポンプロータを駆動するトルクが安定している状態においては、インナー 側の外歯とアウター側の内歯との衝突に起因した騒音の発生を抑制することができる 特許文献 1：特開平 11-264381号公報

発明の開示

発明が解決しょうとする課題

[0013] し力しながら、このようにアウターロータの第 2外転円 Do 'および第 2内転円 do'の 直径を調節することにより、チップクリアランス tt=t/2を確保すると、図 6および図 7 に示すように、必然的にサイドクリアランス tsが大きくなつてしまうことになる。したがつ て、オイルポンプロータの静粛性について、次のような課題が残されていた。すなわ ち、オイルポンプロータに発生する油圧が微小で、かっこのオイルポンプロータを駆 動するトルクが変動した場合に、アウター側の内歯とインナー側の外歯とが衝突し、こ の際の衝突エネルギが音に変わり、この音が可聴音レベルに達して騒音となる可能 性があった。

[0014] 本発明は、このような問題点に鑑みてなされたもので、インナーロータの歯形とァゥ ターロータの歯形とを適切な形状に設定するとともに、両ロータ間のクリアランスを適 切に

設定し、これにより、オイルポンプロータに発生する油圧が微小で、かっこのオイルポ ンプロータを駆動するトルクが変動した場合においても、騒音発生を確実に抑制する ことを目的とする。

課題を解決するための手段

[0015] 前記課題を解決して、このような目的を達成するために、本発明は以下の手段を提 案している。

請求項 1に係る発明は、 n (nは自然数)枚の外歯が形成されたインナーロータと、該 外歯と嚙み合う n+ 1枚の内歯が形成されたアウターロータと、流体が吸入される吸 入ポートおよび流体が吐出される吐出ポートが形成されたケーシングとを備え、両口 一タが嚙み合って回転するときに両ロータの歯面間に形成されるセルの容積変化に より流体を吸入、吐出することによって流体を搬送するオイルポンプに用いられるオイ ルポンプロータにおいて、前記インナーロータが、その基礎円 biに外接してすべりな く転がる第 1外転円 Diによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基 礎円 biに内接してすべりなく転がる第 1内転円 diによって創成される内転サイクロイド 曲線を歯溝の歯形として形成され、前記アウターロータが、その基礎円 boに外接して すべりなく転がる第 2外転円 Doによって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯 形とし、基礎円 boに内接してすべりなく転がる第 2内転円 doによって創成される内転 サイクロイド曲線を歯先の歯形として形成されており、インナーロータの基礎円 biの直 径を φ b、第 1外転円 Diの直径を φ Di、第 1内転円 diの直径を φ di、アウターロータ の基礎円 boの直径を φ bo、第 2外転円 Doの直径を φ Do、第 2内転円 doの直径を φ do、インナーロータとアウターロータとの偏心量を eとするとき、

Η=η· ( ϋί+ άί) , ) = (η+ 1) · ( φ ϋο + φ (1ο)の関係にあり、 また、 ϋί+ άί = 2Θ,ある!/ヽ ίま φ ϋο + άο = 2θ,

かつ φ Do > φ Di, φ di > φ do, ( φ Di+ φ di)く（ φ Do + φ do)を満たしてインナ 一ロータとアウターロータとが構成されていることを特徴とする。

[0016] すなわち、インナーロータおよびアウターロータの歯形を決定するにはまず、インナ 一ロータおよびアウターロータの外転円および内転円の転がり距離が 1周で閉じなけ ればならないので、

bo = (η+ 1) · ( Do + do)

を満たさなければならな ヽ。

また、第 2外転円 Doによって形成されるアウターロータの歯溝の形状に対する第 1 外転円 Diによって形成されるインナーロータの歯先の形状、および第 1内転円 diによ つて形成されるインナーロータの歯溝の形状に対する第 2内転円 doによって形成さ れるアウターロータの歯先の形状力 嚙み合 、の過程で両ロータの歯面間に設けら れるバックラッシュを大きく確保するために、

Όο > Diゝおよび φ di > φ do

を満たさなければならない。ここで、ノ ックラッシュとは、嚙み合いの過程においてイン ナーロータの荷重の力かる歯面とは反対側の歯面とアウターロータの歯面との間に できる間隙である。

