(57)【要約】【課題】ポンプ軸が傾斜することに起因してポンプロータにより発生するノイズを小さく抑えることができるオイルポンプを実現する。【解決手段】ポンプロータ１は、回転軸に沿って形成されたロータ孔部１１Ｈを備え、ポンプ軸２は、ロータ孔部１１Ｈに係合する係合部２２と、軸支持部３４に支持される被支持部２１と、を備え、被支持部２１の外周面２１Ｆと軸支持部３４の内周面３４Ｆとの径方向Ｒの隙間を第１隙間とし、係合部２２の外周面２２Ｆとロータ孔部１１Ｈの内周面１１Ｆとの径方向Ｒの隙間を第２隙間とし、第１隙間の大きさＬαに応じて生じ得るポンプ軸２の最大傾斜状態における、ポンプ軸２の基準軸心位置ＡＸ０に対する係合部２２の径方向Ｒの偏心量を最大偏心量Ｇｍａｘとして、第２隙間の大きさＬβが、最大偏心量Ｇｍａｘの１／８以上であって１倍以下である。【選択図】図７
2020204313.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ポンプロータと、
前記ポンプロータの回転軸に沿って配置され、前記ポンプロータと一体的に回転するポンプ軸と、
前記ポンプロータを収容するロータ収容室と、前記ポンプ軸を径方向の外側から回転可能に支持する軸支持部と、を備えたケースと、を備え、
前記ポンプロータは、前記回転軸に沿って形成されたロータ孔部を備え、
前記ポンプ軸は、前記ロータ孔部に係合する係合部と、前記軸支持部に支持される被支持部と、を備え、
前記被支持部の外周面と前記軸支持部の内周面との前記径方向の隙間を第１隙間とし、
前記係合部の外周面と前記ロータ孔部の内周面との前記径方向の隙間を第２隙間とし、
前記第１隙間の大きさに応じて生じ得る前記ポンプ軸の最大傾斜状態における、前記ポンプ軸の基準軸心位置に対する前記係合部の前記径方向の偏心量を最大偏心量として、
前記第２隙間が、前記最大偏心量の１／８以上であって１倍以下である、オイルポンプ。
【請求項２】
前記第２隙間が、前記最大偏心量の１／６以上であって１倍以下である、請求項１に記載のオイルポンプ。
【請求項３】
前記回転軸に沿う方向である軸方向における一方側を軸方向第１側とし、他方側を軸方向第２側として、
前記被支持部は、前記ポンプロータに対して前記軸方向第１側に配置され、
前記ポンプ軸は、前記ポンプロータに対して前記軸方向第２側では前記ケースによって支持されていない、請求項１又は２に記載のオイルポンプ。
【請求項４】
前記係合部は、互いに平行で、且つ、前記径方向における反対側を向く一対の軸側平面部と、一対の前記軸側平面部の端部同士を繋ぎ、且つ、互いに前記径方向の外側に向けて突出した円弧状の一対の軸側円弧面部と、を備え、
前記ロータ孔部は、互いに平行で、且つ、前記径方向において対向する一対のロータ側平面部と、一対の前記ロータ側平面部の端部同士を繋ぎ、且つ、互いに前記径方向の外側に向けて窪んだ円弧状の一対のロータ側円弧面部と、を備え、
前記軸側平面部と前記ロータ側平面部とが前記径方向に対向すると共に、前記軸側円弧面部と前記ロータ側円弧面部とが前記径方向に対向し、
前記第２隙間は、前記軸側円弧面部と前記ロータ側円弧面部との一対の隙間の平均であり、前記軸側平面部と前記ロータ側平面部との一対の隙間の平均よりも小さい、請求項１から３のいずれか一項に記載のオイルポンプ。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、オイルポンプに関する。
【背景技術】
【０００２】
例えば、特開２００７−２９８１８０号公報（特許文献１）には、車両用駆動装置に適用されたオイルポンプが開示されている。以下、背景技術の説明において括弧内に示される符号は、特許文献１のものである。
【０００３】
特許文献１に記載された技術では、動力分配用プラネタリギヤ（１２）の一部を構成するキャリヤ（ＣＲ０）に設けられたキャリヤ側ギヤ（４５）と、オイルポンプ（３０）のポンプ軸（３１）に設けられたポンプ側ギヤ（４３）とが、互いに噛み合うように配置されており、これにより、キャリヤ（ＣＲ０）からポンプ軸（３１）に駆動力を伝達している。そして、キャリヤ（ＣＲ０）の回転によってポンプ軸（３１）が回転することにより、ポンプロータ（３３）が駆動され、オイルポンプ（３０）から各部へ油が供給される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００７−２９８１８０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ところで、特許文献１に記載された技術では、ポンプ側ギヤ（４３）は、周方向の１箇所においてキャリヤ側ギヤ（４５）と噛み合っているため、ポンプ側ギヤ（４３）は、キャリヤ側ギヤ（４５）から、回転方向の力に加えて径方向の力も受けることになる。この径方向の力により、ポンプ側ギヤ（４３）がキャリヤ側ギヤ（４５）から離れる方向にポンプ軸（３１）がケース（４０）によって支持された被支持部を支点として傾斜し、ポンプ軸（３１）におけるポンプ側ギヤ（４３）が設けられた側とは軸方向の反対側に支持されているポンプロータ（３３）が、ポンプ軸（３１）によって径方向の一方側に押し付けられる場合があった。この場合、ポンプロータ（３３）の回転軸心の位置の、設計上の理想的な位置からのずれが大きくなり、ポンプロータ（３３）の回転中に発生するノイズが大きくなる傾向があった。
