WO2016152319A1

WO2016152319A1 - オイルポンプ

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Publication number: WO2016152319A1
Application number: PCT/JP2016/054355
Authority: WO
Inventors: 篤幸井出
Original assignee: ジヤトコ株式会社
Priority date: 2015-03-26
Filing date: 2016-02-16
Publication date: 2016-09-29
Also published as: EP3276176A4; CN107407274B; KR20170102941A; US20180106251A1; US10662942B2; JP2016183596A; KR101913532B1; CN107407274A; JP6381469B2; EP3276176A1

Abstract

シャフト（２０）と一体に回転するインナロータ（２２）と、ポンプ室（３１）内に遊嵌状態で設置されていると共に、インナロータ（２２）の外周に設けた歯部に、内周に設けた歯部を噛合させたアウタロータ（２３）と、回転軸（Ｘ）方向でポンプ室（３１）に隣接して設けられたリング状の圧力室（３４）と、ポンプ室（３１）と圧力室（３４）とを接続する排出口（２４１）と、一端（３５ｂ）が圧力室（３４）に連絡し他端が接続口（３５ａ）とされた排出路（３５）と、を有するオイルポンプ（１）において、排出路（３５）を、回転軸Ｘ方向から見て円形の断面形状で形成すると共に、回転軸（Ｘ）方向から見た圧力室（３４）の外周を挟んで内側と外側に跨がる位置に設け、排出路（３５）の一端（３５ｂ）を、回転軸（Ｘ）の径方向から見て圧力室（３４）の途中まで及ぶ位置に設けて、排出路（３５）と圧力室（３４）とを直接連通させた。

Description

オイルポンプ

　本発明は、オイルポンプに関する。

　特許文献１には、ベーン式のオイルポンプが開示されており、この種のベーン式のオイルポンプには、車両用の自動変速機に搭載されて、自動変速機の制御用の油圧の供給などに用いられるものがある。

　図５は、従来例にかかるベーン式のオイルポンプ９０を説明する図であり、（ａ）は、オイルポンプ９０の断面図であり、（ｂ）は、圧力室９７と排出路９９との連絡部（絞り９８）回りを拡大した図である。

　図５に示すベーン式のオイルポンプ９０は、シャフト２０と一体に回転するインナロータ９４と、インナロータ９４の外周を囲むアウタロータ９５と、を備えており、これらインナロータ９４およびアウタロータ９５は、本体ケース９１内に形成されたポンプ室９２０内に収容されている。
　このオイルポンプ９０では、インナロータ９４の外周の歯部がアウタロータ９５の内周の歯部との間に形成している空間が、インナロータ９４の回転時に、体積を周期的に増減させながら回転軸Ｘ回りに変位することを利用して、オイルポンプ９０の吸入口から吸入したオイルを加圧して、排出口９６０から排出させる構成となっている。

　このオイルポンプ９０では、回転するインナロータ９４の歯部がアウタロータ９５の歯部との間に形成する空間は、回転軸Ｘ周りの周方向に複数存在しており、各空間が排出口９６０に対応する位置を通過する際に、空間の体積が最も狭くなることで、空間内のオイルが排出口９６０から排出されるようになっている。

　ここで、回転軸周りの周方向に複数存在する空間は、排出口９６０を間欠的に通過するので、排出口９６０から排出されるオイルに、脈動が発生する。
　そのため、排出口９６０をそのまま下流側の排出路９９に接続すると、下流側の油路１００を通流するオイルに脈動がそのまま伝わってしまう。
　従来例にかかるベーン式のオイルポンプ９０では、この排出口９６０に隣接してリング状の圧力室９７を設けて、排出口９６０から排出されるオイルの脈動をこの圧力室９７内で低減させたのち、流量制御弁の絞り９８を通って、下流側の排出路９９から油路１００に供給するようにしている。

　この絞り９８は、下流側の排出路９９に供給されるオイルの脈動を、さらに抑える機能を発揮するものの、圧力室９７から下流側の排出路９９に向けて移動するオイルの移動抵抗となるので、オイルポンプ９０が、駆動源（例えばエンジン）の出力回転により駆動される場合には、駆動源を搭載した車両の燃費が悪化してしまう。

　そのため、流量制御弁の廃止が検討されているが、流量制御弁の廃止により、絞り９８が無くなると、脈動の低下に対する絞り９８の寄与分が無くなるので、下流側の排出路９９に供給されるオイルの脈動が大きくなってしまう。

