WO2013089203A1 - オイルポンプロータ - Google Patents

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WO2013089203A1
WO2013089203A1 PCT/JP2012/082423 JP2012082423W WO2013089203A1 WO 2013089203 A1 WO2013089203 A1 WO 2013089203A1 JP 2012082423 W JP2012082423 W JP 2012082423W WO 2013089203 A1 WO2013089203 A1 WO 2013089203A1
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φdo
φdi
rotor
tooth
circle
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PCT/JP2012/082423
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English (en)
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Inventor
塩谷　篤司
永一郎 新妻
Original Assignee
株式会社ダイヤメット
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/102—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member the two members rotating simultaneously around their respective axes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/082—Details specially related to intermeshing engagement type machines or pumps
    • F04C2/084—Toothed wheels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/12—Vibration
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2270/00—Control; Monitoring or safety arrangements
    • F04C2270/17—Tolerance; Play; Gap

Definitions

  • the present invention relates to an oil pump rotor that sucks and discharges fluid by changing the volume of a cell formed between an inner rotor and an outer rotor.
  • a conventional oil pump includes an inner rotor formed with n (n is a natural number) external teeth, an outer rotor formed with n + 1 internal teeth that mesh with the external teeth, a suction port through which fluid is sucked, and A casing formed with a discharge port through which fluid is discharged, and by rotating the inner rotor, the outer teeth mesh with the inner teeth to rotate the outer rotor, and a plurality of cells formed between the rotors. Fluid is sucked and discharged by changing the volume.
  • the cells are individually partitioned by the contact between the outer teeth of the inner rotor and the inner teeth of the outer rotor on the front side and the rear side in the rotation direction, and both sides are partitioned by the casing.
  • a fluid transfer chamber is configured. Then, after the volume of each cell is minimized during the process of meshing between the external teeth and the internal teeth, the volume is expanded when moving along the suction port, and the volume is maximized. After that, when moving along the discharge port, the volume is reduced and the fluid is discharged.
  • the oil pump having the above-described configuration is small and simple in structure, it is widely used as a lubricating oil pump for automobiles, an oil pump for automatic transmissions, and the like.
  • the oil pump When installed in an automobile, the oil pump is driven by a crankshaft directly connected to the crankshaft of the engine and driven by the rotation of the engine or directly driven by an inner rotor connected to the electric motor.
  • the teeth of the inner rotor at a position rotated 180 ° from the meshing position in a state where the inner rotor and the outer rotor are combined in order to reduce the noise generated by the pump and to improve the mechanical efficiency associated therewith.
  • a chip clearance of an appropriate size is set between the tip and the tooth tip of the outer rotor.
  • the rolling distance between the second abduction circle Do ′ (diameter ⁇ Do ′) and the second inversion circle do ′ (diameter ⁇ do ′) is the basic circle bo ′ (diameter ⁇ bo ′) of the outer rotor ro.
  • ⁇ bo ′ (n + 1) ⁇ ( ⁇ Do ′ + ⁇ do ′) It becomes.
  • FIG. 13 to FIG. 15 show an oil pump rotor of Conventional Example 1 configured to satisfy the above relationship.
  • the number of teeth n 7
  • the outer diameter of the outer rotor ro is ⁇ 65 mm
  • the second addendum circle do 'Is ⁇ do' 2.737 mm
  • the number of teeth (n + 1) 8
  • the amount of eccentricity e ′ 3.2 mm.
  • the tooth profile of the tooth tip of the inner rotor is smaller than the tooth profile of the tooth groove of the outer rotor, and the tooth profile of the tooth groove of the inner rotor. Since both rotors are configured to be larger than the tooth profile of the outer rotor tooth tip, the backlash is set to an appropriate size and the tip clearance tt is set to an appropriate size. A large backlash can be secured with the tip clearance tt kept small. As a result, particularly when the hydraulic pressure supplied to the oil pump rotor and the torque for driving the oil pump rotor are stable, noise caused by the collision between the outer teeth on the inner side and the inner teeth on the outer side Can be suppressed.
  • this oil pump rotor has n (n is a natural number) external teeth 11.
  • the casing 50 formed with a suction port for sucking fluid and a discharge port for discharging fluid.
  • an oil pump that conveys fluid by sucking and discharging fluid by changing the volume of cells formed between the tooth surfaces of both rotors 10, 20 when both rotors 10, 20 rotate together.
  • An abduction cycloid curve created by a first abduction circle Di circumscribing the base circle bi and slipping without slipping is defined as the tooth profile of the tooth tip
  • An inversion cycloid curve created by a first inversion circle di that is inscribed in the corner circle bi and rolls without slipping is formed as a tooth profile of the tooth gap
  • the outer rotor 20 is inscribed in the foundation circle bo and rolls without slipping.
  • the abduction cycloid curve created by the second abduction circle Do is used as the tooth profile of the tooth gap
  • the addendum cycloid curve created by the second abduction circle do that is inscribed in the basic circle bo and does not slide is used.
  • the diameter of the base circle bi of the inner rotor 10 is ⁇ bi
  • the diameter of the first abduction circle Di is ⁇ Di
  • the diameter of the first addendum circle di is ⁇ di
  • the diameter of the base circle bo of the outer rotor 20 is
  • the diameter of the second abduction circle do is ⁇ do
  • the amount of eccentricity between the inner rotor 10 and the outer rotor 20 is e
  • ⁇ bi n ⁇ ( ⁇ Di + di)
  • ⁇ bo (n + 1) ⁇ ( ⁇ Do + ⁇ do)
  • ⁇ Di + ⁇ di 2e
  • ⁇ Do + ⁇ do 2e
  • FIG. 9 to 12 are drawings showing the relationship between the rotation angle of the inner rotor 10 and the interdental gap in the oil pump rotor of the conventional example 2.
  • the inter-tooth gap means a clearance in the rotation direction of the outer teeth between the inner teeth 21 of the outer rotor 20 and the outer teeth 11 of the inner rotor 10 during rotation driving.
  • III, and VI indicate the relationship between the interdental gap and the rotation angle ⁇ of the inner rotor 10
  • the rotation angle ⁇ indicates the angle corresponding to one tooth of the inner rotor 10.
