JPH11264381A - オイルポンプロータ - Google Patents
オイルポンプロータInfo
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- JPH11264381A JPH11264381A JP9643398A JP9643398A JPH11264381A JP H11264381 A JPH11264381 A JP H11264381A JP 9643398 A JP9643398 A JP 9643398A JP 9643398 A JP9643398 A JP 9643398A JP H11264381 A JPH11264381 A JP H11264381A
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- Japan
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- rotor
- circle
- tooth
- oil pump
- outer rotor
- Prior art date
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Classifications
-
- 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
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Rotary Pumps (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 作動流体の圧力脈動、両ロータの歯面間の摺
動抵抗の増大から、ポンプの運転音が発生しそれに伴っ
てポンプ性能や機械効率の低下が起こり得る。 【解決手段】 基礎円Ｂi上を転がる第１外転円Ｅiによ
って創成される外転サイクロイド曲線を歯先、基礎円Ｂ
i上を転がる第１内転円Ｈiに創成される内転サイクロイ
ド曲線を歯溝として歯数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Ｅoによって創成
される外転サイクロイド曲線を歯溝、基礎円Ｂo上を転
がる第２内転円Ｈoに創成される内転サイクロイド曲線
を歯先として歯数ｎ＋１枚のアウターロータ２０を形成
するものとし、Ｅi、Ｈi、Ｅo、Ｈoの直径をＤi、ｄi、
Ｄo、ｄoとするとき、 Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo を満たして各ロータを構成する。
動抵抗の増大から、ポンプの運転音が発生しそれに伴っ
てポンプ性能や機械効率の低下が起こり得る。 【解決手段】 基礎円Ｂi上を転がる第１外転円Ｅiによ
って創成される外転サイクロイド曲線を歯先、基礎円Ｂ
i上を転がる第１内転円Ｈiに創成される内転サイクロイ
ド曲線を歯溝として歯数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Ｅoによって創成
される外転サイクロイド曲線を歯溝、基礎円Ｂo上を転
がる第２内転円Ｈoに創成される内転サイクロイド曲線
を歯先として歯数ｎ＋１枚のアウターロータ２０を形成
するものとし、Ｅi、Ｈi、Ｅo、Ｈoの直径をＤi、ｄi、
Ｄo、ｄoとするとき、 Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo を満たして各ロータを構成する。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】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。
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。
【０００２】
【従来の技術】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。
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。
【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。
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。
【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
ク軸直結駆動がある。
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
ク軸直結駆動がある。
【０００５】上記のようなオイルポンプについては、ポ
ンプが発する雑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。
ンプが発する雑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。
【０００６】チップクリアランスを確保する手段として
は、アウターロータの歯形について均等追い込みを行う
ことで両ロータの歯面間にそれぞれクリアランスを設
け、噛み合い状態において両ロータの歯先間にチップク
リアランスを確保するもの、サイクロイド曲線の平坦化
によるもの等が挙げられる。
は、アウターロータの歯形について均等追い込みを行う
ことで両ロータの歯面間にそれぞれクリアランスを設
け、噛み合い状態において両ロータの歯先間にチップク
リアランスを確保するもの、サイクロイド曲線の平坦化
によるもの等が挙げられる。
【０００７】例えば、特開平５−２５６２６８号公報に
開示されたオイルポンプは、ピニオン（インナーロー
タ）の歯先および内歯リングギヤ（アウターロータ）の
歯溝が、ピニオンおよび内歯リングギヤのピッチ円上の
第１のサイクロイド生成円が回転することにより生成さ
れる外サイクロイド形状を有し、ピニオンの歯溝および
内歯リングギヤの歯先が、ピニオンおよび内歯リングギ
ヤのピッチ円上の第２のサイクロイド生成円が回転する
ことにより生成される内サイクロイド形状を有する（第
１のサイクロイド生成円の半径は第２のサイクロイド生
成円の半径と異なる）いわゆるサイクロイドポンプであ
る。このオイルポンプにおいては、ピニオンの歯先およ
び内歯リングギヤの歯溝が同じ第１のサイクロイド生成
円によって生成され、ピニオンの歯溝および内歯リング
ギヤの歯先が第２のサイクロイド生成円によって生成さ
れるというように、２つの転円を用いてピニオンおよび
内歯リングギヤの歯形が形成されている。
開示されたオイルポンプは、ピニオン（インナーロー
タ）の歯先および内歯リングギヤ（アウターロータ）の
歯溝が、ピニオンおよび内歯リングギヤのピッチ円上の
第１のサイクロイド生成円が回転することにより生成さ
れる外サイクロイド形状を有し、ピニオンの歯溝および
内歯リングギヤの歯先が、ピニオンおよび内歯リングギ
ヤのピッチ円上の第２のサイクロイド生成円が回転する
ことにより生成される内サイクロイド形状を有する（第
１のサイクロイド生成円の半径は第２のサイクロイド生
成円の半径と異なる）いわゆるサイクロイドポンプであ
る。このオイルポンプにおいては、ピニオンの歯先およ
び内歯リングギヤの歯溝が同じ第１のサイクロイド生成
円によって生成され、ピニオンの歯溝および内歯リング
ギヤの歯先が第２のサイクロイド生成円によって生成さ
れるというように、２つの転円を用いてピニオンおよび
内歯リングギヤの歯形が形成されている。
【０００８】上記公報に開示されたポンプにおいては、
ポンプが発する雑音の低減とそれに伴う機械効率の向上
を目的として、内歯リングギヤとピニオンとが最も深く
噛合する点に対向する領域における歯先間において必要
な半径方向クリアランスに相当し、かつピニオンと内歯
リングギヤとが互いに最も深く噛合する点におけるクリ
アランスが大幅に小さくなる程度にまで２つのサイクロ
イド曲線を平坦化し、これによって流体の送出流脈動を
大幅に低減して雑音の発生と機械効率の向上及び寿命の
延命を図る手段が採用されている。
ポンプが発する雑音の低減とそれに伴う機械効率の向上
を目的として、内歯リングギヤとピニオンとが最も深く
噛合する点に対向する領域における歯先間において必要
な半径方向クリアランスに相当し、かつピニオンと内歯
リングギヤとが互いに最も深く噛合する点におけるクリ
アランスが大幅に小さくなる程度にまで２つのサイクロ
イド曲線を平坦化し、これによって流体の送出流脈動を
大幅に低減して雑音の発生と機械効率の向上及び寿命の
延命を図る手段が採用されている。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】上記公報に開示された