　そこで、オイルポンプの排出口の下流側に設けていた流量制御弁を廃止しても、下流側の油路での脈動が大きくならないようにすることが求められている。

特開２０１４－１７３５８７号公報

　本発明は、
　駆動軸と一体に回転軸回りに回転するインナロータと、
　ハウジングに形成されたポンプ室内に遊嵌状態で設置されていると共に、前記インナロータの外周に設けた歯部に、内周に設けた歯部を噛合させたアウタロータと、
　前記回転軸方向で前記ポンプ室に隣接して設けられていると共に、前記回転軸方向から見て、前記回転軸を囲むリング状に形成された空間部と、
　前記ポンプ室と前記空間部とを接続する接続路と、
　前記ハウジング内を前記回転軸に対して平行に延びると共に、長手方向における一端が前記空間部に連絡し、他端が、前記回転軸方向で前記空間部よりも前記ポンプ室から離れた位置に開口する吐出口とされた排出路と、を有するオイルポンプにおいて、
　前記排出路を、前記回転軸方向から見て円形を成す断面形状で形成すると共に、前記回転軸方向から見た前記空間部の外周を挟んで内側と外側に跨がる位置に設け、
　前記排出路の前記一端を、前記回転軸の径方向から見て前記空間部の途中まで及ぶ位置に設けて、前記排出路と前記空間部とを直接連通させた、オイルポンプ。

　本発明によれば、ポンプ室で加圧されたオイルが最初に流入する空間部と、空間部内に供給された加圧されたオイルを吐出口まで導く排出路とを直接連通させたことにより、空間部と排出路との間に、空間部から排出路に流入するオイルの移動の抵抗となる部位が存在しない。
　そのため、この排出路の部分もまた空間部の一部として活用されて、空間部の容積がこの排出路の分だけ大きくなったと捉えることができる。ここで、空間部の容積が増えると、ポンプ室から流入する加圧されたオイルの脈動を抑える効果がその分だけ向上する。
　よって、上記のように構成することで、空間部の実際の容積を増やすこと無く、空間部として機能できる空間の容積を広げることができるので、加圧されたオイルの脈動をより抑えることができる。

実施の形態にかかるオイルポンプを説明する図である。実施の形態にかかるオイルポンプの断面図である。圧力室の容積と、排出路と圧力室との連通口の開口面積と、車両燃費との関係を説明する図である。圧力室の容積と、連通口の開口面積の設定を説明する図である。従来例にかかるオイルポンプを説明する図である。

　以下、本発明の実施の形態を、従来例にかかるオイルポンプ９０と同じベーン式のオイルポンプ１の場合を例に挙げて説明する。
　図１は、実施の形態にかかるオイルポンプ１を説明する図であり、（ａ）は、オイルポンプ１を回転軸Ｘに沿って切断した断面図であり、（ｂ）は、（ａ）における圧力室３４周りの拡大図であり、（ｃ）は、圧力室３４と排出路３５との連通口３６近傍を拡大した拡大図であり、（ｄ）は、圧力室３４と排出路３５との連通口３６を、圧力室３４側から見た状態を示す参考斜視図である。
　なお、（ｃ）では、従来例にかかるオイルポンプ９０との違いを明確にするために、従来例にかかるオイルポンプ９０で存在していた部位であって、実施の形態にかかるオイルポンプ１で無くなった部位（絞り９８）を交差させたハッチングで示している。

　図１に示すようにオイルポンプ１の本体ケース２は、ハウジング３とカバー４とを組みつけて構成される。ハウジング３におけるカバー４との対向面には、有底円筒状のポンプ室３１が形成されており、ハウジング３にカバー４を組み付けたのちに、カバー４をハウジング３にボルトＢで固定すると、本体ケース２の内部に密閉されたポンプ室３１の空間が形成されるようになっている。

　ハウジング３では、ポンプ室３１の中央部に、シャフト２０の貫通孔３２が形成されており、この貫通孔３２は、ハウジング３を回転軸Ｘ方向に貫通している。
　シャフト２０の一端２０ａは、貫通孔３２を貫通して、本体ケース２の外部に位置しており、シャフト２０の一端２０ａ側は、貫通孔３２で回転可能に支持されている。