  • the position of I is a position where the tooth groove of the outer rotor 20 and the tooth tip of the inner rotor 10 mesh.
  • the interdental gap at the position I becomes slightly constant, and then slightly. Since the gap between the teeth increases to reach the “meshing change point”, the outer rotor 20 is “slightly decelerated” in which the rotational speed slightly decreases on the left side of the “meshing change point” in the drawing. . On the other hand, the inter-tooth gap decreases until the inclination of the change between the tooth gaps at the position of VI from the “meshing switching point” toward the right side in the drawing becomes zero. It turns out that the rotation of the outer rotor 20 increases from the slight deceleration before and after the “meshing switching point” in this way. There is a concern that vibration noise is generated by switching to high speed.
  • the present invention can set the tooth profile of the inner rotor and the tooth profile of the outer rotor to an appropriate shape, and can keep the minimum inter-tooth gap between the two rotors constant, thereby improving quietness and capacity.
  • An object of the present invention is to provide an oil pump rotor capable of improving efficiency.
  • the minimum interdental gap means the closest approach gap between the outer teeth 11 of the inner rotor and the inner teeth 21 of the outer rotor regardless of the rotation direction.
  • the invention of claim 1 includes an inner rotor in which n (n is a natural number) external teeth are formed, an outer rotor in which n + 1 internal teeth meshing with the external teeth are formed, and a suction port through which fluid is sucked And a casing formed with a discharge port through which fluid is discharged, and the fluid is sucked and discharged by the volume change of the cell formed between the tooth surfaces of both rotors when both rotors mesh and rotate.
  • n is a natural number
  • the inner rotor has an abduction cycloid curve created by a first abduction circle Di that circumscribes the base circle bi and rolls without slipping, and has a tooth shape at the tip of the tooth, and is inscribed in the base circle bi and rolls without slipping.
  • An adduction cycloid curve created by the rolling circle di is formed as a tooth profile of the tooth gap,
  • the outer rotor has a tooth shape of an abduction cycloid curve created by a second abduction circle Do that circumscribes the base circle bo and rolls without slipping, and is inscribed in the base circle bo and rolls without slipping.
  • An addendum cycloid curve created by the rolling circle do is formed as the tooth profile of the tooth tip,
  • the diameter of the base circle bi of the inner rotor is ⁇ bi
  • the diameter of the first abduction circle Di is ⁇ Di
  • the diameter of the first addendum circle di is ⁇ di
  • the diameter of the base circle bo of the outer rotor is ⁇ bo
  • the second abduction circle Do ⁇ Do the diameter of the second inversion circle do is ⁇ do
  • the eccentricity between the inner rotor and the outer rotor is e
  • ⁇ bi n ⁇ ( ⁇ Di + ⁇ di)
  • ⁇ bo (n + 1) ⁇ ( ⁇ Do + ⁇ do)
  • ⁇ Di + ⁇ di 2e
  • ⁇ Do + ⁇ do 2e
  • an oil pump rotor in which an inner rotor and an outer rotor are configured to satisfy ⁇ Do> ⁇ Di, ⁇ di> ⁇ do, ( ⁇ Di + ⁇ di) ⁇ ( ⁇ Do + ⁇ do),
  • the deviation between the minimum tooth gap between the outer teeth of the inner rotor and the inner teeth of the outer rotor is set to 10 ⁇ m or less at all positions where the outer teeth of the inner rotor and the inner teeth of the outer rotor are close to each other. It is characterized by that.
  • the invention of claim 3 is characterized in that a deviation between the minimum tooth gaps is set to 5 ⁇ m or less.
  • the invention of claim 4 is characterized in that the minimum interdental gap is 35 ⁇ m to 45 ⁇ m.
  • the invention of claim 5 is characterized in that the minimum interdental gap is 37.5 ⁇ m to 42.5 ⁇ m.
  • the displacement speed between the tooth gaps before and after the mesh switching can be synchronized, and the gap between the mesh teeth can be made substantially uniform.
  • the liquid tightness is improved by reducing the minimum interdental gap at the maximum position of the cell C. Even in such a case, the minimum interdental gap at other positions is not reduced, and interference between teeth can be prevented and noise can be suppressed.
  • FIG. 1 It is a top view of the oil pump rotor which shows Example 1 of this invention. It is an enlarged view which shows the meshing part of the oil pump rotor of FIG. 1 same as the above. It is a top view of the oil pump rotor which shows the position between minimum tooth gaps same as the above. It is a graph which shows the relationship between the rotor rotational speed and sound pressure in the oil pump of this invention, and the oil pump of the prior art example 2.
  • FIG. It is a graph which shows the comparison between the minimum tooth gap of the oil pump rotor of this invention, and the oil pump rotor of the prior art examples 1 and 2. It is a graph which shows the relationship between the minimum interdental gap and the rotation angle of an inner rotor same as the above.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the interdental gap and the rotation angle of the inner rotor, and the displacement speed between the interdental gaps is indicated by arrows.
  • FIG. 5 is a graph showing the relationship between the interdental gap and the rotation angle of the inner rotor, and illustrates the range of fine deceleration, acceleration and fine deceleration of the outer rotor.
  • FIG. 6 is a graph showing the relationship between the interdental gap and the rotation angle of the inner rotor, and shows the meshing section between I and VI. It is a top view which shows the oil pump rotor of the prior art example 1. It is an enlarged view which shows the meshing part of the oil pump of FIG. 13 same as the above. It is an enlarged view which shows the meshing part of an oil pump same as the above, and the state which the tooth tip of an outer rotor and the tooth space of an inner rotor mesh.
  • an outer rotor 20 formed with inner teeth is provided, and the inner rotor 10 and the outer rotor 20 are accommodated in the casing 50.
  • a plurality of cells C are formed between the tooth surfaces of the inner rotor 10 and the outer rotor 20 along the rotational direction of the rotors 10 and 20.
  • Each cell C is individually partitioned by the contact between the outer teeth 11 of the inner rotor 10 and the inner teeth 21 of the outer rotor 20 on the front and rear sides in the rotational direction of the rotors 10 and 20, respectively. It is partitioned by a casing 50, thereby forming an independent fluid transfer chamber.