ポンプにおいては、平坦化されたサイクロイド曲線の開
始点および終点と、ピッチ円上の未平坦化サイクロイド
曲線の開始点および終点を直線で結ぶことで閉じたサイ
クロイド曲線を生成しているが、サイクロイド曲線の一
部に直線部分が生まれることでピニオンと内歯リングギ
ヤとの噛み合いが円滑に行われなくなる恐れがある。例
えば、ピニオンと内歯リングギヤとの噛み合い位置か
ら、ピニオンの歯先が内歯リングギヤの歯溝面を滑って
移動する過程において、ピニオンの歯先が曲線部分から
直線部分に移行するとき、ピニオンの歯先が直線部分か
ら曲線部分に移行するときにブレを生じる等して噛み合
いの円滑な進行を妨げることが予想されるからである。
ポンプにおいては、平坦化されたサイクロイド曲線の開
始点および終点と、ピッチ円上の未平坦化サイクロイド
曲線の開始点および終点を直線で結ぶことで閉じたサイ
クロイド曲線を生成しているが、サイクロイド曲線の一
部に直線部分が生まれることでピニオンと内歯リングギ
ヤとの噛み合いが円滑に行われなくなる恐れがある。例
えば、ピニオンと内歯リングギヤとの噛み合い位置か
ら、ピニオンの歯先が内歯リングギヤの歯溝面を滑って
移動する過程において、ピニオンの歯先が曲線部分から
直線部分に移行するとき、ピニオンの歯先が直線部分か
ら曲線部分に移行するときにブレを生じる等して噛み合
いの円滑な進行を妨げることが予想されるからである。
【００１０】本発明は上記の事情に鑑みてなされたもの
であり、両ロータが噛み合う過程でのインナーロータの
歯先とアウターロータの歯溝との間隙を適切な大きさに
設定し、両ロータの歯面間の摺動抵抗を低減することで
オイルポンプのポンプ性能および機械効率の向上を図る
ことを目的としている。
であり、両ロータが噛み合う過程でのインナーロータの
歯先とアウターロータの歯溝との間隙を適切な大きさに
設定し、両ロータの歯面間の摺動抵抗を低減することで
オイルポンプのポンプ性能および機械効率の向上を図る
ことを目的としている。
【００１１】
【課題を解決するための手段】上記の課題を解決するた
めの手段として、請求項１記載のオイルポンプロータ
は、インナーロータが、その基礎円に外接してすべりな
く転がる第１外転円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、基礎円に内接してすべりなく
転がる第１内転円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、アウターロータが、
その基礎円に外接してすべりなく転がる第２外転円によ
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、基礎円に内接してすべりなく転がる第２内転円によ
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の直径をｂ
i、第１外転円の直径をＤi、第１内転円の直径をｄi、
アウターロータの基礎円の直径をｂo、第２外転円の直
径をＤo、第２内転円の直径を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、 ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi），ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋
ｄo） Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo かつ、 Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo 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。
めの手段として、請求項１記載のオイルポンプロータ
は、インナーロータが、その基礎円に外接してすべりな
く転がる第１外転円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、基礎円に内接してすべりなく
転がる第１内転円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、アウターロータが、
その基礎円に外接してすべりなく転がる第２外転円によ
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、基礎円に内接してすべりなく転がる第２内転円によ
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の直径をｂ
i、第１外転円の直径をＤi、第１内転円の直径をｄi、
アウターロータの基礎円の直径をｂo、第２外転円の直
径をＤo、第２内転円の直径を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、 ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi），ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋
ｄo） Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo かつ、 Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo 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。
【００１２】請求項２記載のオイルポンプロータは、請
求項１記載のオイルポンプロータにおいて、インナーロ
ータの歯先とアウターロータの歯先との間隙の大きさを
ｔ（≠０）とするとき、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo，ｄi−ｔ／２＝ｄo 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。
求項１記載のオイルポンプロータにおいて、インナーロ
ータの歯先とアウターロータの歯先との間隙の大きさを
ｔ（≠０）とするとき、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo，ｄi−ｔ／２＝ｄo 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。
【００１３】請求項３記載のオイルポンプロータは、請
求項２記載のオイルポンプロータにおけるｔの値が、 ０．０３ｍｍ≦ｔ≦０．２５ｍｍ（ｍｍ：ミリメート
ル） の範囲に設定されたうえでインナーロータとアウターロ
ータとが構成されている。
求項２記載のオイルポンプロータにおけるｔの値が、 ０．０３ｍｍ≦ｔ≦０．２５ｍｍ（ｍｍ：ミリメート
ル） の範囲に設定されたうえでインナーロータとアウターロ
ータとが構成されている。
【００１４】請求項４記載のオイルポンプロータは、請
求項１または２記載のオイルポンプロータにおいて、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５ 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。
求項１または２記載のオイルポンプロータにおいて、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５ 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。
【００１５】インナーロータおよびアウターロータの歯
形を決定するために必要な条件とは、まず、インナーロ
ータについて、第１外転円および第１内転円の転がり距
離が１周で閉じなければならない、つまり第１外転円お
よび第１内転円の転がり距離がインナーロータの基礎円
の円周に等しくなければならないことから、 ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi） 同様に、アウターロータについて、第２外転円および第
２内転円の転がり距離がアウターロータの基礎円の円周
に等しくなければならないことから、 ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋ｄo） 次に、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、 Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ 上記の各式から、 （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo となり、インナーロータおよびアウターロータの歯形は