　ハウジング３は、貫通孔３２を所定間隔で囲む円筒壁部３３を有しており、この円筒壁部３３を所定間隔で囲むリング状の圧力室３４が、ポンプ室３１の底３１ａに開口している。
　シャフト２０におけるポンプ室３１内に位置する領域の外周には、インナロータ２２がスプライン嵌合して固定されており、図示しない駆動源からの回転駆動力でシャフト２０が回転すると、シャフト２０とインナロータ２２とが、回転軸Ｘ周りに一体回転するようになっている。

　インナロータ２２の径方向外側には、回転軸Ｘ方向から見てリング状のアウタロータ２３が位置している。アウタロータ２３は、内周に設けた歯部（図示せず）を、インナロータ２２の外周に設けた歯部（図示せず）に噛合させた状態で、インナロータ２２の径方向外側に位置しており、このアウタロータ２３は、ポンプ室３１の内周に遊嵌状態で設置されている。

　シャフト２０においてインナロータ２２およびアウタロータ２３の両側には、リング状の壁部材２４、２５が外挿して取り付けられており、インナロータ２２とアウタロータ２３は、これら壁部材２４、２５の間に挟み込まれた状態で設けられている。
　実施の形態では、壁部材２４、２５の間にインナロータ２２およびアウタロータ２３を挟み込んでポンプアッセンブリ２１を構成しており、この状態において、これら壁部材２４、２５の間のインナロータ２２およびアウタロータ２３は、壁部材２４、２５に対して、回転軸Ｘ回りに相対回転可能となっている。

　ポンプアッセンブリ２１では、当該ポンプアッセンブリ２１の内部で回転するインナロータ２２とアウタロータ２３により、加圧されたオイルが調整されて、この加圧されたオイルが、壁部材２４に設けた排出口２４１から排出されるようになっている。

　実施の形態では、ポンプアッセンブリ２１を、シャフト２０に外挿して、シャフト２０とインナロータ２２とを相対回転不能に連結したのち、ハウジング３の貫通孔３２に、カバー４側からシャフト２０の一端２０ａを挿入することで、シャフト２０とポンプアッセンブリ２１とをハウジング３に組み付けるようになっている。

　カバー４には、ハウジング３に組み付けられたシャフト２０と整合する位置に貫通孔４１が形成されている。そのため、カバー４をハウジング３に組み付けると、シャフト２０の他端２０ｂが、本体ケース２の外部に突出するようになっており、シャフト２０の他端２０ｂ側は、貫通孔４１で回転可能に支持されている。

　この状態においてポンプアッセンブリ２１は、ポンプ室３１の底３１ａと、カバー４との間に挟み込まれており、回転軸Ｘ方向の移動が規制された状態で、ポンプ室３１内に配置されている。

　ポンプアッセンブリ２１においてカバー４側に位置する壁部材２５では、ポンプ室３１との対向面に、ストレーナ（図示せず）を介して吸引されたオイルの供給口（図示せず）が開口している。
　また、インナロータ２２およびアウタロータ２３を挟んで壁部材２５の反対側に位置する壁部材２４では、当該壁部材２４を回転軸Ｘ方向に貫通して排出口２４１が設けられており、この排出口２４１は、ポンプアッセンブリ２１の内部空間と、ポンプ室３１の底３１ａに開口する圧力室３４とを連通している。
　そのため、ポンプアッセンブリ２１内で加圧されたオイルは、排出口２４１を通って圧力室３４内に供給されるようになっている。

　ハウジング３において圧力室３４は、回転軸Ｘを所定間隔で囲むリング状を成しており（図２の（ａ）参照）、回転軸Ｘの軸方向から見て、圧力室３４の外径寄りの位置には、ハウジング３内を回転軸Ｘ方向に延びる排出路３５の一端３５ｂ側が、圧力室３４に連通している。

　回転軸Ｘの軸方向から見て排出路３５は、円形の断面形状を有しており（図２の（ｂ）参照）、ハウジング３において排出路３５は、回転軸Ｘの軸方向から見た圧力室３４の外周縁３４ｂを挟んで内側と外側に跨がる位置に設けられている。
　そのため、回転軸Ｘの軸方向から見て、圧力室３４の外周縁３４ｂの延長上を延びる仮想曲線Ｌｍと、排出路３５の内周の延長上を延びる仮想曲線Ｌｎとが交差する位置関係で、排出路３５と圧力室３４とが交差（連通）している（図２の（ａ）、領域Ｒ１参照）。