  • the cell C rotates and moves with the rotation of the rotors 10 and 20, and repeats the increase and decrease in volume with one rotation as one cycle.
  • the inner rotor 10 is attached to a rotating shaft and is supported so as to be rotatable about an axis Oi.
  • the inner rotor 10 is formed by a first abduction circle Di that circumscribes the basic circle bi of the inner rotor 10 and rolls without sliding.
  • An inversion cycloid curve formed by a first addendum circle di inscribed in the base circle bi and slipping without slipping is formed as a tooth profile of the tooth gap.
  • the outer rotor 20 is arranged with the axis Oo eccentrically (eccentric amount: e) with respect to the axis Oi of the inner rotor 10, and is rotatably supported in the casing 50 around the axis Oo.
  • An abduction cycloid curve created by a second abduction circle Do circumscribing the base circle bo of the outer rotor 20 without slipping is a tooth profile of the tooth groove, and a second inversion circle inscribed in the base circle bo and rolling without slipping.
  • the adductor cycloid curve created by do is formed as the tooth profile of the tooth tip.
  • the diameter of the basic circle bi of the inner rotor 10 is ⁇ bi
  • the diameter of the first abduction circle Di is ⁇ Di
  • the diameter of the first inversion circle di is ⁇ di
  • the diameter of the basic circle bo of the outer rotor 20 is ⁇ bo
  • the second abduction When the diameter of the circle Do is ⁇ Do and the diameter of the second inversion circle do is ⁇ do, the following relational expression holds between the inner rotor 10 and the outer rotor 20.
  • the unit of dimension is mm (millimeter).
  • the inner rotor 10 can be rotated well inside the outer rotor 20, and the back rotor size can be optimized and the meshing resistance can be reduced while ensuring the tip clearance.
  • the diameter of the base circle bo of the outer rotor 20 is increased so that the base circle bi of the inner rotor 10 and the base circle bo of the outer rotor 20 do not come into contact with each other at the meshing position of the outer rotor 20. That is, (N + 1) ⁇ ⁇ bi ⁇ n ⁇ ⁇ bo Meet. From this formula and formulas (Ia) and (Ib): ( ⁇ Di + ⁇ di) ⁇ ( ⁇ Do + ⁇ do) Is obtained.
  • the inner rotor 10 and the outer rotor 20 are configured (hereinafter, ( ⁇ Do + ⁇ do) ⁇ ( ⁇ Di + ⁇ di) is referred to as a difference in tooth height between the inner teeth 21 of the outer rotor 20 and the outer teeth 11 of the inner rotor 10).
  • the unit of “clearance t” is mm (millimeter) in (Formula Ic).
  • the tooth height is the size of the tooth in the normal direction of the base circle.
  • the minimum inter-tooth gap ts between the inner teeth 21 of the outer rotor 20 and the outer teeth 11 of the inner rotor 10 at the meshing position (the lowermost part in FIG. 21 and side clearances provided on both sides of the outer teeth 11 in the rotational direction.
  • the smaller gap will be referred to as a minimum gap between teeth.
  • FIG. 3 shows the position of the minimum interdental gap ts.
  • the minimum interdental gap ts at all positions is set to 40 ⁇ m, and the deviation of the minimum interdental gap ts with respect to this set value is within a range of 10 ⁇ m, preferably 5 ⁇ m or less. It is composed.
  • the minimum interdental gap ts at all positions is preferably within the range of 5 ⁇ m or less with respect to the set minimum interdental gap ts.
  • the tooth width (size in the rotation axis direction) of both rotors is set to 13.2 mm.
  • the difference in tooth height is set to 0.005 mm.
  • the value of (Formula Ic) is 0.5.
  • the minimum interdental gap ts is approximately 1 ⁇ 2 of the clearance t, and the deviation is within 5 ⁇ m.
  • the casing 50 is formed with an arc-shaped suction port (not shown) along the cell C whose volume is increasing among the cells C formed between the tooth surfaces of the rotors 10 and 20.
  • An arc-shaped discharge port (not shown) is formed along the cell C whose volume is decreasing.
  • the cell C has a minimum volume during the process of meshing between the outer teeth 11 and the inner teeth 21, and then expands the volume when moving along the suction port to suck in the fluid. Then, when moving along the discharge port, the volume is reduced and the fluid is discharged.
  • Forma Ic indicates a value obtained by multiplying the difference in tooth height by the number of teeth n of the inner rotor 10 or the number of teeth of the outer rotor 20 (n + 1) and dividing by the clearance t.
  • the range in which the variation in the minimum interdental gap ts can be reduced while ts can be set small, and when the number of teeth n increases, it is necessary to reduce the difference in tooth height.
  • the number of teeth n decreases, it is necessary to increase the difference in tooth height, and the difference in tooth height that varies with the increase or decrease in the number of teeth n and the clearance t are defined within a predetermined range of a proportional relationship.
  • FIG. 5 shows an interdental gap (broken line in FIG. 5) for each rotation angle position of the inner rotor in the oil pump rotor according to the prior art 1 (Patent Document 1) and an inner portion in the oil pump rotor according to the conventional product 2 (Patent Document 2).
  • the conventional technology has a problem of tooth interference due to tooth profile variation in a small region between the tooth gaps, but the developed product has an appropriate inter-tooth gap, which can be avoided. It becomes easy and smooth rotation can be realized.
  • FIG. 5 only the interdental clearance in which the rotation angle of the inner rotor is 0 ° to 180 ° is shown. The range from 180 ° to 360 ° (0 °) is 180 ° to 0 ° shown in FIG. The description is omitted because it is the same as the change between the tooth gaps up to °.
  • FIG. 6 is a graph in which the graphs of FIGS. 9 to 12 shown in the conventional example are applied to the “invention product”, and the displacement speeds are synchronized as indicated by the marks YI and YVI in FIG. ,
  • the meshing of the VI position starts smoothly, the tooth contact noise can be suppressed, and the difference between the tooth gaps at the I position and the VI position after the "meshing switching point" It is slight (within 5 ⁇ m deviation, 1 to 3 ⁇ m in the figure), the meshing rate is improved, the meshing mechanical noise can be suppressed, and the outer rotor 20 is not accelerated or decelerated. As a whole, the quietness can be improved.