これらの条件を満たして構成される。
形を決定するために必要な条件とは、まず、インナーロ
ータについて、第１外転円および第１内転円の転がり距
離が１周で閉じなければならない、つまり第１外転円お
よび第１内転円の転がり距離がインナーロータの基礎円
の円周に等しくなければならないことから、 ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi） 同様に、アウターロータについて、第２外転円および第
２内転円の転がり距離がアウターロータの基礎円の円周
に等しくなければならないことから、 ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋ｄo） 次に、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、 Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ 上記の各式から、 （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo となり、インナーロータおよびアウターロータの歯形は
これらの条件を満たして構成される。
【００１６】ここで、上記の各条件を満たして構成され
るオイルポンプロータについて、 Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo とすると、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によっ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
ータの歯先の形状が、噛み合い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従来に比べて大きく確
保できるようになる。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の歯面との間にできる間隙
である。
るオイルポンプロータについて、 Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo とすると、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によっ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
ータの歯先の形状が、噛み合い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従来に比べて大きく確
保できるようになる。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の歯面との間にできる間隙
である。
【００１７】上記の各関係式は、チップクリアランスを
設けて両ロータの歯形を形成した場合も成立しなければ
ならない。そこで、必要とされるチップクリアランスｔ
を両ロータの噛み合い位置と両ロータの歯先の突き合い
位置（チップクリアランスが設けられる位置）に等分し
（以下、クリアランスとする）、各位置におけるロータ
の歯面間にそれぞれ振り分けるものとする。このクリア
ランスは、次の関係式を用いることで確保することがで
きる。 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo， ｄi−ｔ／２＝ｄo 両ロータの噛み合い位置および両ロータの歯先の突き合
い位置にそれぞれ設けられたクリアランス（ｔ／２）
は、両ロータが組み合わせた状態とすることにより両ロ
ータの歯先の突き合い位置に移行して併合され、チップ
クリアランスｔとして作用する。
設けて両ロータの歯形を形成した場合も成立しなければ
ならない。そこで、必要とされるチップクリアランスｔ
を両ロータの噛み合い位置と両ロータの歯先の突き合い
位置（チップクリアランスが設けられる位置）に等分し
（以下、クリアランスとする）、各位置におけるロータ
の歯面間にそれぞれ振り分けるものとする。このクリア
ランスは、次の関係式を用いることで確保することがで
きる。 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo， ｄi−ｔ／２＝ｄo 両ロータの噛み合い位置および両ロータの歯先の突き合
い位置にそれぞれ設けられたクリアランス（ｔ／２）
は、両ロータが組み合わせた状態とすることにより両ロ
ータの歯先の突き合い位置に移行して併合され、チップ
クリアランスｔとして作用する。
【００１８】本発明の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
歯形よりも僅かに小さく、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僅かに大きく
なるようにインナーロータ、アウターロータが構成され
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が適切な大きさに設定され、
これによってチップクリアランスを小さく維持したまま
でバックラッシュを従来に比べて大きく確保できるよう
になり、流体の圧力脈動が生じ難くなるとともに両ロー
タの歯面間の摺動抵抗が低減される。
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
歯形よりも僅かに小さく、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僅かに大きく
なるようにインナーロータ、アウターロータが構成され
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が適切な大きさに設定され、
これによってチップクリアランスを小さく維持したまま
でバックラッシュを従来に比べて大きく確保できるよう
になり、流体の圧力脈動が生じ難くなるとともに両ロー
タの歯面間の摺動抵抗が低減される。
【００１９】
【発明の実施の形態】本発明に係るオイルポンプロータ
の第１の実施形態を図に示して説明する。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、各外歯と噛み合うｎ＋１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３０の内部に収納さ
れている。
の第１の実施形態を図に示して説明する。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、各外歯と噛み合うｎ＋１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３０の内部に収納さ
れている。
【００２０】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１
０、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３０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。
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１
０、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３０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。
【００２１】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Ｅi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Ｈi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。
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Ｅi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Ｈi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。
【００２２】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３０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Ｅo