　図１の（ｂ）に示すように、回転軸Ｘの径方向から見て、排出路３５は、回転軸Ｘに対して平行に直線状に形成されており、この排出路３５の他端側の接続口３５ａは、回転軸Ｘの軸方向で、圧力室３４よりもポンプ室３１から離れた位置で開口している。
　この排出路３５の一端３５ｂは、回転軸Ｘ方向における圧力室３４の略中央に及ぶ長さＬａ分だけ、圧力室３４の底３４ａからポンプ室３１側に位置している。そのため、排出路３５の一端３５ｂは、圧力室３４と直接連通しており、この排出路３５と圧力室３４の境界に形成された開口が、排出路３５と圧力室３４の連通口３６となっている。

　実施の形態では、この連通口３６の開口面積Ｄ２は、排出路３５の他端側の接続口３５ａの開口面積Ｄ１以上（Ｄ２≧Ｄ１）となるように、回転軸Ｘの軸方向における排出路３５と圧力室３４との交差量Ｌａと、回転軸Ｘの径方向における排出路３５と圧力室３４との交差量Ｌｂとが設定されている。

　ここで、図５および図１の（ｃ）に示すように、従来例にかかるオイルポンプでは、圧力室３４と排出路３５とが絞り９８を介して連絡しており、この絞り９８の開口面積Ｄ３が狭いために、この絞り９８が、当該絞り９８を通過するオイルに対する抵抗となって、オイルが絞り９８を通過する際の圧力損失が大きかった。

　本願のように、排出路３５の一端３５ｂを回転軸Ｘの径方向から見て、圧力室３４の途中まで及ぶ位置に設けると共に、回転軸Ｘ方向から見て排出路３５が、圧力室３４の外周縁３４ｂを挟んで内側と外側に跨がる位置に設けて、排出路３５と圧力室３４とを直接連通させたので、この連通口３６の開口面積Ｄ２が、絞り９８の場合の開口面積Ｄ３よりも十分に広くなっている。
　そのため、圧力室３４から連通口３６を通って排出路３５に向けて移動するオイルに、絞り９８が存在する場合のような抵抗が作用しないようになっており、排出路３５側を、圧力室３４に連なる空間として活用できるようになっている。
　この場合、オイルの脈動を抑えるために設けられている圧力室３４の容積が、排出路３５側の容積分だけ広くなったと捉えることができるので、この広くなった容積分だけ、脈動を抑える効果の向上が期待できるようになっている。

　なお、排出路３５の接続口３５ａには、オイルポンプ１の下流側に位置する圧力制御弁Ｖ１まで延びる油路１００が接続されている。実施の形態では、この油路１００の内径と排出路３５の内径とを一致させて、油路１００と排出路３５との接続部で流路断面積が狭くならないようにしている。
　そのため、排出路３５内の容積だけで無く、油路１００内の容積もまた、圧力室３４の容積として活用できるようになっている。

　以下、圧力室３４の容積Ｖと、排出路３５と圧力室３４との連通口３６の開口面積Ｄ２の設定を、説明する。
　図３は、（１）圧力室３４の容積（圧力室容積）の大小と、脈動の大小との関係、（２）連通口３６の開口面積Ｄ２（連通部開口面積）の大小と、脈動の大小との関係、（３）連通口３６の開口面積Ｄ２（連通部開口面積）の大小と、車両燃費の善し悪しとの関係を、ひとつに纏めて説明する図である。

　この図３では、上記（１）の圧力室３４の容積Ｖの大小と、上記（２）の連通口３６の開口面積Ｄ２との大小とが、脈動の大小を共通項目として関係づけられており、さらに、上記（２）の脈動の大小と、上記（３）の車両燃費の善し悪しとが、連通口３６の開口面積Ｄ２（連通部開口面積）の大小を共通項目として関係づけられている。
　また、オイルポンプ１の吐出量が少ない場合（固有吐出量小）と多い場合（固有吐出量）とで、上記（１）～（３）における関係性が変化するので、上記（１）の場合には、同じ圧力室３４の容積であっても、オイルポンプ１の吐出量に応じて脈動の大きさに幅があり、上記（２）の場合には、同じ連通口３６の開口面積Ｄ２であっても、オイルポンプ１の吐出量に応じて脈動の大きさに幅があることを示している。さらに、上記（３）の場合には、同じ連通口３６の開口面積Ｄ２であっても、オイルポンプ１の吐出量に応じて車両燃費に幅があることを示している。