【０００６】
上記実状に鑑みて、ポンプ軸が傾斜することに起因してポンプロータにより発生するノイズを小さく抑えることができるオイルポンプの実現が求められている。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
上記に鑑みたオイルポンプの特徴構成は、
ポンプロータと、
前記ポンプロータの回転軸に沿って配置され、前記ポンプロータと一体的に回転するポンプ軸と、
前記ポンプロータを収容するロータ収容室と、前記ポンプ軸を径方向の外側から回転可能に支持する軸支持部と、を備えたケースと、を備え、
前記ポンプロータは、前記回転軸に沿って形成されたロータ孔部を備え、
前記ポンプ軸は、前記ロータ孔部に係合する係合部と、前記軸支持部に支持される被支持部と、を備え、
前記被支持部の外周面と前記軸支持部の内周面との前記径方向の隙間を第１隙間とし、
前記係合部の外周面と前記ロータ孔部の内周面との前記径方向の隙間を第２隙間とし、
前記第１隙間の大きさに応じて生じ得る前記ポンプ軸の最大傾斜状態における、前記ポンプ軸の基準軸心位置に対する前記係合部の前記径方向の偏心量を最大偏心量として、
前記第２隙間が、前記最大偏心量の１／８以上であって１倍以下である点にある。
【０００８】
本構成によれば、係合部の外周面とロータ孔部の内周面との径方向の隙間である第２隙間を係合部の最大偏心量の１／８以上に設定したことにより、ポンプ軸の傾斜による係合部の径方向の移動量に対して、ポンプロータの径方向の移動量を小さく抑えることができる。また、当該第２隙間を係合部の最大偏心量の１倍以下に設定したことにより、ロータ孔部の径が必要以上に大きくならないようにすることができる。すなわち、本構成によれば、ロータ孔部の径を必要以上に大きくすることなく、ポンプロータの回転軸心の位置の、設計上の理想的な位置からのずれを小さく抑えることができる。従って、ポンプ軸が傾斜することに起因してポンプロータにより発生するノイズを小さく抑えることができる。
【０００９】
本開示に係る技術のさらなる特徴と利点は、図面を参照して記述する以下の例示的かつ非限定的な実施形態の説明によってより明確になるであろう。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】オイルポンプを適用した車両用駆動装置の模式図
【図２】オイルポンプを軸方向に沿う面で切断した場合の断面図
【図３】図２におけるＩＩＩ−ＩＩＩ断面図であって隙間を強調して示した図
【図４】ポンプ軸とケース及びポンプロータとの部材間の隙間を強調して示した図
【図５】ポンプ軸の最大傾斜状態を強調して示した図
【図６】本実施形態に係るオイルポンプと比較例に係る従来のオイルポンプとのノイズの比較図
【図７】係合部の最大偏心量の算出方法の一例を示す説明図
【発明を実施するための形態】
【００１１】
オイルポンプは、油による冷却または潤滑が必要とされる各種装置に適用される。図１では、オイルポンプＯＰが車両用駆動装置１００に適用された場合を例示している。以下、本実施形態に係るオイルポンプＯＰについて、当該オイルポンプＯＰが車両用駆動装置１００に適用された場合を例に挙げて説明する。
【００１２】
〔車両用駆動装置の概略構成〕
まず、車両用駆動装置１００の概略構成について簡単に説明する。
【００１３】
図１に示すように、車両用駆動装置１００は、車輪ＷＨの駆動力源ＤＳを備えた車両用の駆動装置である。駆動力源ＤＳとしては、例えば、内燃機関や回転電機等が用いられる。内燃機関は、機関内部における燃料の燃焼により駆動されて動力を取り出す原動機（ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等）である。回転電機は、モータ（電動機）、ジェネレータ（発電機）、及び必要に応じてモータ及びジェネレータの双方の機能を果たすモータジェネレータのいずれをも含む概念である。
【００１４】
車両用駆動装置１００は、駆動力源ＤＳに駆動連結される入力部材Ｉと、車輪ＷＨに駆動連結される出力部材Ｏと、入力部材Ｉと出力部材Ｏとを結ぶ動力伝達経路において駆動力を伝達する伝達機構ＴＭと、を備えている。伝達機構ＴＭとしては、例えば、自動変速機、手動変速機、変速比固定の変速機構等が用いられる。
【００１５】