[0017] また、インナーロータとアウターロータとが嚙み合うことから、

φ Di+ φ di= 2eおよび ϋο + do = 2eのうちいずれか一方を満たさなければな らない。

さらに、本発明では、インナーロータをアウターロータの内側で良好に回転させると ともに、チップクリアランスを確保しつつ、ノ ックラッシュの大きさの適正化を図り、嚙み 合い抵抗を低減させるために、インナーロータとアウターロータとの嚙み合い位置に おいて、インナーロータの基礎円とアウターロータの基礎円とが接しないように、ァゥ ター口

ータの基礎円の径を従来より大きくしている。すなわち、

(η+ 1) · Η< η· φ Ι)ο

を満たしている。 これにより、（ φ Di+ di) < ( Do+ φ do)

が導かれる。

[0018] この発明によれば、インナーロータの外歯とアウターロータの内歯とのチップタリァラ ンスは確保されつつ、各ロータの歯面間のサイドクリアランスは従来よりも小さくなるの で、両ロータのがたつきが小さぐ静粛性の優れたオイルポンプの実現が可能になる 。特に、オイルポンプロータに発生する油圧が微小で、かっこのオイルポンプロータ を駆動するトルクが変動しても、アウター側の内歯とインナー側の外歯との衝突発生 を回避することができるので、オイルポンプロータの静粛性を確実に実現することが できる。

[0019] 請求項 2に係る発明は、請求項 1記載のオイルポンプロータにおいて、

0. 005mm≤ ( Do+ do)-( Di+ di)≤0. 070mm (mm:ミリメートル） を満たしてインナーロータとアウターロータとが構成されていることを特徴とする。

[0020] この発明によれば、 0. 005mm≤ ( φ ϋο+ φ do)— ( φ ϋί+ φ (ϋ)とすることにより、 チップクリアランスを確保しつつ、バックラッシュの大きさの適正化を図ることができ、 嚙み合い騒音の低減を図ることができるとともに、（ φ Do + φ do)-( φ Di+ φ di)≤ 0. 070mmとすることにより、機械効率の低下、異音の発生を防止することができる。 発明の効果

[0021] 本発明に係るオイルポンプロータによれば、インナーロータの外歯とアウターロータ の内歯とのクリアランスは確保され、各ロータの歯面間のサイドクリアランスは従来より も小さくなるので、両ロータのがたつきが小さぐ静粛性の優れたオイルポンプの実現 が可能になる。特に、オイルポンプロータに発生する油圧が微小で、かっこのオイル ポンプロータを駆動するトルクが変動した場合においても、騒音発生を確実に抑制す ることがでさる。

発明を実施するための最良の形態

[0022] 以下、本発明に係るオイルポンプロータの一実施形態を、図 1から図 4を参照しな がら説明する。

図 1に示すオイルポンプは、 n (nは自然数、本実施形態においては n= 10)枚の外 歯が形成されたインナーロータ 10と、各外歯と嚙み合う n+ 1 (本実施形態において は 11)枚の内歯が形成されたアウターロータ 20とを備え、これらインナーロータ 10と アウターロータ 20とがケーシング 50の内部に収納されている。

[0023] インナーロータ 10,アウターロータ 20の歯面間には、両ロータ 10, 20の回転方向 に沿ってセル Cが複数形成されている。各セル Cは、両ロータ 10, 20の回転方向前 側と後側で、インナーロータ 10の外歯 11とアウターロータ 20の内歯 21とがそれぞれ 接触することによって個別に仕切られ、かつ両側面をケーシング 50によって仕切られ ており、これによつて独立した流体搬送室を形成している。そして、セル Cは両ロータ 10, 20の回転に伴って回転移動し、 1回転を 1周期として容積の増大、減少を繰り返 すようになっている。

[0024] インナーロータ 10は、回転軸に取り付けられて軸心 Oiを中心として回転可能に支 持されており、インナーロータ 10の基礎円 biに外接してすべりなく転がる第 1外転円 D

iによって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円 biに内接してす ベりなく転がる第 1内転円 diによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形と して形成されている。

[0025] アウターロータ 20は、軸心 Ooをインナーロータ 10の軸心 Oiに対して偏心（偏心量 ： e)させて配置され、軸心 Ooを中心としてケーシング 50の内部に回転可能に支持さ れており、アウターロータ 20の基礎円 boに外接してすべりなく転がる第 2外転円 Do によって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円 boに内接してす ベりなく転がる第 2内転円 doによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形 として形成されている。