＜圧力室３４の容積Ｖと脈動との関係＞
　図３に示すように、圧力室３４の容積Ｖと脈動との関係は、オイルポンプ１の吐出量に拘わらず、圧力室３４の容積Ｖが大きくなるほど脈動が小さくなり、圧力室３４の容積Ｖが小さくなるほど、脈動が大きくなる。
　圧力室３４の容積Ｖが小さくなるほど、排出口２４１から吐出されるオイルの脈動が収まるまで、圧力室３４内にオイルを保持できないからである。

＜連通口３６の開口面積Ｄ２と、脈動との関係＞
　また、圧力室３４と排出路３５との連通口３６の開口面積Ｄ２の大小の関係と、脈動との関係は、オイルポンプ１の吐出量に拘わらず、連通口３６の開口面積Ｄ２が小さくなるほど脈動が小さくなり、大きくなるほど脈動が大きくなる。
　開口面積Ｄ２が小さくなるほど、連通口３６を通過する際にオイルに作用する抵抗が高くなり、この抵抗の高まりが脈動を低減させるからである。また、開口面積Ｄ２が大きくなると、オイルに作用する抵抗が小さくなる結果、脈動を低減させる効果が低下して、オイルの脈動が低減されずに排出路３５内のオイルに伝わるからである。

＜連通口３６の開口面積Ｄ２と、車両燃費との関係＞
　連通口３６の開口面積Ｄ２と車両燃費との関係は、オイルポンプ１の吐出量に拘わらず、開口面積Ｄ２が小さくなるほど車両燃費が悪化し、開口面積Ｄ２が大きくなるほど向上する。
　開口面積Ｄ２が小さくなるほど、連通口３６を通過するオイルに作用する抵抗が大きくなり、オイルが連通口３６を通過するために必要な吐出力が大きくなる。吐出力を大きくするためには、オイルポンプ１でのインナロータ２２をより高回転で回転させる必要があり、この高回転で回転させるために必要なオイルポンプ１の作動負荷（インナロータの回転に必要な負荷）が大きくなる。
　ここで、インナロータ２２は、エンジンなどの駆動源から伝達される回転駆動力により回転するので、インナロータ２２の回転に対する負荷は、そのまま駆動源に対する負荷となるので、負荷が大きくなるほど、駆動源の負荷が大きくなって、駆動源を搭載する車両の燃費（車両燃費）が悪化する。そのため、連通口３６の開口面積Ｄ２が小さくなるほど車両燃費が悪化し、開口面積Ｄ２が大きくなるほど向上する。

　本願出願人は、圧力室３４の容積Ｖ（圧力室容積）と、連通口３６の開口面積Ｄ２（連通口開口面積）を設定するに当たり、オイルポンプ１を採用した自動変速機の搭載車両での燃費特性と、オイルポンプ１での脈動特性とオイルポンプ１での油圧応答性と、を考慮している。
　具体的には、燃費特性は、連通口３６の開口面積Ｄ２に応じて決まるオイルポンプ１での負荷に関係があり、脈動特性は、連通口３６の開口面積Ｄ２と圧力室３４の容積Ｖに関係があり、油圧応答性は、圧力室３４の容積Ｖに関係があるので、これら各特性の閾値を決定し、閾値に応じて決まる条件を満たすように、圧力室３４の容積Ｖ（圧力室容積）と、連通口３６の開口面積Ｄ２（連通口開口面積）を設定している。

　以下、圧力室３４の容積Ｖ（圧力室容積）と、連通口３６の開口面積Ｄ２（連通口開口面積）の設定を説明する。
　図４は、圧力室３４の容積Ｖ（圧力室容積）と、連通口３６の開口面積Ｄ２（連通口開口面積）の設定を説明する図であり、圧力室３４の容積Ｖと、連通口３６の開口面積Ｄ２の設定に当たり考慮される特性の特性線（目標燃費特性線、目標脈動特性線、目標油圧応答特性線）を説明する図である。

＜燃費特性＞
　実施の形態では、燃費特性に対しては、オイルポンプ１を搭載した車両に求められている燃費目標のうち、オイルポンプの寄与分に基づいて、車両燃費の閾値（達成すべき燃費の最小値）が決められている。
　具体的には、オイルポンプ１のアイドル回転から所定回転数（例えば、６００～２０００ｒｐｍ）の間のオイルポンプ１の負荷によるトルク増加量が、任意の値（例えば、０．１Ｎｍ）以下となるような閾値を、車両燃費の閾値として求め（図３、車両燃費閾値参照）、求めた車両燃費の閾値から目標燃費特性（図４参照）を決定している。
　ここで、車両燃費は、主に連通口３６の開口面積Ｄ２（オイルポンプ１の負荷）に応じて変動し、圧力室３４の容積Ｖには大きく依存しない。そのため、目標燃費特性の圧力室３４の容積Ｖおよび連通口３６の開口面積Ｄ２との関係は、図４に示すような直線性を持つことになる。