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Ｈo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。
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３０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Ｅo
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Ｈo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。
【００２３】ここで、インナーロータ１０の基礎円Ｂi
の直径をｂi、第１外転円Ｅiの直径をＤi、第１内転円
Ｈiの直径をｄi、アウターロータ２０の基礎円Ｂoの直
径をｂo、第２外転円Ｅoの直径をＤo、第２内転円Ｈoの
直径をｄoとするとき、インナーロータ１０とアウター
ロータ２０との間には次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。
の直径をｂi、第１外転円Ｅiの直径をＤi、第１内転円
Ｈiの直径をｄi、アウターロータ２０の基礎円Ｂoの直
径をｂo、第２外転円Ｅoの直径をＤo、第２内転円Ｈoの
直径をｄoとするとき、インナーロータ１０とアウター
ロータ２０との間には次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。
【００２４】まず、インナーロータ１０について、第１
外転円Ｅiおよび第１内転円Ｈi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Ｅiおよび第１
内転円Ｈi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、 π・ｂi＝ｎ・π・（Ｄi＋ｄi） すなわち ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi） …（Ｉａ） 同様に、アウターロータ２０について、第２外転円Ｅo
および第２内転円Ｈo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、 π・ｂo＝（ｎ＋１）・π・（Ｄo＋ｄo） すなわち ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋ｄo） …（Iｂ） 次に、インナーロータ１０とアウターロータ２０とが噛
み合うことから、 Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ …（II） 上記の式（Iａ）、（Iｂ）、（II）から、 （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo …（III） の関係を満たしている。
外転円Ｅiおよび第１内転円Ｈi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Ｅiおよび第１
内転円Ｈi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、 π・ｂi＝ｎ・π・（Ｄi＋ｄi） すなわち ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi） …（Ｉａ） 同様に、アウターロータ２０について、第２外転円Ｅo
および第２内転円Ｈo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、 π・ｂo＝（ｎ＋１）・π・（Ｄo＋ｄo） すなわち ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋ｄo） …（Iｂ） 次に、インナーロータ１０とアウターロータ２０とが噛
み合うことから、 Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ …（II） 上記の式（Iａ）、（Iｂ）、（II）から、 （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo …（III） の関係を満たしている。
【００２５】さらに、両ロータ１０、２０の噛み合い位
置から半回転進んだ位置において外歯１１の歯先と内歯
２１の歯先とが対峙するときに両歯先間に設けられる間
隙、すなわちチップクリアランスの大きさをｔとすると
き、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo …（IV） ｄi−ｔ／２＝ｄo …（V） （Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo）の関係を満たし、かつｔの値が ０．０３ｍｍ≦ｔ≦０．２５ｍｍ …（VI） の範囲に設定されたうえでインナーロータ１０およびア
ウターロータ２０が構成されている。（図１はＤi＝
２．９８６５ｍｍ、ｄi＝４．６５８５ｍｍ、ｔ＝０．
１２ｍｍとして構成されたインナーロータ１０およびア
ウターロータ２０を示す。）
置から半回転進んだ位置において外歯１１の歯先と内歯
２１の歯先とが対峙するときに両歯先間に設けられる間
隙、すなわちチップクリアランスの大きさをｔとすると
き、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo …（IV） ｄi−ｔ／２＝ｄo …（V） （Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo）の関係を満たし、かつｔの値が ０．０３ｍｍ≦ｔ≦０．２５ｍｍ …（VI） の範囲に設定されたうえでインナーロータ１０およびア
ウターロータ２０が構成されている。（図１はＤi＝
２．９８６５ｍｍ、ｄi＝４．６５８５ｍｍ、ｔ＝０．
１２ｍｍとして構成されたインナーロータ１０およびア
ウターロータ２０を示す。）
【００２６】ケーシング３０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。
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。
【００２７】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。
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。
【００２８】ところで、上記のように構成されたオイル
ポンプロータにおいては、上記式（IV）、（V）の関係
を満たすことにより、インナーロータ１０の歯先の歯形
がアウターロータ２０の歯溝の歯形よりも僅かに小さ
く、かつインナーロータ１０の歯溝の歯形がアウターロ
ータ２０の歯先の歯形よりも僅かに大きくなるようにイ
ンナーロータ１０、アウターロータ２０が構成されてい
る。これにより、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が適切な大きさに設
定され、チップクリアランスを小さく維持したままでバ
ックラッシュが従来に比べて大きく確保されており、流
体の圧力脈動が生じ難くなるとともに両ロータの歯面間
の摺動抵抗が低減されている。
ポンプロータにおいては、上記式（IV）、（V）の関係
を満たすことにより、インナーロータ１０の歯先の歯形
がアウターロータ２０の歯溝の歯形よりも僅かに小さ
く、かつインナーロータ１０の歯溝の歯形がアウターロ
ータ２０の歯先の歯形よりも僅かに大きくなるようにイ
ンナーロータ１０、アウターロータ２０が構成されてい
る。これにより、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が適切な大きさに設
定され、チップクリアランスを小さく維持したままでバ
ックラッシュが従来に比べて大きく確保されており、流
体の圧力脈動が生じ難くなるとともに両ロータの歯面間
の摺動抵抗が低減されている。
【００２９】そこで、このことをふまえたうえで、 ｔ＜０．０３ｍｍ …（VII） の範囲を満たしてｔの値を設定しインナーロータ１０と
アウターロータ２０とを構成したとすると、チップクリ
アランスが狭過ぎるために、容積が減少過程にあるセル
Ｃから絞り出される流体に圧力脈動が生じてキャビテー
ション雑音が発生しポンプの運転音が大きくなるととも
に、圧力脈動によって両ロータの回転が円滑に行われな
くなってしまう。
アウターロータ２０とを構成したとすると、チップクリ
アランスが狭過ぎるために、容積が減少過程にあるセル