図１に示すように、車両用駆動装置１００は、各部に油を供給するためのオイルポンプＯＰを備えている。本例では、オイルポンプＯＰは、動力伝達経路に設けられた伝動部材Ｔに駆動連結されており、当該動力伝達経路を伝わる駆動力を利用して駆動される。伝動部材Ｔは、ギヤ、ベルト、チェーン等のいずれかを備えて構成されている。図示の例では、伝動部材Ｔは、ギヤ（以下、駆動ギヤＴｇと称する。）を備えている。オイルポンプＯＰは、伝動部材Ｔを介して伝達された駆動力により動作し、車両用駆動装置１００の各部へ油を供給する。オイルポンプＯＰによって各部へ供給された油は、供給された箇所の潤滑や冷却の機能を果たす。
【００１６】
〔オイルポンプの詳細構成〕
次に、オイルポンプＯＰの詳細構成について説明する。
【００１７】
図２に示すように、オイルポンプＯＰは、ケース３とポンプロータ１とポンプ軸２とを備えている。ケース３は、ポンプロータ１及びポンプ軸２を支持している。また、オイルポンプＯＰは、ポンプ軸２を回転させる駆動力が入力される入力部２３を備えている。ポンプ軸２の回転によってポンプロータ１が回転し、オイルポンプＯＰが駆動される。本実施形態では、オイルポンプＯＰは、トロコイドポンプ等の内接歯車型ポンプとされている。
【００１８】
以下では、ポンプロータ１が回転する仮想的な回転軸に沿う方向を「軸方向Ａ」とする。そして、軸方向Ａにおける一方側を「軸方向第１側Ａ１」とし、他方側を「軸方向第２側Ａ２」とする。また、上記軸方向Ａを基準として、「径方向Ｒ」および「周方向Ｃ」を定義するものとする。そして、径方向Ｒにおける外側を「径方向外側Ｒｏ」とし、内側を「径方向内側Ｒｉ」とする。なお、図中「ＡＸ」は、ポンプ軸２の軸心を示している。ポンプ軸２が軸方向Ａに対して平行な状態において、ポンプロータ１の上記回転軸とポンプ軸２の軸心ＡＸとは略一致している。また、図中「ＡＸ０」は、ポンプ軸２の基準軸心位置を示している。基準軸心位置ＡＸ０とは、ポンプ軸２の軸心ＡＸがケース３の軸支持部３４に対して設計上の理想的な位置に配置されている場合の軸心ＡＸの位置である。
【００１９】
ケース３は、ポンプロータ１を収容するロータ収容室３３と、ポンプ軸２を径方向外側Ｒｏから回転可能に支持する軸支持部３４と、を備えている。本実施形態では、ケース３は、複数の部材が接合されて形成されている。図示の例では、ケース３は、第１ケース部３１と、当該第１ケース部３１よりも軸方向第２側Ａ２に配置された第２ケース部３２と、を備えている。第１ケース部３１と第２ケース部３２とは、軸方向Ａに並んで配置され、接合面ＢＦにおいて互いに接合している。本例では、ロータ収容室３３は、第２ケース部３２に形成されている。軸支持部３４は、第１ケース部３１に形成されている。すなわち本例では、ロータ収容室３３と軸支持部３４とは、互いに別の部材に形成されている。
【００２０】
ロータ収容室３３は、ポンプロータ１の回転軸を軸心とする円筒状の内周面３３Ｆを有している。このロータ収容室３３の内周面３３Ｆが、ポンプロータ１の外周面と対向し、ポンプロータ１を径方向Ｒに支持する。また、ロータ収容室３３は、軸支持部３４よりも径方向Ｒに大きく形成されている。これにより、ロータ収容室３３は、ポンプロータ１に対して軸方向第１側Ａ１に配置され、ポンプロータ１の軸方向第１側Ａ１を向く面に対向する第１軸方向対向面３３Ｆａと、ポンプロータ１に対して軸方向第２側Ａ２に配置され、ポンプロータ１の軸方向第２側Ａ２を向く面に対向する第２軸方向対向面３３Ｆｂと、を有している。そして、第１軸方向対向面３３Ｆａ及び第２軸方向対向面３３Ｆｂには、吸入ポートＰｉ及び吐出ポートＰｏがそれぞれ形成されている。吸入ポートＰｉは、油が貯留された油溜め部に連通している。吐出ポートＰｏは、油の供給先に接続された油路に連通している。そして、ロータ収容室３３に収容されたポンプロータ１の回転により、吸入ポートＰｉから油が吸入され、吐出ポートＰｏから油が吐出される。
【００２１】
軸支持部３４は、径方向内側Ｒｉを向く筒状の内周面３４Ｆを有している。軸支持部３４の内周面３４Ｆは、基準軸心位置ＡＸ０を軸心とする筒状に形成されている。軸支持部３４は、ロータ収容室３３よりも径方向Ｒに小さく形成されている。ケース３には、軸支持部３４の内周面３４Ｆに開口する供給油路３５が形成されている。この供給油路３５は、吐出ポートＰｏに連通しており、吐出ポートＰｏから吐出された油を、軸支持部３４の内周面３４Ｆとポンプ軸２の被支持部２１の外周面２１Ｆとの隙間に供給する。これにより、ポンプ軸２が軸支持部３４の内周面３４Ｆに対して摺動可能に支持される。
【００２２】