  • FIG. 4 shows the relationship between the rotational speed of the rotor and the sound pressure in the oil pump of the present invention and the conventional oil pump, and it can be seen that the inventive product improves the silence.
  • the inner rotor has an abduction cycloid curve created by a first abduction circle Di that circumscribes the base circle bi and rolls without slipping, and has a tooth shape at the tip of the tooth, and is inscribed in the base circle bi and rolls without slipping.
  • An adduction cycloid curve created by the rolling circle di is formed as a tooth profile of the tooth gap,
  • the outer rotor has a tooth shape of an abduction cycloid curve created by a second abduction circle Do that circumscribes the base circle bo and rolls without slipping, and is inscribed in the base circle bo and rolls without slipping.
  • An addendum cycloid curve created by the rolling circle do is formed as the tooth profile of the tooth tip,
  • the diameter of the base circle bi of the inner rotor is ⁇ bi
  • the diameter of the first abduction circle Di is ⁇ Di
  • the diameter of the first addendum circle di is ⁇ di
  • the diameter of the base circle bo of the outer rotor is ⁇ bo
  • the second abduction circle Do ⁇ Do the diameter of the second inversion circle do is ⁇ do
  • the eccentricity between the inner rotor and the outer rotor is e
  • ⁇ bi n ⁇ ( ⁇ Di + ⁇ di)
  • ⁇ bo (n + 1) ⁇ ( ⁇ Do + ⁇ do)
  • ⁇ Di + ⁇ di 2e
  • ⁇ Do + ⁇ do 2e
  • the inner rotor and outer rotor are configured to satisfy the above requirements, it is possible to realize an oil pump that is excellent in quietness.
  • the minimum inter-tooth gap ts can be made uniform, the meshing tooth switching point It is possible to achieve the quietness of the oil pump rotor by suppressing the occurrence of tooth contact noise, vibration noise, and meshing mechanical noise, and to improve the cell sealing performance and volume efficiency. it can.
  • the deviation of the minimum interdental gap ts is set to fall within a range of 10 ⁇ m, preferably 5 ⁇ m or less.
  • the clearance t between the inner rotor and each inter-tooth gap ts is made constant with a deviation of 10 ⁇ m, preferably with a deviation of 5 ⁇ m or less.
  • the minimum inter-tooth gap ts which is an appropriate gap amount, can be secured in the meshing portion, so that variations in component accuracy are absorbed and interference between the external teeth 11 and the internal teeth 21 is avoided. Smooth rotation can be easily obtained, and the mechanical efficiency is improved.
  • the minimum interdental gap ts is pressed small, for example, the minimum interdental gap ts is 35 ⁇ m to 45 ⁇ m, preferably 37.5 ⁇ m to 42.5 ⁇ m. Sealing property between the internal teeth 21 and external teeth 11 at the maximum cell volume position increases in Rukoto, it is possible to improve the volumetric efficiency.
  • this invention is not limited to the said embodiment, A various deformation
  • Inner rotor 11 Outer teeth 20 Outer roller 21 Inner teeth 50
  • Outer rotor abduction circle (second abduction circle) di Inner rotor inner circle (first inner circle) do inner circle of the outer rotor (second inner circle)

Abstract

【課題】清音性の向上と容積効率の向上を図ることができるオイルポンプロータを提供する。 【解決手段】インナーロータの基礎円ｂｉの直径をφｂｉ、第１外転円Ｄｉの直径をφＤｉ、第１内転円ｄｉの直径をφｄｉ、アウターロータの基礎円ｂｏの直径をφｂｏ、第２外転円Ｄｏの直径をφＤｏ、第２内転円ｄｏの直径をφｄｏ、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、φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ），φｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）、また、φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅ、あるいはφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅ、かつφＤｏ＞φＤｉ，φｄｉ＞φｄｏを満たし、インナーロータとアウターロータのクリアランスをｔとするとき、φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅの場合は、０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－(φＤｉ＋φｄｉ））・（ｎ＋１）／ｔ≦０．６又は、φＤｏ＋φｄｏ＝２ｅの場合は、０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－(φＤｉ＋φｄｉ））・ｎ／ｔ≦０．６とする。