Ｃから絞り出される流体に圧力脈動が生じてキャビテー
ション雑音が発生しポンプの運転音が大きくなるととも
に、圧力脈動によって両ロータの回転が円滑に行われな
くなってしまう。
【００３０】しかも、両ロータが噛み合う過程では、外
歯１１の荷重のかかる歯面の後方に位置する反対側の歯
面と内歯２１の歯面との間にできる間隙、すなわちバッ
クラッシュが狭過ぎるために、両ロータの噛み合い点以
外でも歯面間に摺動抵抗を生じるようになるため、イン
ナーロータ１０がアウターロータ２０を回転させるため
の駆動トルクが増大してオイルポンプ自体の機械効率が
低下してしまうばかりか、両ロータの歯面の摩耗が激し
くなって耐久性の低下が起こり得る。
歯１１の荷重のかかる歯面の後方に位置する反対側の歯
面と内歯２１の歯面との間にできる間隙、すなわちバッ
クラッシュが狭過ぎるために、両ロータの噛み合い点以
外でも歯面間に摺動抵抗を生じるようになるため、イン
ナーロータ１０がアウターロータ２０を回転させるため
の駆動トルクが増大してオイルポンプ自体の機械効率が
低下してしまうばかりか、両ロータの歯面の摩耗が激し
くなって耐久性の低下が起こり得る。
【００３１】一方、 ｔ＞０．２５ｍｍ …（VIII） の範囲を満たしてｔの値を設定しインナーロータ１０と
アウターロータ２０とを構成したとすると、チップクリ
アランスが広くなって流体の圧力脈動が生じなくなり運
転音が低減するとともに、バックラッシュが広がって摺
動抵抗が減少し機械効率が向上するが、その反面、チッ
プクリアランスが広くなることで個々のセルＣにおける
液密性が損われてしまい、ポンプ性能、特に容積効率を
悪化させてしまう。しかも、正確な噛み合い位置での駆
動トルクの伝達が行われなくなり回転の損失が大きくな
るためにやはり機械効率が低下してしまう。
アウターロータ２０とを構成したとすると、チップクリ
アランスが広くなって流体の圧力脈動が生じなくなり運
転音が低減するとともに、バックラッシュが広がって摺
動抵抗が減少し機械効率が向上するが、その反面、チッ
プクリアランスが広くなることで個々のセルＣにおける
液密性が損われてしまい、ポンプ性能、特に容積効率を
悪化させてしまう。しかも、正確な噛み合い位置での駆
動トルクの伝達が行われなくなり回転の損失が大きくな
るためにやはり機械効率が低下してしまう。
【００３２】図２は、ｔの値と、ポンプの機械効率ζお
よび容積効率ηとの関係を示すグラフである。このグラ
フによると、上記式（VII）を満たす範囲では、容積効
率ηは高く安定するものの、ｔが小さくなるほど機械効
率ζが非常に低い値を示すことが解る。また、上記式
（VIII）を満たす範囲では、ｔが大きくなるほど機械効
率ζ、容積効率ηともに低い値を示すことが解る。さら
にグラフから、より好適なｔの値は、 ０．０５ｍｍ≦ｔ≦０．２０ｍｍ を満たす範囲に含まれ、最も好適なｔの値は０．１２付
近であることが解る。ることが解る。
よび容積効率ηとの関係を示すグラフである。このグラ
フによると、上記式（VII）を満たす範囲では、容積効
率ηは高く安定するものの、ｔが小さくなるほど機械効
率ζが非常に低い値を示すことが解る。また、上記式
（VIII）を満たす範囲では、ｔが大きくなるほど機械効
率ζ、容積効率ηともに低い値を示すことが解る。さら
にグラフから、より好適なｔの値は、 ０．０５ｍｍ≦ｔ≦０．２０ｍｍ を満たす範囲に含まれ、最も好適なｔの値は０．１２付
近であることが解る。ることが解る。
【００３３】したがって、グラフからも解るように上記
式（VI）を満たしてインナーロータ１０とアウターロー
タ２０とを構成すれば、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が適切な大き
さに設定され、チップクリアランスを小さく維持したま
までバックラッシュを従来に比べて大きく確保すること
ができ、流体の圧力脈動が生じ難くなるとともに両ロー
タの歯面間の摺動抵抗が低減されるので、ポンプの運転
音を低く抑えつつ、容積効率が高くポンプ性能に優れ、
かつ駆動トルクが小さく機械効率に優れたオイルポンプ
を実現することができる。
式（VI）を満たしてインナーロータ１０とアウターロー
タ２０とを構成すれば、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が適切な大き
さに設定され、チップクリアランスを小さく維持したま
までバックラッシュを従来に比べて大きく確保すること
ができ、流体の圧力脈動が生じ難くなるとともに両ロー
タの歯面間の摺動抵抗が低減されるので、ポンプの運転
音を低く抑えつつ、容積効率が高くポンプ性能に優れ、
かつ駆動トルクが小さく機械効率に優れたオイルポンプ
を実現することができる。
【００３４】次に、本発明に係るオイルポンプロータの
第２の実施形態を図に示して説明する。図３に示すオイ
ルポンプは、ｍ（ｍは自然数、本実施形態においてｍは
１０）枚の外歯１１１が形成されたインナーロータ１１
０と、各外歯と噛み合うｍ＋１枚の内歯１２１が形成さ
れたアウターロータ１２０とを備え、これらインナーロ
ータ１１０とアウターロータ１２０とがケーシング１３
０の内部に収納されている。
第２の実施形態を図に示して説明する。図３に示すオイ
ルポンプは、ｍ（ｍは自然数、本実施形態においてｍは
１０）枚の外歯１１１が形成されたインナーロータ１１
０と、各外歯と噛み合うｍ＋１枚の内歯１２１が形成さ
れたアウターロータ１２０とを備え、これらインナーロ
ータ１１０とアウターロータ１２０とがケーシング１３
０の内部に収納されている。
【００３５】ここで、第１の実施形態と同様に、インナ
ーロータ１１０の軸心Ｏiに対するアウターロータ１２
０の軸心Ｏoの偏心量をｅ、インナーロータ１１０の基
礎円Ｂiの直径をｂi、第１外転円Ｅiの直径をＤi、第１
内転円Ｈiの直径をｄi、アウターロータ１２０の基礎円
Ｂoの直径をｂo、第２外転円Ｅoの直径をＤo、第２内転
円Ｈoの直径をｄoとしたとき、インナーロータ１１０と
アウターロータ１２０との間には次の関係式が成り立
つ。
ーロータ１１０の軸心Ｏiに対するアウターロータ１２
０の軸心Ｏoの偏心量をｅ、インナーロータ１１０の基
礎円Ｂiの直径をｂi、第１外転円Ｅiの直径をＤi、第１
内転円Ｈiの直径をｄi、アウターロータ１２０の基礎円
Ｂoの直径をｂo、第２外転円Ｅoの直径をＤo、第２内転
円Ｈoの直径をｄoとしたとき、インナーロータ１１０と
アウターロータ１２０との間には次の関係式が成り立
つ。
【００３６】まず、インナーロータ１１０について、 ｂi＝ｍ・（Ｄi＋ｄi） …（IXａ） 同様に、アウターロータ１２０について、 ｂo＝（ｍ＋１）・（Ｄo＋ｄo） …（IXｂ） 次に、インナーロータ１１０とアウターロータ１２０と
が噛み合うことから、 Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ …（X） 上記の式（IXａ）、（IXｂ）、（X）から、 （ｍ＋１）・ｂi＝ｍ・ｂo …（XI）
が噛み合うことから、 Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ …（X） 上記の式（IXａ）、（IXｂ）、（X）から、 （ｍ＋１）・ｂi＝ｍ・ｂo …（XI）
【００３７】さらにインナーロータ１１０およびアウタ
ーロータ１２０は、第２外転円Ｅoの直径Ｄoに対する第
１外転円Ｅiの直径Ｄiの比を示す値が、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５ …（XII） の範囲を満して構成されている。（図４はＤi／Ｄoの値
を０．９５として構成されたインナーロータ１１０およ
びアウターロータ１２０を示す。）
ーロータ１２０は、第２外転円Ｅoの直径Ｄoに対する第
１外転円Ｅiの直径Ｄiの比を示す値が、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５ …（XII） の範囲を満して構成されている。（図４はＤi／Ｄoの値
を０．９５として構成されたインナーロータ１１０およ
びアウターロータ１２０を示す。）
【００３８】上記のように構成されたオイルポンプロー
タにおいては、両ロータの噛み合いの関係を考慮して、
インナーロータ１１０の歯先の歯形がアウターロータ１
２０の歯溝の歯形よりも大きくなる、すなわちＤi／Ｄo
の値が１以上となることはなく、Ｄi／Ｄoの値が１より
も小さい値をとるように設計されている。
タにおいては、両ロータの噛み合いの関係を考慮して、
インナーロータ１１０の歯先の歯形がアウターロータ１
２０の歯溝の歯形よりも大きくなる、すなわちＤi／Ｄo
の値が１以上となることはなく、Ｄi／Ｄoの値が１より
も小さい値をとるように設計されている。