　なお、図４の場合、連通口３６の開口面積Ｄ２が狭くなると、オイルポンプ１の負荷が増大して燃費が悪くなるので、この図４に基づいて圧力室３４の容積Ｖと連通口３６の開口面積Ｄ２を設定する場合には、目標燃費特性線から見て連通口３６の開口面積Ｄ２が大きくなる側であることが好ましいことになる。

　ここで、目標燃費特性は、オイルポンプ１を搭載した車両における負荷トルクのオイルポンプ１負担分の上限値である。

＜油圧応答性＞
　また、油圧応答性は、圧力室３４として機能する領域（図１の場合には、圧力室３４、排出路３５、油路１００）の容積Ｖに応じて変動し、容積Ｖが大きくなるほど低下する。
　実施の形態では、下記式（１）の条件を満たす容積を、油圧応答性の閾値として求め（図３、油圧応答性閾値参照）、求めた閾値から、目標油圧応答特性を決定している。

　オイルポンプ１の単位時間当たりの吐出量Ｑ×目標油圧立ち上がり時間Ｔ
　　＝低温時のオイルポンプ１の吐出量（ｌ／ｍｉｎ）≧圧力室の容積Ｖ・・・（１）

　ここで、実施の形態にかかるオイルポンプ１の場合、圧力室の容積には、圧力室３４と、排出路３５と、油路１００の容積が含まれている。

　ここで、実施の形態では、排出路３５側の容積も、上記式（１）の圧力室の容積に含まれているので、油圧応答性は、連通口３６の開口面積Ｄ２に依存しない。そのため、目標油圧応答特性の容積Ｖおよび連通口３６の開口面積Ｄ２との関係は、図４に示すような直線性を持つことになる。

　なお、図４の場合、圧力室の容積が大きくなるほど、油圧応答性が悪くなるので、この図４に基づいて圧力室３４の容積Ｖと連通口３６の開口面積Ｄ２を設定する場合には、目標油圧応答特性線から見て圧力室の容積が小さくなる側であることが好ましい。

＜脈動特性＞
　脈動特性は、圧力室３４として機能する領域（図１の場合には、圧力室３４、排出路３５、油路１００）の容積Ｖと、連通口３６の開口面積Ｄ２に応じて変動する。
　実施の形態では、車両走行時に脈動により発生する騒音に着目し、定常走行時の所定の騒音レベル（ｄｂ）以下となるような、脈動の大きさを閾値として求め（図３、脈動閾値）、求めた閾値から、目標脈動特性を決定している。

　具体的には、連通口３６の開口面積Ｄ２と圧力室の容積Ｖの関係性のうち、求めた閾値となる関係性を規定する基準とし、この基準値に、（Ｍ－（１／Ｍ））²×Ｌａの関数値で、目標脈動特性線を規定している。
　ここで、Ｍは、膨張率Ｓ２／Ｓ１であり、Ｓ１は、連通口３６の入力側の断面積（圧力室３４の断面積）であり、Ｓ２は、連通口３６の出力側の断面積（排出路３５の断面積）であり、Ｌａは回転軸Ｘ方向における排出路３５の一端３５ｂ側と圧力室３４の交差長である。

　なお、脈動特性は、連通口３６の開口面積Ｄ２と圧力室の容積Ｖに依存するので、目標脈動特性の容積Ｖおよび連通口３６の開口面積Ｄ２との関係は、図４に示すような曲線性を持つことになる。
　ここで、脈動の低減に対する寄与は、圧力室の容積のほうが、連通口３６の開口面積Ｄ２よりも大きいので、この図４に基づいて圧力室３４の容積Ｖと連通口３６の開口面積Ｄ２を設定する場合には、目標脈動特性線からみて、圧力室の容積が大きくなる側であることが好ましい。

　よって、実施の形態では、これら３つの特性線で囲まれた領域Ｔ（図４におけるハッチングを付した領域）内となるように、圧力室（圧力室３４、排出路３５、油路１００）の容積と、連通口３６の開口面積Ｄ２を設定しており、これにより、燃費特性、脈動特性、油圧応答性を満足できるオイルポンプ１としている。