上述のように、本実施形態では、オイルポンプＯＰは、内接歯車型ポンプとされている。従って、ポンプロータ１は、アウターロータ１２と、当該アウターロータ１２に対して径方向内側Ｒｉに配置されたインナーロータ１１と、を備えている。そして、詳細な図示は省略するが、アウターロータ１２における径方向内側Ｒｉの部分と、インナーロータ１１における径方向外側Ｒｏの部分との双方には、径方向Ｒに突出すると共に周方向Ｃに沿って並ぶ複数の歯が形成されている。アウターロータ１２は、ロータ収容室３３の内周面３３Ｆによって径方向外側Ｒｏから支持されており、アウターロータ１２の回転中は、アウターロータ１２の外周面がロータ収容室３３の内周面３３Ｆに対して摺動する。インナーロータ１１は、アウターロータ１２の内周面に形成されたギヤに噛み合った状態でアウターロータ１２と共に回転する。そして、これらの回転に伴う、アウターロータ１２の歯とインナーロータ１１の歯との間の空間内における圧力変化により、当該空間内に油が吸引されると共に、当該空間内から油が吐出される。
【００２３】
ポンプロータ１は、当該ポンプロータ１の回転軸に沿って形成されたロータ孔部１１Ｈを備えている。ロータ孔部１１Ｈは、インナーロータ１１に形成されている。本実施形態では、ロータ孔部１１Ｈは、インナーロータ１１を軸方向Ａに貫通する貫通孔とされている。但し、このような構成に限定されることなく、ロータ孔部１１Ｈは、軸方向Ａに窪む凹部として構成されていても良い。
【００２４】
図３に示すように、ロータ孔部１１Ｈは、互いに平行で、且つ、径方向Ｒにおいて対向する一対のロータ側平面部１１１と、一対のロータ側平面部１１１の端部同士を繋ぎ、且つ、互いに径方向外側Ｒｏに向けて窪んだ円弧状の一対のロータ側円弧面部１１２と、を備えている。なお、図３では、ロータ孔部１１Ｈとポンプ軸２の係合部２２との隙間を実際よりも大きく強調して示している。
【００２５】
ロータ側平面部１１１は、軸方向Ａ視で直線状に形成されている。一対のロータ側平面部１１１は、互いに径方向Ｒに離間していると共に互いに対向するように配置されている。
【００２６】
ロータ側円弧面部１１２は、軸方向Ａ視で円弧状に形成されている。一対のロータ側円弧面部１１２は、互いに径方向Ｒに離間して配置されている。一方のロータ側円弧面部１１２が、一対のロータ側平面部１１１の一方の端部同士を繋ぎ、他方のロータ側円弧面部１１２が、一対のロータ側平面部１１１の他方の端部同士を繋ぐように形成されている。
【００２７】
図２に示すように、ポンプ軸２は、ポンプロータ１の回転軸に沿って配置され、ポンプロータ１と一体的に回転するように構成されている。上述したように、ポンプ軸２には、当該ポンプ軸２を回転させる駆動力が入力される入力部２３が設けられている。図１にも示すように、入力部２３は、車両用駆動装置１００の動力伝達経路に設けられた伝動部材Ｔに駆動連結されている。本例では、伝動部材Ｔは駆動ギヤＴｇを備えており、入力部２３は、当該駆動ギヤＴｇが噛み合うギヤ（以下、入力ギヤ２３ｇと称する。）を備えている。なお、伝動部材Ｔがチェーンを備えて構成されている場合には、入力部２３はスプロケットを備えて構成されていると良い。また、伝動部材Ｔがベルトを備えて構成されている場合には、入力部２３はプーリを備えて構成されていると良い。
【００２８】
図２に示すように、ポンプ軸２は、ポンプロータ１を径方向内側Ｒｉから支持すると共に、ケース３に対して回転可能に支持されている。具体的には、ポンプ軸２は、ポンプロータ１のロータ孔部１１Ｈに係合する係合部２２と、ケース３の軸支持部３４に支持される被支持部２１と、を備えている。つまり、ポンプ軸２は、係合部２２によってポンプロータ１を支持し、被支持部２１によってケース３に支持されている。
【００２９】
本実施形態では、被支持部２１は、ポンプロータ１に対して軸方向第１側Ａ１に配置され、当該軸方向第１側Ａ１においてケース３の軸支持部３４によって支持されている。そして、ポンプ軸２は、ポンプロータ１に対して軸方向第２側Ａ２では、ケース３によって支持されていない。すなわち本例では、ポンプ軸２は、ポンプロータ１によりも軸方向第１側Ａ１において支持された片持ち構造となっている。
【００３０】
図３に示すように、係合部２２は、互いに平行で、且つ、径方向Ｒにおける反対側を向く一対の軸側平面部２２１と、一対の軸側平面部２２１の端部同士を繋ぎ、且つ、互いに径方向外側Ｒｏに向けて突出した円弧状の一対の軸側円弧面部２２２と、を備えている。このように、係合部２２は、ロータ孔部１１Ｈとほぼ相似な形状とされている。
【００３１】
軸側平面部２２１は、軸方向Ａ視で直線状に形成されている。一対の軸側平面部２２１は、互いに径方向Ｒに離間していると共に互いに反対側を向くように配置されている。
【００３２】
軸側円弧面部２２２は、軸方向Ａ視で円弧状に形成されている。一対の軸側円弧面部２２２は、互いに径方向Ｒに離間して配置されている。一方の軸側円弧面部２２２が、一対の軸側平面部２２１の一方の端部同士を繋ぎ、他方の軸側円弧面部２２２が、一対の軸側平面部２２１の他方の端部同士を繋ぐように形成されている。
【００３３】