【００３９】そこで、このことをふまえたうえで、 Ｄi／Ｄo＞０．９９５ …（XIII） の範囲を満たしてインナーロータ１１０とアウターロー
タ１２０とを構成したとすると、インナーロータ１１０
の歯先とアウターロータ１２０の歯先との間隙、チップ
クリアランスが狭くなり過ぎ、容積が減少過程にあるセ
ルＣから絞り出される流体に圧力脈動が生じてキャビテ
ーション雑音が発生しポンプの運転音が大きくなるとと
もに、圧力脈動によって両ロータの回転が円滑に行われ
なくなってしまう。
タ１２０とを構成したとすると、インナーロータ１１０
の歯先とアウターロータ１２０の歯先との間隙、チップ
クリアランスが狭くなり過ぎ、容積が減少過程にあるセ
ルＣから絞り出される流体に圧力脈動が生じてキャビテ
ーション雑音が発生しポンプの運転音が大きくなるとと
もに、圧力脈動によって両ロータの回転が円滑に行われ
なくなってしまう。
【００４０】しかも、両ロータが噛み合う過程では、外
歯１１１の荷重のかかる歯面の後方に位置する反対側の
歯面と内歯１２１の歯面との間にできる間隙、すなわち
バックラッシュが狭くなり過ぎ、両ロータの噛み合い点
以外でも歯面間に摺動抵抗を生じるようになるため、イ
ンナーロータ１１０がアウターロータ１２０を回転させ
るための駆動トルクが増大してオイルポンプ自体の機械
効率が低下してしまうばかりか、両ロータの歯面の摩耗
が激しくなって耐久性の低下が起こり得る。
歯１１１の荷重のかかる歯面の後方に位置する反対側の
歯面と内歯１２１の歯面との間にできる間隙、すなわち
バックラッシュが狭くなり過ぎ、両ロータの噛み合い点
以外でも歯面間に摺動抵抗を生じるようになるため、イ
ンナーロータ１１０がアウターロータ１２０を回転させ
るための駆動トルクが増大してオイルポンプ自体の機械
効率が低下してしまうばかりか、両ロータの歯面の摩耗
が激しくなって耐久性の低下が起こり得る。
【００４１】一方、 Ｄi／Ｄo＜０．８５０ …（XIV） の範囲を満たしてインナーロータ１１０とアウターロー
タ１２０とを構成したとすると、チップクリアランスが
広くなって流体の圧力脈動が生じなくなり運転音が低減
するとともに、バックラッシュが広がって摺動抵抗が減
少し機械効率が向上するが、その反面、チップクリアラ
ンスが広くなることで個々のセルＣにおける液密性が損
われてしまい、ポンプ性能、特に容積効率を悪化させて
しまう。
タ１２０とを構成したとすると、チップクリアランスが
広くなって流体の圧力脈動が生じなくなり運転音が低減
するとともに、バックラッシュが広がって摺動抵抗が減
少し機械効率が向上するが、その反面、チップクリアラ
ンスが広くなることで個々のセルＣにおける液密性が損
われてしまい、ポンプ性能、特に容積効率を悪化させて
しまう。
【００４２】図４は、Ｄi／Ｄoの値と、ロータを回転さ
せるために必要な駆動トルクＴおよびポンプの容積効率
ηとの関係を示すグラフである。このグラフによると、
上記式（XIII）の範囲では、容積効率ηは高く安定する
ものの、Ｄi／Ｄoの値が大きくなるほど駆動トルクＴが
急激に増加することが解る。また、上記式（XIV）の範
囲では、駆動トルクＴは低く安定するものの、Ｄi／Ｄo
の値が小さくなるほど容積効率ηが急激に低下すること
が解る。
せるために必要な駆動トルクＴおよびポンプの容積効率
ηとの関係を示すグラフである。このグラフによると、
上記式（XIII）の範囲では、容積効率ηは高く安定する
ものの、Ｄi／Ｄoの値が大きくなるほど駆動トルクＴが
急激に増加することが解る。また、上記式（XIV）の範
囲では、駆動トルクＴは低く安定するものの、Ｄi／Ｄo
の値が小さくなるほど容積効率ηが急激に低下すること
が解る。
【００４３】さらにグラフから、より好適なＤi／Ｄoの
値は、 ０．９５≦Ｄi／Ｄo≦０．９９ の範囲に含まれ、最も好適なＤi／Ｄoの値は０．９５で
あることが解る。
値は、 ０．９５≦Ｄi／Ｄo≦０．９９ の範囲に含まれ、最も好適なＤi／Ｄoの値は０．９５で
あることが解る。
【００４４】したがって、グラフからも解るように上記
式（XII）を満してインナーロータ１１０とアウターロ
ータ１２０とを構成すれば、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が適切な
大きさに設定され、チップクリアランスを小さく維持し
たままでバックラッシュを従来に比べて大きく確保する
ことができ、流体の圧力脈動が生じ難くなるとともに両
ロータの歯面間の摺動抵抗が低減されるので、ポンプの
運転音を低く抑えつつ、容積効率が高くポンプ性能に優
れ、かつ駆動トルクが小さく機械効率に優れたオイルポ
ンプを実現することができる。
式（XII）を満してインナーロータ１１０とアウターロ
ータ１２０とを構成すれば、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が適切な
大きさに設定され、チップクリアランスを小さく維持し
たままでバックラッシュを従来に比べて大きく確保する
ことができ、流体の圧力脈動が生じ難くなるとともに両
ロータの歯面間の摺動抵抗が低減されるので、ポンプの
運転音を低く抑えつつ、容積効率が高くポンプ性能に優
れ、かつ駆動トルクが小さく機械効率に優れたオイルポ
ンプを実現することができる。
【００４５】図５は、Ｄi／Ｄoの値を０．９８４として
構成されたインナーロータ１１０およびアウターロータ
１２０を備えるオイルポンプを示している（インナーロ
ータ１１０の歯数ｍは１１）。このオイルポンプロータ
においては、チップクリアランスおよびバックラッシュ
が小さめに設定されており、図４のグラフからも解るよ
うに、駆動トルクの低減よりも容積効率の向上に重点が
おかれたものといえる。このようにＤi／Ｄoの値は、オ
イルポンプに求められる特性を十分考慮して適宜選択す
ることが望ましい。
構成されたインナーロータ１１０およびアウターロータ
１２０を備えるオイルポンプを示している（インナーロ
ータ１１０の歯数ｍは１１）。このオイルポンプロータ
においては、チップクリアランスおよびバックラッシュ
が小さめに設定されており、図４のグラフからも解るよ
うに、駆動トルクの低減よりも容積効率の向上に重点が
おかれたものといえる。このようにＤi／Ｄoの値は、オ
イルポンプに求められる特性を十分考慮して適宜選択す
ることが望ましい。
【００４６】
【発明の効果】以上説明したように、請求項１記載のオ
イルポンプロータによれば、インナーロータが、その基
礎円に外接してすべりなく転がる第１外転円によって創
成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎
円に内接してすべりなく転がる第１内転円によって創成
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、アウターロータが、その基礎円に外接してすべりな
く転がる第２外転円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、基礎円に内接してすべりなく
転がる第２内転円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るものとし、インナー
ロータの基礎円の直径をｂi、第１外転円の直径をＤi、
第１内転円の直径をｄi、アウターロータの基礎円の直
径をｂo、第２外転円の直径をＤo、第２内転円の直径を
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、 ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi），ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋
ｄo） Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo の関係を満たしてインナーロータとアウターロータとを
構成することにより、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も僅かに小さく、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
形よりも僅かに大きくなるようにインナーロータ、アウ
ターロータが構成されるので、両ロータの噛み合いの関
係が良好に保たれて円滑な回転を得ることができる。
イルポンプロータによれば、インナーロータが、その基
礎円に外接してすべりなく転がる第１外転円によって創
成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎
円に内接してすべりなく転がる第１内転円によって創成