[0026] インナーロータ 10の基礎円 biの直径を φ bi、第 1外転円 Diの直径を φ Di、第 1内 転円 diの直径を φ di、アウターロータ 20の基礎円 boの直径を φ bo、第 2外転円 Do の直径を φ Do、第 2内転円 doの直径を φ doとするとき、インナーロータ 10とアウター ロータ 20との間には以下の関係式が成り立つ。なお、ここでは寸法単位を mm (ミリメ 一トル）とする。

[0027] まず、インナーロータ 10について、第 1外転円 Diおよび第 1内転円 diの転がり距離 力 周で閉じなければならない。つまり、第 1外転円 Diおよび第 1内転円 diの転がり距 離が基礎円 biの円周に等しくなければならな 、ことから、

π · φ Η = η· π · ( φ Di+ φ di)

すなわち、 φ =η· (()Di+ φ(ϋ) -"(la)

同様に、アウターロータ 20について、第 2外転円 Doおよび第 2内転円 doの転がり 距離が基礎円 boの円周に等しくなければならな 、ことから、

π · bo=、n+ 1J · π · ( φ Do+ φ do)

すなわち、 φ!)ο=(η+1) · (φϋο+ φ(1ο) "'(lb)

[0028] また、第 2外転円 Doによって形成されるアウターロータの歯溝の形状に対する第 1 外転円 Diによって形成されるインナーロータの歯先の形状、および第 1内転円 diによ つて形成されるインナーロータの歯溝の形状に対する第 2内転円 doによって形成さ れるアウターロータの歯先の形状力 嚙み合 、の過程で両ロータの歯面間に設けら れるバックラッシュを大きく確保するために、

φΌο> φ Diゝおよび φ di> φ do

を満たさなければならない。ここで、ノ ックラッシュとは、嚙み合いの過程においてイン ナーロータの荷重の力かる歯面とは反対側の歯面とアウターロータの歯面との間に できる間隙である。

[0029] また、インナーロータとアウターロータとが嚙み合うことから、

φ Di+ φ di=2eおよび ϋο+ do = 2eのうちいずれか一方を満たさなければな らない。

さらに、本発明では、インナーロータ 10をアウターロータ 20の内側で良好に回転さ せるとともに、チップクリアランスを確保しつつ、ノ ックラッシュの大きさの適正化を図り 、嚙み合い抵抗を低減させるために、インナーロータ 10とアウターロータ 20の嚙み合 い位置において、インナーロータ 10の基礎円 biとアウターロータ 20の基礎円 boとが 接しないように、アウターロータ 20の基礎円 boの径を大きくしている。すなわち、

(η+1) · Η<η· φΙ)ο

を満たす。

この式と、式（la)および（lb)と力ら、

( φ Di+ di)< ( Do+ φ do) が得られる。なお、前述した嚙み合い位置とは、図 2に示すように、アウター側の内歯 21の歯先と、インナー側の外歯 11の歯溝とが正対したときの位置をいう。

[0030] ただし、

0. 005mm≤ ( φ D + φ do)— ( φ Di+ φ di)≤0. 070mm (mm:ミリメートル）

- de)

を満たしてインナーロータ 10とアウターロータ 20とが構成されている（以下、（φ ϋο + άο)-( ϋί+ φ (ϋ)を単に Αという）。

[0031] なお、本実施形態においては、以上の関係を満たして構成されたインナーロータ 1 0 (基礎円 bi力 S <i) bi=65. 00mm、第 1外転円 Diが φ ϋί= 3. 90mm、第 1内転円 di が φ (ϋ= 2. 60mm,歯数 n= 10)およびアウターロータ 20 (外径が φ 87. 0mm、基 礎円 bo力 S () bo = 71. 599mm,第 2外転円 Do力 S φ Do = 3. 9135mm,第 2内転円 do力 φ (1ο = 2. 5955mm)力 S、偏心量 e = 3. 25mmで組み合わされてオイルポンプ ロータを構成している。なお、本実施形態においては、両ロータの歯幅（回転軸方向 の大きさ）は 10mmに設定されている。また、第 1外転円 Diが φ Di= 3. 90mm,第 1 内転円 di力 φ (ϋ= 2. 60mm,第 2外転円 Do力 S φ Do = 3. 9135mm,第 2内転円 do 力 ^ φ (1ο = 2. 5955mmとされており、これにより、 A=0. 009mmとされて!/ヽる（図 2参 照)。