図３に示すように、軸側平面部２２１とロータ側平面部１１１とが径方向Ｒに対向すると共に、軸側円弧面部２２２とロータ側円弧面部１１２とが径方向Ｒに対向している。軸側平面部２２１とロータ側平面部１１１とは、それぞれ周方向Ｃに交差する方向に沿って配置されている。そのため、軸側平面部２２１とロータ側平面部１１１とは、互いに周方向Ｃに対向する部分を有している。ポンプ軸２に回転駆動力が作用した場合には、図３に二点鎖線で示すように、当該対向する部分同士が周方向Ｃに接触する。これにより、ポンプ軸２からポンプロータ１に回転駆動力が伝達され、ポンプロータ１が回転する。すなわち、軸側平面部２２１とロータ側平面部１１１とは、ポンプ軸２の回転及び駆動力をポンプロータ１に伝達するための伝達部として機能する。
【００３４】
軸側円弧面部２２２とロータ側円弧面部１１２とは、径方向Ｒにごくわずかな隙間を有して対向している。本例では、軸側円弧面部２２２とロータ側円弧面部１１２との隙間は、ポンプロータ１のロータ孔部１１Ｈとポンプ軸２の係合部２２とを係合させるために必要な公差分の隙間となっている。これにより、軸側円弧面部２２２とロータ側円弧面部１１２とは、ポンプ軸２とポンプロータ１との径方向Ｒの位置決めを行う位置決め部として機能する。
【００３５】
図４は、ポンプ軸２とケース３及びポンプロータ１との部材間の隙間を実際よりも大きく強調して示した図である。図４に示すように、ポンプ軸２における被支持部２１の外周面２１Ｆと、ケース３における軸支持部３４の内周面３４Ｆとの間には、径方向Ｒの隙間が形成されている。この、被支持部２１の外周面２１Ｆと軸支持部３４の内周面３４Ｆとの径方向Ｒの隙間を第１隙間αとする。第１隙間αは、理想的には、ポンプ軸２の軸心ＡＸが基準軸心位置ＡＸ０と一致している状態における、被支持部２１の外周面２１Ｆと軸支持部３４の内周面３４Ｆとの径方向Ｒの隙間である。以下では、第１隙間αの大きさ（或いは長さ）を、「第１隙間長Ｌα」と称する（図７参照）。
【００３６】
ここで、第１隙間α、すなわち第１隙間長Ｌαは、被支持部２１の外周面２１Ｆと軸支持部３４の内周面３４Ｆとの径方向Ｒの隙間の平均である。説明を加えると、径方向Ｒにおいて互いに対向する被支持部２１の外周面２１Ｆと軸支持部３４の内周面３４Ｆとの隙間は、周方向Ｃ及び軸方向Ａに広がる領域を有している。より具体的には、本実施形態では、被支持部２１と軸支持部３４との間には、円筒状の隙間が形成されている。そして、第１隙間長Ｌαは、周方向Ｃ及び軸方向Ａに広がる領域を有する被支持部２１と軸支持部３４との隙間を、これらの全域で平均した場合の径方向Ｒの長さである。なお、実際には、ケース３に対するポンプ軸２の傾き等によって、被支持部２１と軸支持部３４との隙間の径方向Ｒの長さは、周方向Ｃの位置や軸方向Ａの位置によって異なる不均一な長さとなる。しかし、第１隙間長Ｌαは、これらの平均値であるため、ケース３に対するポンプ軸２の傾き等によらずほぼ一定となる。
【００３７】
また、ポンプ軸２における係合部２２の外周面２２Ｆと、ポンプロータ１におけるロータ孔部１１Ｈの内周面１１Ｆとの間にも、径方向Ｒの隙間が形成されている。この、係合部２２の外周面２２Ｆとロータ孔部１１Ｈの内周面１１Ｆとの径方向Ｒの隙間を第２隙間βとする。第２隙間βは、理想的には、ポンプ軸２の軸心ＡＸが基準軸心位置ＡＸ０と一致している状態における、係合部２２の外周面２２Ｆとロータ孔部１１Ｈの内周面１１Ｆとの径方向Ｒの隙間である。以下では、第２隙間βの大きさ（或いは長さ）を、「第２隙間長Ｌβ」と称する（図７参照）。
【００３８】
ここで、第２隙間β、すなわち第２隙間長Ｌβは、軸側円弧面部２２２とロータ側円弧面部１１２との一対の隙間の平均である。説明を加えると、径方向Ｒにおいて互いに対向する軸側円弧面部２２２とロータ側円弧面部１１２との隙間は、周方向Ｃ及び軸方向Ａに広がる領域を有している。より具体的には、本実施形態では、軸側円弧面部２２２とロータ側円弧面部１１２との間には、部分的な円筒状の隙間が形成されている。そして、第２隙間長Ｌβは、周方向Ｃ及び軸方向Ａに広がる領域を有する軸側円弧面部２２２とロータ側円弧面部１１２との隙間を、これらの全域で平均した場合の径方向Ｒの長さである。なお、実際には、ポンプロータ１とポンプ軸２との傾き等によって、軸側円弧面部２２２とロータ側円弧面部１１２との隙間の径方向Ｒの長さは、周方向Ｃの位置や軸方向Ａの位置によって異なる不均一な長さとなる。しかし、第２隙間長Ｌβは、これらの平均値であるため、ポンプロータ１とポンプ軸２との傾き等によらずほぼ一定となる。
【００３９】