Description

オイルポンプロータ
　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って流体を吸入、吐出するオイルポンプロータに関するものである。
　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、この外歯に噛み合う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噛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。
　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って仕切られており、これによっ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噛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。
　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囲に利用されている。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イ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や電動モータにインナーロータが直結されて駆動される場合等がある。
　上記のようなオイルポンプについては、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噛み合い位置から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ロー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。
　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φＤｉ’）および第１内転円ｄｉ’（直径φｄｉ’）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’の転がり距離がインナーロータｒｉの基礎円ｂｉ’（直径φｂｉ’）の円周に等しくなければならないことから、
　φｂｉ’＝ｎ・（φＤｉ’＋φｄｉ’）
となる。
　同様に、アウターロータｒｏについて、第２外転円Ｄｏ’（直径φＤｏ’）および第２内転円ｄｏ’（直径φｄｏ’）の転がり距離がアウターロータｒｏの基礎円ｂｏ’（直径φｂｏ’）の円周に等しくなければならないことから、
　φｂｏ’＝（ｎ＋１）・（φＤｏ’＋φｄｏ’）
となる。
　つぎに、インナーロータｒｉとアウターロータｒｏとが噛み合うことから、両ロータｒｉ，ｒｏの偏心量をｅ’として、
　φＤｉ’＋φｄｉ’＝φＤｏ’＋φｄｏ’＝２ｅ’
となる。
　上記の各式から、
　ｎ・φｂｏ’＝（ｎ＋１）・φｂｉ’
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。
　ここで
　φＤｏ’＝φＤｉ’＋ｔ／２、φｄｏ’＝φｄｉ’－ｔ／２
（ｔ：インナーロータｒｉの外歯とアウターロータｒｏの内歯のクリアランス）を満たすことで、図１４、図１５に示すように先端部分のクリアランスｔ／２（チップクリアランスｔｔ）だけでなく、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。
　以上の関係を満たして構成された従来例１のオイルポンプロータを図１３から図１５に示す。このオイルポンプロータは、インナーロータｒｉの基礎円ｂｉ’がφｂｉ’＝４４．８０ｍｍ、第１外転円Ｄｉ’がφＤｉ’＝３．６０ｍｍ、第１内転円ｄｉ’がφｄｉ’＝２．８０ｍｍ、歯数ｎ＝７、アウターロータｒｏの外径がφ６５ｍｍ、基礎円ｂｏ’がφｂｏ’＝５１．２０ｍｍ、第２外転円Ｄｏ’がφＤｏ’＝３．６６３ｍｍ、第２内転円ｄｏ’がφｄｏ’＝２．７３７ｍｍ、歯数（ｎ＋１）＝８、偏心量ｅ’＝３．２ｍｍとなっている。
　このように構成された特許文献１のオイルポンプロータ（以下、従来品１という）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く、かつインナーロータの歯溝の歯形がアウター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いるので、バ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、バ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。
　しかしながら、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１４および図１５に示すように、必然的にサイドクリアランスｔｓが大きくなってしまうことになる。したがって、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、かつ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。
　このような点を考慮したオイルポンプロータ（例えば特許文献２）が提案されており、このオイルポンプロータは、図７～図８に示すように、ｎ（ｎは自然数）枚の外歯１１が形成されたインナーロータ１０と、該外歯１１と噛み合うｎ＋１枚の内歯２１が形成されたアウターロータ２０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５０とを備え、両ロータ１０，２０が噛み合って回転するときに両ロータ１０，２０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、前記インナーロータ１０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２０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１０の基礎円ｂｉの直径をφｂｉ、第１外転円Ｄｉの直径をφＤｉ、第１内転円ｄｉの直径をφｄｉ、アウターロータ２０の基礎円ｂｏの直径をφｂｏ、第２外転円Ｄｏの直径をφＤｏ、第２内転円ｄｏの直径をφｄｏ、インナーロータ１０とアウターロータ２０との偏心量をｅとするとき、φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ），φｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）の関係にあり、また、φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅ、あるいはφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅ、かつφＤｏ＞φＤｉ，φｄｉ＞φｄｏ,（φＤｉ＋φｄｉ）＜（φＤｏ＋φｄｏ）を満たしてインナーロータ１０とアウターロータ２０とが構成されており、前記アウターロータ２０の歯先と前記インナーロータ１０の歯溝とが正対する噛み合い位置におけるバックラッシュ、並びに、前記セルの容積が増大および減少する過程におけるバックラッシュが、前記セルの容積が最大となる位置におけるバックラッシュに比べて小さくされている。
　上記特許文献２のオイルポンプロータでは、両ロータ１０，２０のがたつきが小さく、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、かつ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との衝突による騒音発生を確実に抑制することができる。
特許第３７３４６１７号公報 特許第４４８５７７０号公報
　上記特許文献２のオイルポンプでは、前記アウターロータ２０の歯先と前記インナーロータ１０の歯溝とが正対する噛み合い位置におけるバックラッシュ、並びに、前記セルＣの容積が増大および減少する過程におけるバックラッシュが、前記セルの容積が最大となる位置におけるバックラッシュに比べて小さく形成しており、前記アウターロータ２０の歯先と前記インナーロータ１０の歯溝とが正対する噛み合い位置におけるバックラッシュが小さいため、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による騒音発生を確実に抑制することが出来るが、アウターロータ２０の増減速による回転変動に伴う振動音の発生が懸念される。