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、アウターロータが、その基礎円に外接してすべりな
く転がる第２外転円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、基礎円に内接してすべりなく
転がる第２内転円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るものとし、インナー
ロータの基礎円の直径をｂi、第１外転円の直径をＤi、
第１内転円の直径をｄi、アウターロータの基礎円の直
径をｂo、第２外転円の直径をＤo、第２内転円の直径を
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、 ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi），ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋
ｄo） Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo の関係を満たしてインナーロータとアウターロータとを
構成することにより、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も僅かに小さく、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
形よりも僅かに大きくなるようにインナーロータ、アウ
ターロータが構成されるので、両ロータの噛み合いの関
係が良好に保たれて円滑な回転を得ることができる。
【００４７】請求項２記載のオイルポンプロータによれ
ば、チップクリアランスの大きさをｔとするとき、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo，ｄi−ｔ／２＝ｄo の関係を満たしてインナーロータとアウターロータとを
構成することにより、常に所定の大きさのチップクリア
ランスを確保することができる。
ば、チップクリアランスの大きさをｔとするとき、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo，ｄi−ｔ／２＝ｄo の関係を満たしてインナーロータとアウターロータとを
構成することにより、常に所定の大きさのチップクリア
ランスを確保することができる。
【００４８】請求項３記載のオイルポンプロータによれ
ば、 ０．０３ｍｍ≦ｔ≦０．２５ｍｍ の範囲に設定したうえでインナーロータとアウターロー
タとを構成することにより、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が適切な
大きさに設定され、チップクリアランスを小さく維持し
たままでバックラッシュを従来に比べて大きく確保する
ことができる。これにより、流体の圧力脈動が生じ難く
なるとともに両ロータの歯面間の摺動抵抗が低減される
ので、ポンプの運転音を低く抑えつつ、容積効率が高く
ポンプ性能に優れ、かつ駆動トルクが小さく機械効率に
優れたオイルポンプを実現することができる。
ば、 ０．０３ｍｍ≦ｔ≦０．２５ｍｍ の範囲に設定したうえでインナーロータとアウターロー
タとを構成することにより、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が適切な
大きさに設定され、チップクリアランスを小さく維持し
たままでバックラッシュを従来に比べて大きく確保する
ことができる。これにより、流体の圧力脈動が生じ難く
なるとともに両ロータの歯面間の摺動抵抗が低減される
ので、ポンプの運転音を低く抑えつつ、容積効率が高く
ポンプ性能に優れ、かつ駆動トルクが小さく機械効率に
優れたオイルポンプを実現することができる。
【００４９】請求項４記載のオイルポンプロータによれ
ば、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５ を満たしてインナーロータとアウターロータとを構成す
ることにより、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が適切な大きさに設定
され、チップクリアランスを小さく維持したままでバッ
クラッシュを従来に比べて大きく確保することができ
る。これにより、流体の圧力脈動が生じ難くなるととも
に両ロータの歯面間の摺動抵抗が低減されるので、ポン
プの運転音を低く抑えつつ、容積効率が高くポンプ性能
に優れ、かつ駆動トルクが小さく機械効率に優れたオイ
ルポンプを実現することができる。
ば、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５ を満たしてインナーロータとアウターロータとを構成す
ることにより、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が適切な大きさに設定
され、チップクリアランスを小さく維持したままでバッ
クラッシュを従来に比べて大きく確保することができ
る。これにより、流体の圧力脈動が生じ難くなるととも
に両ロータの歯面間の摺動抵抗が低減されるので、ポン
プの運転音を低く抑えつつ、容積効率が高くポンプ性能
に優れ、かつ駆動トルクが小さく機械効率に優れたオイ
ルポンプを実現することができる。
【図１】 本発明に係るオイルポンプロータの第１の実
施形態を示す図であって、インナーロータとアウターロ
ータとが、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo ｄi−ｔ／２＝ｄo の関係を満たし、さらにｔの値が ｔ＝０．１２ｍｍ に設定されて構成されたオイルポンプロータを備えるオ
イルポンプを示す平面図である。
施形態を示す図であって、インナーロータとアウターロ
ータとが、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo ｄi−ｔ／２＝ｄo の関係を満たし、さらにｔの値が ｔ＝０．１２ｍｍ に設定されて構成されたオイルポンプロータを備えるオ
イルポンプを示す平面図である。
【図２】 ｔの値を任意に選択した場合、その値を採用
して構成されたインナーロータとアウターロータとを備
えるオイルポンプの機械効率ζおよびポンプの容積効率
ηを示すグラフである。
して構成されたインナーロータとアウターロータとを備
えるオイルポンプの機械効率ζおよびポンプの容積効率
ηを示すグラフである。
【図３】 本発明に係るオイルポンプロータの第２の実
施形態を示す図であって、インナーロータとアウターロ
ータとが、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５（Ｄi／Ｄo＝０．９
５） を満たして構成されたオイルポンプロータを備えるオイ
ルポンプを示す平面図である。
施形態を示す図であって、インナーロータとアウターロ
ータとが、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５（Ｄi／Ｄo＝０．９
５） を満たして構成されたオイルポンプロータを備えるオイ
ルポンプを示す平面図である。
【図４】 Ｄi／Ｄoの値を任意に選択した場合、その値
を採用して構成されたインナーロータとアウターロータ
とを備えるオイルポンプの駆動トルクＴおよびポンプの
容積効率ηを示すグラフである。
を採用して構成されたインナーロータとアウターロータ
とを備えるオイルポンプの駆動トルクＴおよびポンプの
容積効率ηを示すグラフである。
【図５】 本発明に係るオイルポンプロータの他の実施
形態を示す図であって、インナーロータとアウターロー
タとが、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５（Ｄi／Ｄo＝０．９
８４） を満たして構成されたオイルポンプロータを備えるオイ
ルポンプを示す平面図である。
形態を示す図であって、インナーロータとアウターロー
タとが、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５（Ｄi／Ｄo＝０．９
８４） を満たして構成されたオイルポンプロータを備えるオイ
ルポンプを示す平面図である。
１０ インナーロータ １１ 外歯 ２０ アウターロータ ２１ 内歯 ３０ ケーシング Ｂi インナーロータの基礎円 Ｂo アウターロータの基礎円 Ｅi 第１外転円 Ｈi 第１内転円 Ｅo 第２外転円 Ｈo 第２内転円 ｔ チップクリアランス
Claims (4)
- 【請求項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るオイルポンプロータにおいて、 インナーロータが、その基礎円に外接してすべりなく転