　ここで、目標脈動特性は、オイルポンプ１を搭載した車両として抑えるべきノイズにより算出されたオイルポンプ１の脈動（油振）上限値に設定されており、目標脈動特性は、圧力室として機能する空間（図１の場合には、圧力室３４、排出路３５、油路１００）の容積Ｖと連通口３６の開口面積Ｄ２をパラメータとした等価曲線で表現される。

　以上の通り、実施の形態では
（１）シャフト２０（駆動軸）と一体に回転軸Ｘ回りに回転するインナロータ２２と、
　ハウジング３に形成されたポンプ室３１内に遊嵌状態で設置されていると共に、インナロータ２２の外周に設けた歯部に、内周に設けた歯部を噛合させたアウタロータ２３と、
　回転軸Ｘ方向でポンプ室３１に隣接して設けられていると共に、回転軸Ｘ方向から見て、回転軸Ｘを囲むリング状に形成された圧力室３４（空間部）と、
　ポンプ室３１と圧力室３４とを接続する排出口２４１と、
　ハウジング３内を回転軸Ｘに対して平行に延びると共に、長手方向における一端３５ｂが圧力室３４に連絡し、他端が、回転軸Ｘ方向で圧力室３４よりもポンプ室３１から離れた位置に開口する吐出口（接続口３５ａ）とされた排出路３５と、を有するオイルポンプ１において、
　排出路３５を、回転軸Ｘ方向から見て円形の断面形状で形成すると共に、回転軸Ｘ方向から見た圧力室３４の外周を挟んで内側と外側に跨がる位置に設け、
　排出路３５の一端３５ｂを、回転軸Ｘの径方向から見て圧力室３４の途中まで及ぶ位置に設けて、排出路３５と圧力室３４とを直接連通させた構成とした。

　このように構成すると、ポンプ室３１側で加圧されたオイルが最初に流入する圧力室３４と、圧力室３４内に供給された加圧されたオイルを接続口３５ａまで導く排出路３５とを直接連通させたことにより、圧力室３４と排出路３５との間に、圧力室３４から排出路３５に流入するオイルの移動の抵抗となる部位（例えば、絞り）が存在しない。
　そのため、この排出路３５の部分もまた圧力室３４の一部として活用されて、圧力室３４の容積がこの排出路３５の分だけ大きくなったと捉えることができる。ここで、圧力室３４の容積が増えると、ポンプ室３１側から流入する加圧されたオイルの脈動を抑える効果がその分だけ向上する。
　よって、上記のように構成することで、圧力室３４の実際の容積を増やすこと無く、圧力室３４として機能できる空間の容積を広げることができるので、加圧されたオイルの脈動をより抑えることができる。

（２）排出路３５と圧力室３４との連通口３６における開口面積Ｄ２は、排出路３５の接続口３５ａの開口面積Ｄ１と同一以上に設定されている構成とした。

　この様に構成すると、圧力室３４内のオイルが排出路３５側に移動する途上に、オイルの移動の抵抗となる絞りを生じさせずに済むので、排出路３５の部分を空間部の一部として活用できる。これにより、圧力室３４の実際の容積を増やすこと無く、圧力室３４として機能できる空間の容積を広げることができるので、加圧されたオイルの脈動をより抑えることができる。

　圧力室３４の容積と、連通口３６の開口面積Ｄ２は、
　圧力室３４の容積と、連通口３６の開口面積Ｄ２とをパラメータとしたテーブル（図４）において、
　圧力室（圧力室３４と、排出路３５と、油路１００）の容積と連通口３６の開口面積Ｄ２に応じて変化する脈動であって、許容できる脈動の上限値を規定する目標脈動特性線と、
　連通口３６の開口面積Ｄ２に応じて変化する燃費であって、許容できる燃費の下限値を規定する目標燃費特性線と、
　圧力室（圧力室３４と、排出路３５と、油路１００）の容積に応じて変化するオイルポンプでの油圧応答性であって、許容できる油圧応答性の下限を規定する目標油圧応答特性線とで囲まれた領域内に含まれる容積と開口面積に、それぞれ設定されている構成とした。