　図９～図１２は、従来例２のオイルポンプロータにおけるインナーロータ１０の回転角と歯間隙間との関係を示す図面である。尚、この場合の歯間隙間とは回転駆動時におけるアウターロータ２０の内歯２１と前記インナーロータ１０の外歯１１との該外歯回転方向の隙間を意味し、同図は、Ｉ、II、III、ＶIの位置の歯間隙間とインナーロータ１０の回転角θとの関係を示し、回転角θはインナーロータ１０の１歯分である角度までを示している。Ｉの位置はアウターロータ２０の歯溝とインナーロータ１０の歯先が噛み合う位置であり、Ｉの位置の噛合いが１歯分の回転角θの１／２程回転すると、Ｉの位置の歯間隙間が僅かに増加し、ＶＩの位置の歯間隙間が急激に減少し、「噛合いの切り替り点」においてＩの位置からＶＩの位置に噛合いが切り替わる。尚、ＩＩの位置とＩＩＩの位置の歯間隙間にもばらつきがあることが判る。
　次に、図１０では、「噛合いの切り替り点」におけるＩの位置とＶＩの位置の歯間隙間の変位速度を矢印ＹＩ，ＹＶＩでそれぞれ図示しており、両者の変位速度が同期していないため、噛合いの切り替り時において歯当り音が発生する。
　また、図１１では、インナーロータ１０の回転角θにおいて、０度～「噛合いの切り替り点」までの角度の範囲では、Ｉの位置の歯間隙間が略一定をなした後、僅かに歯間隙間が増加して「噛合いの切り替り点」に至ることから、「噛合いの切り替り点」の図中左側ではアウターロータ２０は僅かに回転速度が低下する「微減速」である。一方、「噛合いの切り替り点」から図中右側に向かってＶＩの位置の歯間隙間の変化の傾きが零になるまでの間は、歯間隙間が減少するから、この間はアウターロータ２０の回転が増速し、以後は歯間隙間が緩やかに増加する「微減速」となることが分かり、このように「噛合いの切り替り点」の前後において、アウターロータ２０は微減速から増速へと切り替わることにより、振動音が発生することが懸念される。
　さらに、容積効率を向上させることを目的として前記セルＣの最大となる位置におけるバックラッシュを小さくすることで液密性を向上させようとすると、各歯間のバックラッシュが全体として小さくなり、インナーロータの歯先とアウターロータの歯溝が正対して噛み合う位置におけるバックラッシュが小さくなり過ぎることで、歯形バラツキによる歯同士が干渉を起こし騒音になる可能性があった。
　そこで、本発明は、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、両ロータ間の最小歯間隙間を一定にすることができ、これにより、静粛性の向上と容積効率の向上を図ることができるオイルポンプロータを提供することを目的とする。
　ここで最小歯間隙間とは回転方向と関係なくインナーロータの外歯１１とアウターロータの内歯２１との最接近隙間を意味する。
　請求項１の発明は、ｎ（ｎは自然数）枚の外歯が形成されたインナーロータと、該外歯と噛み合う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、両ロータが噛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、
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φｂｉ、第１外転円Ｄｉの直径をφＤｉ、第１内転円ｄｉの直径をφｄｉ、アウターロータの基礎円ｂｏの直径をφｂｏ、第２外転円Ｄｏの直径をφＤｏ、第２内転円ｄｏの直径をφｄｏ、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、
φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ），φｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）の関係にあり、
また、φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅ、あるいはφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅ、
かつφＤｏ＞φＤｉ，φｄｉ＞φｄｏ,（φＤｉ＋φｄｉ）＜（φＤｏ＋φｄｏ）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たオイルポンプロータにおいて、
インナーロータとアウターロータのクリアランスをｔとするとき、
φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅの場合は、
　０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－(φＤｉ＋φｄｉ））・（ｎ＋１）／ｔ≦０．６
又は、φＤｏ＋φｄｏ＝２ｅの場合は
　０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－(φＤｉ＋φｄｉ））・ｎ／ｔ≦０．６
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。
　請求項２の発明は、インナーロータの外歯とアウターロータの内歯とが近接する全ての位置において、インナーロータの外歯とアウターロータの内歯の最小歯間隙間の偏差を１０μｍ以下としたことを特徴とする。
　請求項３の発明は、前記最小歯間隙間の偏差を５μｍ以下としたことを特徴とする。
　請求項４の発明は、前記最小歯間隙間が３５μｍ～４５μｍであることを特徴とする。
　請求項５の発明は、前記最小歯間隙間が３７．５μｍ～４２．５μｍであることを特徴とする。
　上記構成によれば、静粛性に優れたオイルポンプの実現が可能になり、特に、噛み合い切り替わり前後の歯間隙間の変位速度を同期でき、かつ噛み合いの歯間隙間を略均一にできるため、歯当たり音、アウターロータの回転変動による騒音が抑制され、しかも容積効率を向上させることを目的として、前記セルCの最大となる位置における最小歯間隙間を小さくすることで、液密性を向上させようとした場合も他の位置における最小歯間隙間が小さくならず歯同士の干渉を防ぎ、騒音を抑えることができる。
本発明の実施例１を示すオイルポンプロータの平面図である。 同上、図１のオイルポンプロータの噛み合い部分を示す拡大図である。 同上、最小歯間隙間の位置を示すオイルポンプロータの平面図である。 本発明のオイルポンプと従来例２のオイルポンプにおけるロータ回転数と音圧との関係を示すグラフである。 本発明のオイルポンプロータと従来例１及び２のオイルポンプロータの最小歯間隙間の比較を示すグラフである。 同上、最小歯間隙間とインナーロータの回転角との関係を示すグラフである。 従来例２を示すオイルポンプロータの平面図である。 同上、図７のオイルポンプの噛み合い部分を示す拡大図である。 同上、歯間隙間とインナーロータの回転角との関係を示すグラフである。 同上、歯間隙間とインナーロータの回転角との関係を示すグラフであり、歯間隙間の変位速度を矢印で図示している。 同上、歯間隙間とインナーロータの回転角との関係を示すグラフであり、アウターロータの微減速と増速と微減速の範囲を図示している。 同上、歯間隙間とインナーロータの回転角との関係を示すグラフであり、ＩとＶＩの噛合い区間を図示している。 従来例１のオイルポンプロータを示す平面図である。 同上、図１３のオイルポンプの噛み合い部分を示す拡大図である。 同上、オイルポンプの噛み合い部分を示し、アウターロータの歯先とインナーロータの歯溝とが噛み合う状態を示す拡大図である。
　本発明における好適な実施の形態について、添付図面を参照しながら詳細に説明する。尚、以下に説明する実施の形態は、特許請求の範囲に記載された本発明の内容を限定するものではない。また、以下に説明される構成の全てが、本発明の必須条件であるとは限らない。各実施例では、従来とは異なるオイルポンプロータを採用することにより、従来にないオイルポンプロータが得られ、そのオイルポンプロータを記述する。
　以下、本発明の実施例１を添付図面を用いて詳述する。尚、従来例と同一箇所には同一符号を付して説明する。図１～図３に示すように、オイルポンプは、ｎ（ｎは自然数、本実施形態においてはｎ＝７）枚の外歯が形成されたインナーロータ１０と、各外歯と噛み合うｎ＋１（本実施例においては８）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。
　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、これによっ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。
　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ている。
　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いる。
　インナーロータ１０の基礎円ｂｉの直径をφｂｉ、第１外転円Ｄｉの直径をφＤｉ、第１内転円ｄｉの直径をφｄｉ、アウターロータ２０の基礎円ｂｏの直径をφｂｏ、第２外転円Ｄｏの直径をφＤｏ、第２内転円ｄｏの直径をφｄｏ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（ミリメートル）とする。