がる第１外転円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、基礎円に内接してすべりなく転が
る第１内転円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、アウターロータが、その
基礎円に外接してすべりなく転がる第２外転円によって
創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基
礎円に内接してすべりなく転がる第２内転円によって創
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の直径をｂi、第１外転円の直
径をＤi、第１内転円の直径をｄi、アウターロータの基
礎円の直径をｂo、第２外転円の直径をＤo、第２内転円
の直径を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、 ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi），ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋
ｄo） Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo かつ、 Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo 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。 - 【請求項２】 請求項１記載のオイルポンプロータにお
いて、 インナーロータの歯先とアウターロータの歯先との間隙
の大きさをｔ（≠０）とするとき、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo，ｄi−ｔ／２＝ｄo 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。 - 【請求項３】 請求項２記載のオイルポンプロータにお
いて、 ０．０３ｍｍ≦ｔ≦０．２５ｍｍ（ｍｍ：ミリメート
ル） の範囲に設定されたうえで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。 - 【請求項４】 請求項１または２記載のオイルポンプロ
ータにおいて、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５ 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。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP09643398A JP3734617B2 (ja) | 1997-04-11 | 1998-04-08 | オイルポンプロータ |
Applications Claiming Priority (7)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP9423597 | 1997-04-11 | ||
| JP9423697 | 1997-04-11 | ||
| JP9-94236 | 1998-01-14 | ||
| JP10-6116 | 1998-01-14 | ||
| JP9-94235 | 1998-01-14 | ||
| JP611698 | 1998-01-14 | ||
| JP09643398A JP3734617B2 (ja) | 1997-04-11 | 1998-04-08 | オイルポンプロータ |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH11264381A true JPH11264381A (ja) | 1999-09-28 |
| JP3734617B2 JP3734617B2 (ja) | 2006-01-11 |
Family
ID=27454424
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP09643398A Expired - Fee Related JP3734617B2 (ja) | 1997-04-11 | 1998-04-08 | オイルポンプロータ |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3734617B2 (ja) |
Cited By (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2005076563A (ja) * | 2003-09-01 | 2005-03-24 | Mitsubishi Materials Corp | オイルポンプロータ |
| JP2005076716A (ja) * | 2003-08-29 | 2005-03-24 | Nippon Soken Inc | 内接噛合遊星歯車機構 |
| JP2005194890A (ja) * | 2003-12-26 | 2005-07-21 | Mitsubishi Materials Corp | 内接型ギヤポンプ |
| JPWO2004044430A1 (ja) * | 2002-10-29 | 2006-03-16 | 三菱マテリアル株式会社 | 内接型オイルポンプロータ |
| WO2013089203A1 (ja) * | 2011-12-14 | 2013-06-20 | 株式会社ダイヤメット | オイルポンプロータ |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP5444292B2 (ja) * | 2011-07-06 | 2014-03-19 | 三菱電機株式会社 | 電動オイルポンプ |
-
1998
- 1998-04-08 JP JP09643398A patent/JP3734617B2/ja not_active Expired - Fee Related
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPWO2004044430A1 (ja) * | 2002-10-29 | 2006-03-16 | 三菱マテリアル株式会社 | 内接型オイルポンプロータ |
| CN100451339C (zh) * | 2002-10-29 | 2009-01-14 | 三菱综合材料Pmg株式会社 | 内啮合型油泵转子 |
| JP2005076716A (ja) * | 2003-08-29 | 2005-03-24 | Nippon Soken Inc | 内接噛合遊星歯車機構 |
| JP2005076563A (ja) * | 2003-09-01 | 2005-03-24 | Mitsubishi Materials Corp | オイルポンプロータ |
| WO2005021969A3 (ja) * | 2003-09-01 | 2005-05-06 | Mitsubishi Materials Corp | オイルポンプロータ |
| CN100462561C (zh) * | 2003-09-01 | 2009-02-18 | 三菱综合材料Pmg株式会社 | 油泵转子 |
| US7588429B2 (en) | 2003-09-01 | 2009-09-15 | Mitsubishi Materials Pmg Corporation | Oil pump rotor assembly |
| KR101044590B1 (ko) * | 2003-09-01 | 2011-06-29 | 가부시키가이샤 다이야멧트 | 오일펌프 로터 |
| JP2005194890A (ja) * | 2003-12-26 | 2005-07-21 | Mitsubishi Materials Corp | 内接型ギヤポンプ |
| WO2013089203A1 (ja) * | 2011-12-14 | 2013-06-20 | 株式会社ダイヤメット | オイルポンプロータ |
| JP2013124597A (ja) * | 2011-12-14 | 2013-06-24 | Diamet:Kk | オイルポンプロータ |
| CN103917784A (zh) * | 2011-12-14 | 2014-07-09 | 大冶美有限公司 | 油泵转子 |
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