本実施形態では、第２隙間β、すなわち第２隙間長Ｌβは、軸側平面部２２１とロータ側平面部１１１との一対の隙間の平均よりも小さい。より具体的には、第２隙間長Ｌβは、径方向Ｒにおいて互いに対向する軸側平面部２２１とロータ側平面部１１１との隙間を、これらの全域で平均した場合の径方向Ｒの長さよりも小さい。このような構成により、第２隙間βを形成する軸側円弧面部２２２とロータ側円弧面部１１２とは、ポンプ軸２とポンプロータ１との径方向Ｒの位置決めを行う位置決め部として、好適に機能する。
【００４０】
ところで、上述のように、オイルポンプＯＰは、ポンプ軸２に設けられた入力部２３に伝動部材Ｔからの回転駆動力が伝達されることにより駆動される。このとき、ポンプ軸２は、伝動部材Ｔから径方向Ｒの力も受けることになる。本実施形態では、入力部２３の入力ギヤ２３ｇが、伝動部材Ｔは駆動ギヤＴｇから離れる方向の力を受ける。この径方向Ｒの力によって、図５に示すように、入力部２３が径方向Ｒに移動すると共に、係合部２２が上記入力部２３とは径方向Ｒにおける反対側に移動することになる。すなわち、ポンプ軸２が、軸支持部３４を支点として、軸方向Ａに対して傾斜する。これにより、ポンプロータ１が、ポンプ軸２の係合部２２によって径方向Ｒに押されて移動し、ポンプロータ１の回転軸（ポンプ軸２の軸心ＡＸ）が、基準軸心位置ＡＸ０からずれることとなる。そして、このずれが大きくなるに従って、ポンプロータ１の回転中に発生するノイズが大きくなる傾向がある。これは、例えば、インナーロータ１１とアウターロータ１２との隙間の設計値からのずれが大きくなることや、アウターロータ１２とロータ収容室３３との隙間の設計値からのずれが大きくなること等に起因すると考えられる。
【００４１】
ここで、ポンプ軸２がケース３に対して傾斜する場合における、ポンプ軸２の最大傾斜状態は、第１隙間αの大きさ（第１隙間長Ｌα）に応じて生じ得る。より具体的には、図７に示すように、ポンプ軸２の最大傾斜状態は、ケース３における軸支持部３４の内周面３４Ｆとポンプ軸２における被支持部２１の外周面２１Ｆとの隙間の径方向Ｒの長さ、すなわち第１隙間長Ｌαと、軸支持部３４の軸方向Ａの長さ（以下、軸支持部長Ｌ１と称する。）と、に基づいて定まる。第１隙間長Ｌαが大きくなるに従って、ポンプ軸２の傾斜は大きくなる。反対に、軸支持部長Ｌ１が長くなるに従って、ポンプ軸２の傾斜は小さくなる。すなわち、ポンプ軸２の最大傾斜状態は、第１隙間長Ｌαの他にも、軸支持部長Ｌ１に応じて定まる。なお、「ポンプ軸の最大傾斜状態」とは、ポンプ軸２がケース３に支持された状態において最大限に傾斜した状態をいう。図５及び図７では、ポンプ軸２の最大傾斜状態の傾斜角度を実際よりも大きく強調して示している。しかし実際には、ポンプ軸２は、ごくわずかな角度範囲内において傾斜するだけである。
【００４２】
本開示に係るオイルポンプＯＰは、ポンプ軸２の最大傾斜状態における、ポンプ軸２の基準軸心位置ＡＸ０に対する係合部２２の径方向Ｒの偏心量である最大偏心量Ｇｍａｘに対して、第２隙間β（第２隙間長Ｌβ）の大きさを適切に設定することで、ポンプ軸２の傾斜に起因して係合部２２が径方向Ｒに移動することによるポンプロータ１の移動量を小さく抑えて、ポンプロータ１により発生するノイズを小さく抑えるものである。
【００４３】
このオイルポンプＯＰでは、上記ノイズを小さく抑えるために、第２隙間βが、最大偏心量Ｇｍａｘの１／８以上であって１倍以下となるように設定している。すなわち、第２隙間長Ｌβが、最大偏心量Ｇｍａｘの１／８以上であって１倍以下となるように設定されている。このように、第２隙間長Ｌβを係合部２２の最大偏心量Ｇｍａｘの１／８以上に設定したことにより、ポンプ軸２の傾斜による係合部２２の径方向Ｒの移動量に対して、ポンプロータ１の径方向Ｒの移動量を小さく抑えることができる。また、当該第２隙間長Ｌβを係合部２２の最大偏心量Ｇｍａｘの１倍以下に設定したことにより、ロータ孔部１１Ｈの径が必要以上に大きくならないようにすることができる。すなわち、本構成によれば、ロータ孔部１１Ｈの径を必要以上に大きくすることなく、ポンプロータ１の回転軸心の位置の、設計上の理想的な位置からのずれを小さく抑えることができる。従って、ポンプ軸２が傾斜することに起因してポンプロータ１により発生するノイズを小さく抑えることができる。また、第２隙間長Ｌβが、最大偏心量Ｇｍａｘの１／６以上であって１倍以下であると更に好適である。これにより、ポンプロータ１の径方向Ｒの移動量を更に小さく抑えることができ、ポンプロータ１により発生するノイズを更に小さく抑えることができる。
【００４４】
図６は、本実施形態に係るオイルポンプＯＰと比較例に係る従来のオイルポンプとの、それぞれの駆動時に生じるノイズを比較したものである。図６における実線Ｅｍは、本実施形態に係るオイルポンプＯＰを駆動させた場合に生じるノイズの、ポンプ軸２の回転数に応じた変化を示しており、第２隙間長Ｌβが最大偏心量Ｇｍａｘの１／２であった場合の例を示している。また、図６における破線Ｐｒは、比較例に係る従来のオイルポンプを駆動させた場合に生じるノイズの、ポンプ軸２の回転数に応じた変化を示しており、第２隙間長Ｌβが最大偏心量Ｇｍａｘの１／１０であった場合の例を示している。なお、図６において、横軸はポンプ軸２の回転数［ｒｐｍ］を示しており、縦軸はノイズの音量［ｄＢ］を示している。