　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の転がり距離が基礎円ｂｉの円周に等しくなければならないことから、
　φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ）…（Ｉａ）
　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いことから、
　φｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）…（Ｉｂ）
　また、第２外転円Ｄｏによって形成されるアウターロータ２０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１０の歯先の形状、および第１内転円ｄｉによって形成されるインナーロータ１０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２０の歯先の形状が、噛み合いの過程で両ロータ１０，２０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、
　φＤｏ＞φＤｉ、およびφｄｉ＞φｄｏ
を満たさなければならない。ここで、バックラッシュとは、噛み合いの過程においてインナーロータ１０の荷重のかかる歯面とは反対側の歯面とアウターロータ２０の歯面との間にできる間隙である。
　また、インナーロータとアウターロータとが噛み合うことから、
　φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅおよびφＤｏ＋φｄｏ＝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、バックラッシュの大きさの適正化を図り、噛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の噛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、
　（ｎ＋１）・φｂｉ＜ｎ・φｂｏ
を満たす。
　この式と、式（Ｉａ）および（Ｉｂ）とから、
　（φＤｉ＋φｄｉ）＜（φＤｏ＋φｄｏ）
が得られる。なお、前述した噛み合い位置とは、図２に示すように、アウター側の内歯２１の歯溝とインナー側の外歯１１の歯先とが正対したときの位置をいう。
　さらに、インナーロータとアウターロータのクリアランスをｔとするとき、
φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅの場合は、
　０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－(φＤｉ＋φｄｉ））・（ｎ＋１）／ｔ≦０．６…（Ｉｃ）
　又は、φＤｏ＋φｄｏ＝２ｅの場合は、
　０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－(φＤｉ＋φｄｉ））・ｎ／ｔ≦０．６…（Ｉｃ）
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、（φＤｏ＋φｄｏ）－（φＤｉ＋φｄｉ）をアウターロータ２０の内歯２１とインナーロータ１０の外歯１１の歯丈の差という）。尚、「クリアランスｔ」の単位は（式Ｉｃ）において、ｍｍ（ミリメートル）である。また、歯丈は基礎円の法線方向の歯の大きさである。
　また、図２に示した歯溝と歯先が正対する噛み合い位置（図１では最下部）におけるアウターロータ２０の内歯２１とインナーロータ１０の外歯１１の最小歯間隙間ｔｓは、内歯２１と外歯１１の回転方向両側にそれぞれ設けられるサイドクリアランスである。尚、内歯２１は回転方向と反回転方向に歯間隙間を有するから、本実施例では小さい方の隙間を最小歯間隙間と称して説明する。
　図３は、最小歯間隙間ｔｓの位置を示す。インナーロータ１０を反時計方向に回転駆動する場合、前記セルＣの容積が増大する位置（図３中では右側）では、外歯１１の回転方向側と内歯２１の反回転方向側に最小歯間隙間ｔｓができ、前記セルＣの容積が減少する位置（図３中では左側）では、外歯１１の反回転方向側と内歯２１の回転方向側に最小歯間隙間ｔｓができ、また、歯先と歯先が正対する否噛み合い位置（図１では最上部）では、外歯１１と内歯２１の先端間に最小歯間隙間ｔｓができ、この最小歯間隙間ｔｓはクリアランスｔのほぼ１／２である。
　また、上記（式Ｉｃ）を満たすことにより、図３に示すように、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とが近接する全ての位置（歯溝と歯先が正対する噛み合い位置、前記セルＣの容積が増大および減少する位置及び歯先と歯先が正対する位置）において、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の最小歯間隙間ｔｓを略等しくすることができ、この例では、全ての位置における最小歯間隙間ｔｓを４０μｍに設定し、この設定した値に対する最小歯間隙間ｔｓの偏差を１０μｍ、好ましくは５μｍ以下の範囲に入るように構成している。設定した最小歯間隙間ｔｓに対して全ての位置の最小歯間隙間ｔｓが好ましくは５μｍ以下の範囲に収まる。
　なお、本実施例においては、以上の関係を満たして構成されたインナーロータ１０（基礎円ｂｉがφｂｉ＝４４．８ｍｍ、第１外転円ＤｉがφＤｉ＝３．６０ｍｍ、第１内転円ｄｉがφｄｉ＝２．８０ｍｍ、歯数ｎ＝７）およびアウターロータ２０（外径がφ６５．０ｍｍ、基礎円ｂｏがφｂｏ＝５１．２４ｍｍ、第２外転円ＤｏがφＤｏ＝３．６２５ｍｍ、第２内転円ｄｏがφｄｏ＝２．７８ｍｍ）が、偏心量ｅ＝３．２０ｍｍ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、本実施例においては、両ロータの歯幅（回転軸方向の大きさ）は１３．２ｍｍに設定されている。これにより、歯丈の差が０．００５ｍｍとされている。また、クリアランスｔがｔ＝０．０８ｍｍ（８０μｍ）、最小歯間隙間ｔｓがｔs＝０．０３７～０．０４１ｍｍ（３７～４１μｍ）で、（式Ｉｃ）の値が０．５である。このように最小歯間隙間ｔｓはクリアランスｔのほぼ１／２であり、偏差は５μｍ以内に収まる。
　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。
　セルＣは、外歯１１と内歯２１との噛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ようになっている。
　上記（式Ｉｃ）は、歯丈の差にインナーロータ１０の歯数ｎ、またはアウターロータ２０の歯数（ｎ＋１）を掛け、クリアランスｔで割った値を示し、全ての位置における最小歯間隙間ｔｓを小さく設定することができると共に、最小歯間隙間ｔｓのばらつきを小さくすることができる範囲を規定しており、歯数ｎが多くなると、歯丈の差を小さくする必要があり、逆に歯数ｎが小さくなると、歯丈の差を大きく取る必要があり、歯数ｎの増減により変化する歯丈の差とクリアランスｔとを比例関係の所定範囲内に規定している。
　このようにφＤｉ＋φｄｉ＝２ｅの場合は、０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－(φＤｉ＋φｄｉ））・（ｎ＋１）／ｔ≦０．６、又は、φＤｏ＋φｄｏ＝２ｅの場合は、０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－(φＤｉ＋φｄｉ））・ｎ／ｔ≦０．６とすることで、最小歯間隙間ｔｓの均一化と縮小化を可能にして噛み合い騒音などの低減と容積効率の向上を図ることができ、０．３を越えない、または０．６を越えると、最小歯間隙間ｔｓの均一化が難しくなる。
　図５に、従来技術１（特許文献１）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歯間隙間（図５における破線）と、従来品２（特許文献２）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歯間隙間（図５における一点鎖線）と、本実施例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歯間隙間（図５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、本実施例によるオイルポンプロータである「発明品」は、全ての位置における最小歯間隙間を小さく且つ略均一にしている。これにより、従来技術では歯間隙間の小さい領域での歯形バラツキによる歯干渉が懸念される問題があったが、開発品では適切な歯間隙間を確保していることからこれを回避することが容易になり、スムーズな回転が実現できる。尚、図５では、インナーロータの回転角が０°から１８０°までの歯間隙間しか記載していないのは、１８０°から３６０°（０°）までは、図５に示す１８０°から０°までの歯間隙間の変化と同様であるため記載を省略したものである。