　このように構成すると、油圧応答特性と、脈動特性（静音性を含む）と、燃費特性の、何れの特性においても、要求されている特性を充足したオイルポンプ１を提供できる。
　よって、油圧応答性が良く、かつ脈動が抑えられていると共に、オイルポンプを搭載した車両の燃費の悪化を好適に防止できるオイルポンプ１を、本体ケース２内の圧力室３４および排出路３５の容積や、レイアウトを大きく変更すること無く提供できるので、オイルポンプ周りのレイアウト性が悪化することを好適に防止できる。
　また、圧力室３４の容積と連通口３６の開口面積Ｄ３を、車両毎に適正な容積および面積に設定できる。

（４）目標脈動特性は、オイルポンプ１を搭載した車両として抑えるべきノイズにより算出されたオイルポンプの油振上限値に設定されており、目標脈動特性は、圧力室として機能する空間（図１の場合には、圧力室３４、排出路３５、油路１００）の容積Ｖと連通口３６の開口面積Ｄ２をパラメータとした等価曲線で表現される構成とした。

　このように構成すると、目標脈動特性を過去の実験データなどに基づいて決められるので、脈動が許容できるか否かの判定に、官能試験のような曖昧さが関与しないので、一定の安定性をもって判定できる。

（５）目標燃費特性は、オイルポンプ１を搭載した車両における負荷トルクのオイルポンプ負担分の上限値である構成とした。

　このように構成すると、目標燃費特性を過去の実験データなどに基づいて決められるので、オイルポンプでの吐出負荷（排出負荷）に起因する車両燃費の悪化を抑制できる。
　また、車両燃費の悪化を抑制できるような圧力室として機能する空間（図１の場合には、圧力室３４、排出路３５、油路１００）の容積Ｖと、連通口３６の開口面積Ｄ２を設定できるので、空間の容積と連通口３６の開口面積Ｄ２を、車両燃費の悪化を抑制しつつ、車両に合わせて適切に設定できる。

　上記した実施の形態では、圧力室として機能する空間として、図１における、圧力室３４と、排出路３５と、油路１００とが該当する場合を例示したが、例えば、油路１００を除く他の空間（圧力室３４と排出路３５）が、圧力室として機能するように設定しても良い。

Claims

　駆動軸と一体に回転軸回りに回転するインナロータと、
　ハウジングに形成されたポンプ室内に遊嵌状態で設置されていると共に、前記インナロータの外周に設けた歯部に、内周に設けた歯部を噛合させたアウタロータと、
　前記回転軸方向で前記ポンプ室に隣接して設けられていると共に、前記回転軸方向から見て、前記回転軸を囲むリング状に形成された空間部と、
　前記ポンプ室と前記空間部とを接続する接続路と、
　前記ハウジング内を前記回転軸に対して平行に延びると共に、長手方向における一端が前記空間部に連絡し、他端が、前記回転軸方向で前記空間部よりも前記ポンプ室から離れた位置に開口する吐出口とされた筒状の排出路と、を有するオイルポンプにおいて、
　前記ハウジングにおいて前記排出路を、前記回転軸方向から見て、前記排出路の一部が前記空間部の外周よりも内側で開口する位置に設け、
　前記排出路の前記一端を、前記回転軸の径方向から見て前記空間部の途中まで及ぶ位置に設けて、前記排出路と前記空間部とを直接連通させた、オイルポンプ。
　前記排出路と前記空間部の連通部における開口面積は、前記排出路の吐出口の開口面積と同一以上に設定されている、請求項１に記載のオイルポンプ。
　前記空間部の容積と、前記連通部の開口面積との大きさは、
　前記空間部の容積と前記連通部の開口面積とをパラメータとしたテーブルにおいて、
　前記空間の容積と前記連通部の開口面積に応じて変化する脈動であって、許容できる脈動の上限値を規定する目標脈動特性線と、
　前記連通部の開口面積に応じて変化する燃費であって、許容できる燃費の下限値を規定する目標燃費特性線と、
　前記空間部の容積に応じて変化するオイルポンプでの油圧応答性であって、許容できる油圧応答性の下限を規定する目標油圧応答特性とで囲まれた領域内に含まれる容積と開口面積に、それぞれ設定されている構成とした、請求項１または請求項２に記載のオイルポンプ。
　前記目標脈動特性は、オイルポンプを搭載した車両として抑えるべきノイズにより算出されたオイルポンプの油振上限値に設定されており、前記目標脈動特性は、前記空間の容積と前記連通部の開口面積をパラメータとした等価曲線で表現される、請求項３に記載のオイルポンプ。
　前記目標燃費特性は、オイルポンプを搭載した車両における負荷トルクのオイルポンプ負担分の上限値である、請求項３または請求項４に記載のオイルポンプ。