[0032] ケーシング 50には、両ロータ 10, 20の歯面間に形成されるセル Cのうち、容積が増 大過程にあるセル Cに沿って円弧状の吸入ポート（図示せず）が形成されているととも に、容積が減少過程にあるセル Cに沿って円弧状の吐出ポート（図示せず）が形成さ れている。

[0033] セル Cは、外歯 11と内歯 21との嚙み合いの過程の途中において容積が最小となつ た後、吸入ポートに沿って移動するときに容積を拡大させて流体を吸入し、容積が最 大となった後、吐出ポートに沿って移動するときに容積を減少させて流体を吐出する ようになっている。

[0034] なお、 Aが小さすぎると、チップクリアランスおよびバックラッシュの大きさの適正化を 図ることができず、インナー側の外歯 11とアウター側の内歯 21との嚙み合い騒音の 低減ィ匕を図ることができな 、。 一方、 Aが大きすぎると、インナー側の外歯 11とアウター側の内歯 21の歯丈 (基礎 円の法線方向の歯の大きさ）の差や、厚さ（基礎円の周方向の歯の大きさ）の差の適 正化を図ることができず、オイルポンプロータの回転中に、ノ ックラッシュがなくなる部 分が生ずる場合がある。この場合、オイルポンプロータの良好な回転を実現できず、 機械効率の低下や外歯 11と内歯 21との衝突による異音発生を招来することになる。 そこで、 Aは、 0. 005mm≤A≤0. 070mmを満たす範囲とすることが好ましぐ本 実施形態では最も好適な 0. 009mmとしている。

[0035] 以上のように構成されたオイルポンプロータにおいては、アウターロータ 20の歯先 の歯形力 Sインナーロータ 10の歯溝の歯形とほぼ等しくなる。これにより、図 2に示すよ うに、チップクリアランス ttは従来と同様に確保されたまま、サイドクリアランス tsが小さ くなるので、回転時に両ロータ 10, 20が互いに受ける衝撃が小さくなる。したがって、 特に、オイルポンプロータに発生する油圧が微小で、かっこのオイルポンプロータを 駆動するトルクが変動しても、アウター側の内歯 21とインナー側の外歯 11との衝突 発生を回避することができるので、オイルポンプロータの静粛性を確実に実現するこ とができる。また、嚙み合い時の圧力方向が歯面に対して直角となるので、両ロータ 1 0, 20間のトルク伝達が滑りなく高効率に行われ、摺動抵抗による発熱や騒音が低減 されてい

る。

[0036] 図 3に、従来技術によるオイルポンプロータにおけるインナーロータの回転角度位 置ごとのバックラッシュ（図 3における破線）と、本実施形態によるオイルポンプロータ におけるインナーロータの回転角度位置ごとのバックラッシュ（図 3における実線）とを 比較するグラフを示す。このグラフから、本実施形態によるオイルポンプロータは、前 記嚙み合い位置と、セル Cの容積が増大および減少する過程とにおいては、従来よ りもバックラッシュを小さくすることができ、また、セル Cの容積が最大となる位置にお いては、従来と同等のバックラッシュとすることができることがわかる。したがって、後 者の場合、容積が最大となるときのセル Cの液密性を確保することができ、搬送効率 は従来と同等に維持できることがわかる。なお、図 3に、インナーロータの回転角が 0 。 力ら 180° までのバックラッシュしか記載していないのは、 180° 力ら 360° (0° ) までは、図 3に示す 180° 力も 0° までのバックラッシュの変化と同様であるため記載 を省略したものである。

また、図 4に、従来技術によるオイルポンプロータを用いた場合に発生する騒音と、 本実施形態によるオイルポンプロータを用いた場合に発生する騒音とを比較するグ ラフを示す。このグラフから、本実施形態によるオイルポンプロータは、図 3に示すよう に、嚙み合い位置と、セル Cの容積が増大および減少する過程とにおいては、従来 よりもバックラッシュが小さくなるので、従来よりも騒音を小さくし、静粛性の向上を図る ことができたことがわかる。