　さらに、図６は、従来例で示した図９～図１２のグラフを「発明品」に適用したグラフであり、同図の印ＹＩ，ＹＶＩに示すように、変位速度が同期しているため、ＶＩの位置の噛合い開始がスムーズに行われ、歯当り音を抑制することができ、また、「噛合いの切り替り点」以降においてＩの位置とＶＩの位置の歯間隙間の差も僅か（偏差５μｍ以内、同図では１～３μｍ）であり、噛み合い率が向上し、噛合機械音を抑制することができると共に、アウターロータ２０の増減速がないから、アウターロータ２０の回転騒音を抑制することができ、全体として、静粛性を向上することができる。
　尚、図４に本発明のオイルポンプと従来品のオイルポンプにおけるロータ回転数と音圧との関係を示し、発明品が静粛性を向上することが判る。
　また、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とが近接する全ての位置（歯溝と歯先が正対する噛み合い位置、前記セルＣの容積が増大および減少する位置及び歯先と歯先が正対する位置）において、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の最小歯間隙間ｔｓが略等しいから容積効率を向上させることを目的として、前記セルＣの最大となる位置における最小歯間隙間を小さくすることで、液密性を向上させようとした場合も各歯で最小歯間隙間が小さくなり過ぎることはないから適切な歯間隙間を確保することができ、これにより歯同士の干渉を防ぎ、騒音を抑えることができる。
　このように本実施例では、ｎ（ｎは自然数）枚の外歯が形成されたインナーロータと、該外歯と噛み合う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、両ロータが噛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、
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φｂｉ、第１外転円Ｄｉの直径をφＤｉ、第１内転円ｄｉの直径をφｄｉ、アウターロータの基礎円ｂｏの直径をφｂｏ、第２外転円Ｄｏの直径をφＤｏ、第２内転円ｄｏの直径をφｄｏ、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、
φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ），φｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）の関係にあり、
また、φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅ、あるいはφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅ、
かつφＤｏ＞φＤｉ，φｄｉ＞φｄｏ,（φＤｉ＋φｄｉ）＜（φＤｏ＋φｄｏ）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たオイルポンプロータにおいて、
インナーロータとアウターロータのクリアランスをｔとするとき、
φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅの場合は、
　０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－(φＤｉ＋φｄｉ））・（ｎ＋１）／ｔ≦０．６
　又は、φＤｏ＋φｄｏ＝２ｅの場合は、
　０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－(φＤｉ＋φｄｉ））・ｎ／ｔ≦０．６
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から、静音性に優れたオイルポンプの実現が可能になり、特に、最小歯間隙間ｔｓを均一にできるため、噛合い歯の切り替り点における歯当り音、振動音、歯合機械音の発生を抑制して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、しかも、セルのシール性を向上して容積効率を向上することができる。ここで、最小歯間隙間ｔｓの偏差は１０μｍ、好ましくは５μｍ以下の範囲に入るように設定している。
　また、実施例上の効果としてφＤｉ＋φｄｉ＝２ｅの場合は、０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－（φＤｉ+φｄｉ））・（ｎ＋１）／ｔ≦０．６、又は、φＤｏ＋φｄｏ=２ｅの場合は０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－（φＤｉ＋φｄｉ））・ｎ／ｔ≦０．６の条件で、インナーロータと各歯間隙間ｔｓを偏差１０μｍ、好ましくは偏差５μｍ以下で一定化することにより、クリアランスｔを小さく抑えた場合でも、噛合い部に適切な隙間量である最小歯間隙間ｔｓを確保することができるため、部品精度のバラツキを吸収して外歯１１と内歯２１の干渉を回避することができ、円滑な回転が得られ易く機械効率が向上し、さらに、最小歯間隙間ｔｓを小さく押え、例えば最小歯間隙間ｔｓを３５μｍ～４５μｍ、好ましくは３７．５μｍ～４２．５μｍとすることで最大セル容積位置での外歯１１と内歯２１間のシール性が増し、容積効率の向上を図ることができる。
　尚、本発明は、前記実施形態に限定されるものでは無く、種々の変形実施が可能である。
１０　インナーロータ
１１　外歯
２０　アウターローラ
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　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
ｔ　クリアランス
ｔｓ　最小歯間隙間

Claims (5)

  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、該外歯と噛み合う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、両ロータが噛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、
    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φｂｉ、第１外転円Ｄｉの直径をφＤｉ、第１内転円ｄｉの直径をφｄｉ、アウターロータの基礎円ｂｏの直径をφｂｏ、第２外転円Ｄｏの直径をφＤｏ、第２内転円ｄｏの直径をφｄｏ、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、
    φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ），φｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）の関係にあり、
    また、φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅ、あるいはφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅ、
    かつφＤｏ＞φＤｉ，φｄｉ＞φｄｏ,（φＤｉ＋φｄｉ）＜（φＤｏ＋φｄｏ）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たオイルポンプロータにおいて、
    インナーロータとアウターロータのクリアランスをｔとするとき、
    φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅの場合は、
    　０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－(φＤｉ＋φｄｉ））・（ｎ＋１）／ｔ≦０．６
    又は、φＤｏ＋φｄｏ＝２ｅの場合は、
    　０．３≦（（φＤｏ＋φｄｏ）－(φＤｉ＋φｄｉ））・ｎ／ｔ≦０．６
    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。
  2. インナーロータの外歯とアウターロータの内歯とが近接する全ての位置において、インナーロータの外歯とアウターロータの内歯の最小歯間隙間の偏差を１０μｍ以下としたことを特徴とする請求項１記載のオイルポンプロータ。
  3. 前記最小歯間隙間の偏差を５μｍ以下としたことを特徴とする請求項１記載のオイルポンプロータ。
  4. 前記最小歯間隙間が３５μｍ～４５μｍであることを特徴とする請求項２載のオイルポンプロータ。
  5. 前記最小歯間隙間が３７．５μｍ～４２．５μｍであることを特徴とする請求項３記載のオイルポンプロータ。
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