【００４５】
図６に示すように、本実施形態では、比較例に比べて、全体的にノイズが低減されていることが分かる。特に、ポンプロータ１の回転が安定し、ノイズの音量が小さくなるポンプ軸２の回転数の領域である安定回転領域ＳＡよりも回転数が低い低回転領域ＬＡにおいては、比較例と比べて顕著なノイズの低減がみられる。なお、安定回転領域ＳＡよりもポンプ軸２の回転数が高くなる高回転領域ＨＡにおいては、本実施形態と比較例とで、顕著な差はみられない。
【００４６】
次に、係合部２２の最大偏心量Ｇｍａｘの算出方法の一例を、図７を参照して説明する。図７は、最大傾斜状態のポンプ軸２を模式的に示した図である。実際の最大偏心量Ｇｍａｘの算出では、各部材の面取り部分等の細部の寸法も考慮する必要があるが、図７では、説明の便宜上、当該細部を省略している。
【００４７】
図７に示すように、ポンプ軸２は、最大傾斜状態において、軸支持部３４に対して２箇所で接触する。軸支持部３４におけるポンプ軸２と接触する部分のうち、軸方向第１側Ａ１の部分を第１接触部Ｃ１とし、軸方向第２側Ａ２の部分を第２接触部Ｃ２とする。また、ポンプ軸２は、最大傾斜状態において、ロータ孔部１１Ｈ（インナーロータ１１）に対して１箇所、具体的には、ロータ孔部１１Ｈにおける軸方向第２側Ａ２の端部に接触する。ロータ孔部１１Ｈにおけるポンプ軸２と接触する部分を第３接触部Ｃ３とする。
【００４８】
係合部２２の偏心量は、第３接触部Ｃ３に対応する軸方向Ａの位置において最大となり、当該位置における偏心量が、最大偏心量Ｇｍａｘである。図示するように、最大偏心量Ｇｍａｘは、第３接触部Ｃ３と同じ軸方向Ａの位置における、ポンプ軸２の軸心ＡＸの径方向Ｒの移動量を基準としても良いし、当該位置における、係合部２２の外周面２２Ｆの径方向Ｒの移動量を基準としても良い。
【００４９】
ポンプ軸２が最大傾斜状態である場合において、第３接触部Ｃ３と同じ軸方向Ａの位置における、係合部２２の外周面２２Ｆと軸支持部３４の内周面３４Ｆとの径方向Ｒの離間距離の最大値は、最大偏心量Ｇｍａｘに第１隙間長Ｌαを加算した値となる（Ｇｍａｘ＋Ｌα）。
【００５０】
第２接触部Ｃ２と同じ軸方向Ａの位置では、被支持部２１の外周面２１Ｆと軸支持部３４の内周面３４Ｆとの径方向Ｒの離間距離の最大値は、第１隙間長Ｌαの２倍の長さとなる（２Ｌα）。ここで厳密には、当該軸方向Ａの位置における被支持部２１の外周面２１Ｆと軸支持部３４の内周面３４Ｆとの径方向Ｒの離間距離の最大値は、ポンプ軸２が傾斜していることにより第１隙間長Ｌαの２倍よりも短くなるが、実際のポンプ軸２の傾斜は微小であるため、ここでは第１隙間長Ｌαの２倍の長さ（２Ｌα）と近似するものとする。
【００５１】
ここで、図７に示すように、第１接触部Ｃ１を頂点とする相似関係にある２つの仮想的な三角形が形成される。すなわち、第１接触部Ｃ１を頂点とすると共に、底辺を「２Ｌα」とし、高さを「Ｌ１」とする三角形が形成され、第１接触部Ｃ１を頂点とすると共に、底辺を「Ｇｍａｘ＋Ｌα」とし、高さを「Ｌ１＋Ｌ２」とする三角形が形成される。なお、上述のように「Ｌ１」は、第１接触部Ｃ１と第２接触部Ｃ２との軸方向Ａの距離（ここでは軸支持部３４の軸方向Ａの長さ（軸支持部長））であり、「Ｌ２」は、第２接触部Ｃ２と第３接触部Ｃ３との軸方向Ａの距離（ここではロータ孔部１１Ｈの軸方向Ａの長さ（ロータ長））である。そして、互いに相似関係にある上記２つの三角形によって、以下の（１）式が与えられる。
２Ｌα：（Ｇｍａｘ＋Ｌα）＝Ｌ１：（Ｌ１＋Ｌ２）・・・（１）
そして、（１）式により、第１隙間長Ｌα、軸支持部長Ｌ１、ロータ長Ｌ２との関係で、係合部２２の最大偏心量Ｇｍａｘが、下記（２）式のように算出される。
Ｇｍａｘ＝２Ｌα／Ｌ１×（Ｌ１＋Ｌ２）−Ｌα・・・（２）
【００５２】
本開示に係るオイルポンプＯＰは、上記のようにして算出される係合部２２の最大偏心量Ｇｍａｘに対して、第２隙間長Ｌβが、当該最大偏心量Ｇｍａｘの１／８以上であって１倍以下に設定される。より好ましくは、第２隙間長Ｌβが、最大偏心量Ｇｍａｘの１／６以上であって１倍以下に設定される。これにより、図６に示すように、ポンプロータ１の回転軸心の位置の、設計上の理想的な位置からのずれを小さく抑えることができ、ポンプ軸２が傾斜することに起因してポンプロータ１により発生するノイズを、従来のオイルポンプに比べて小さく抑えることが可能となっている（図６参照）。
【００５３】
〔その他の実施形態〕
次に、オイルポンプのその他の実施形態について説明する。
【００５４】