[0037] なお、本発明の技術的範囲は前記実施の形態に限定されるものではなぐ本発明 の趣旨を逸脱しない範囲において種々の変更をカ卩えることが可能である。

産業上の利用可能性

[0038] インナーロータの歯形とアウターロータの歯形とを適切な形状に設定するとともに、 両ロータ間の間隙を適切に設定し、これにより、オイルポンプロータに発生する油圧 が微小で、かっこのオイルポンプロータを駆動するトルクが変動した場合にぉ ヽても 、騒音発生を確実に抑制する。

図面の簡単な説明

[0039] [図 1]本発明に係る一実施形態において、オイルポンプを示す平面図である。

[図 2]図 1に示すオイルポンプの嚙み合い部分を示す II部拡大図である。

[図 3]図 1に示すオイルポンプのバックラッシュと、従来のオイルポンプのバックラッシ ュとの比較を示すグラフである。

[図 4]図 1に示すオイルポンプによる騒音と従来のオイルポンプによる騒音との比較を 示すグラフである。

[図 5]従来のオイルポンプロータを示す図であって、インナーロータとアウターロータと 1S Η=η· ( ϋί+ φ(ϋ)、 (f)ho= (η+1) · (φΌο+ φ do) φΌί+ 0di=2e、あ るいは φϋο+ φ(1ο = 2ΘφΟο> ()Di φ di> φ doを満たし、さらに、 （φϋο+ φ do)— ( φ Di+ φ di) =0.009mmに設定されて構成されたオイルポンプを示す平面 図である。

[図 6]図 5に示すオイルポンプの嚙み合い部分を示す V部拡大図である。 [図 7]図 5に示すオイルポンプの嚙み合い部分を示し、アウターロータの歯先とインナ 一ロータの歯溝とが嚙み合う状態を示す拡大図である。

符号の説明

10 インナーロータ

11 外歯

20 アウターロータ

21 内歯

50 ケーシング

Di インナーロータの外転円（第 1外転円）

Do アウターロータの外転円（第 2外転円）

di インナーロータの内転円（第 1内転円）

do アウターロータの内転円（第 2内転円）

C セル

bi インナーロータの基礎円

bo アウターロータの基礎円

Oi インナーロータの軸心

Oo アウターロータの軸心

Claims

請求の範囲

[1] n(nは自然数)枚の外歯が形成されたインナーロータと、該外歯と嚙み合う n+1枚 の内歯が形成されたアウターロータと、流体が吸入される吸入ポートおよび流体が吐 出される吐出ポートが形成されたケーシングとを備え、両ロータが嚙み合って回転す るときに両ロータの歯面間に形成されるセルの容積変化により流体を吸入、吐出する ことによって流体を搬送するオイルポンプに用いられるオイルポンプロータにおいて、 前記インナーロータが、その基礎円 biに外接してすべりなく転がる第 1外転円 Diに よって創成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎円 biに内接してすべり なく転がる第 1内転円 diによって創成される内転サイクロイド曲線を歯溝の歯形として 形成され、

前記アウターロータが、その基礎円 boに外接してすべりなく転がる第 2外転円 Doに よって創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基礎円 boに内接してすべ りなく転がる第 2内転円 doによって創成される内転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし て形成されており、

インナーロータの基礎円 biの直径を φ b、第 1外転円 Diの直径を φ Di、第 1内転円 diの直径を φ di、アウターロータの基礎円 boの直径を φ bo、第 2外転円 Doの直径を φ Do、第 2内転円 doの直径を φ do、インナーロータとアウターロータとの偏心量を e とするとさ、

Η=η· ( ϋί+ άί), ) =(η+1)·(φϋο+ φ(1ο)の関係にあり、 また、 ϋί+

ある!/ヽ ίま φϋο+ άο = 2θ,

かつ φ Do> φ Di, φ di> φ do, ( φ Di+ φ di)く（ φ Do+ φ do)を満たしてインナ 一ロータとアウターロータとが構成されていることを特徴とするオイルポンプロータ。

[2] 請求項 1記載のオイルポンプロータにぉ 、て、

0.005mm≤ ( Do+ do)-( Di+ di)≤0.070mm (mm:ミリメートル） を満たしてインナーロータとアウターロータとが構成されていることを特徴とするオイル ポンプロータ。