（１）上記の実施形態では、ポンプ軸２が、ポンプロータ１に対して軸方向第２側Ａ２ではケース３によって支持されていない、片持ち構造である例について説明した。しかし、このような例に限定されることなく、ポンプ軸２は、ポンプロータ１に対して軸方向第１側Ａ１および軸方向第２側Ａ２の双方で支持された両持ち構造であっても良い。このような両持ち構造であってもポンプ軸２は傾斜する可能性があり、本開示に係る技術を好適に適用可能である。
【００５５】
（２）上記の実施形態では、係合部２２が、互いに平行で、且つ、径方向Ｒにおける反対側を向く一対の軸側平面部２２１を備え、ロータ孔部１１Ｈが、互いに平行で、且つ、径方向Ｒにおいて対向する一対のロータ側平面部１１１を備えている例について説明した。しかし、ポンプ軸２の係合部２２及びポンプロータ１のロータ孔部１１Ｈの形状は、このような例に限定されず、ポンプ軸２の係合部２２とポンプロータ１のロータ孔部１１Ｈとが周方向Ｃに相対回転しないように互いに係合する形状であれば良い。従って、例えば、ポンプ軸２の係合部２２とポンプロータ１のロータ孔部１１Ｈとのそれぞれにスプライン溝が形成されており、これらがスプライン係合するように構成されていても良い。或いは、ポンプ軸２の係合部２２とポンプロータ１のロータ孔部１１Ｈとの一方にキー溝が形成され、他方にキーが形成され、キーとキー溝とが周方向Ｃに係合するように構成されていても良い。いずれにしても、ポンプ軸２の係合部２２とポンプロータ１のロータ孔部１１Ｈとが、互いに周方向Ｃに接触する部分を有していれば、ポンプ軸２の回転及び駆動力をポンプロータ１に伝達するための伝達部として機能することができる。
【００５６】
（３）なお、上述した各実施形態で開示された構成は、矛盾が生じない限り、他の実施形態で開示された構成と組み合わせて適用することも可能である。その他の構成に関しても、本明細書において開示された実施形態は全ての点で単なる例示に過ぎない。従って、本開示の趣旨を逸脱しない範囲内で、適宜、種々の改変を行うことが可能である。
【００５７】
〔上記実施形態の概要〕
以下、上記において説明したオイルポンプについて説明する。
【００５８】
本開示に係るオイルポンプ（ＯＰ）は、
ポンプロータ（１）と、
前記ポンプロータ（１）の回転軸に沿って配置され、前記ポンプロータ（１）と一体的に回転するポンプ軸（２）と、
前記ポンプロータ（１）を収容するロータ収容室（３３）と、前記ポンプ軸（２）を径方向（Ｒ）の外側（Ｒｏ）から回転可能に支持する軸支持部（３４）と、を備えたケース（３）と、を備え、
前記ポンプロータ（１）は、前記回転軸に沿って形成されたロータ孔部（１１Ｈ）を備え、
前記ポンプ軸（２）は、前記ロータ孔部（１１Ｈ）に係合する係合部（２２）と、前記軸支持部（３４）に支持される被支持部（２１）と、を備え、
前記被支持部（２１）の外周面（２１Ｆ）と前記軸支持部（３４）の内周面（３４Ｆ）との前記径方向（Ｒ）の隙間を第１隙間（α）とし、
前記係合部（２２）の外周面（２２Ｆ）と前記ロータ孔部（１１Ｈ）の内周面（１１Ｆ）との前記径方向（Ｒ）の隙間を第２隙間（β）とし、
前記第１隙間（α）の大きさ（Ｌα）に応じて生じ得る前記ポンプ軸（２）の最大傾斜状態における、前記ポンプ軸（２）の基準軸心位置（ＡＸ０）に対する前記係合部（２２）の前記径方向（Ｒ）の偏心量を最大偏心量（Ｇｍａｘ）として、
前記第２隙間（β）が、前記最大偏心量（Ｇｍａｘ）の１／８以上であって１倍以下である。
【００５９】
本構成によれば、係合部（２２）の外周面（２２Ｆ）とロータ孔部（１１Ｈ）の内周面（１１Ｆ）との径方向（Ｒ）の隙間である第２隙間（β）を係合部（２２）の最大偏心量（Ｇｍａｘ）の１／８以上に設定したことにより、ポンプ軸（２）の傾斜による係合部（２２）の径方向（Ｒ）の移動量に対して、ポンプロータ（１）の径方向（Ｒ）の移動量を小さく抑えることができる。また、当該第２隙間（β）を係合部（２２）の最大偏心量（Ｇｍａｘ）の１倍以下に設定したことにより、ロータ孔部（１１Ｈ）の径が必要以上に大きくならないようにすることができる。すなわち、本構成によれば、ロータ孔部（１１Ｈ）の径を必要以上に大きくすることなく、ポンプロータ（１）の回転軸心の位置の、設計上の理想的な位置からのずれを小さく抑えることができる。従って、ポンプ軸（２）が傾斜することに起因してポンプロータ（１）により発生するノイズを小さく抑えることができる。
【００６０】
ここで、
前記第２隙間（β）が、前記最大偏心量（Ｇｍａｘ）の１／６以上であって１倍以下であると好適である。
【００６１】
本構成によれば、ポンプロータ（１）の径方向（Ｒ）の移動量を更に小さく抑えることができる。従って、ポンプ軸（２）が傾斜することに起因してポンプロータ（１）により発生するノイズを更に小さく抑えることができる。
【００６２】
また、
前記回転軸に沿う方向である軸方向（Ａ）における一方側を軸方向第１側（Ａ１）とし、他方側を軸方向第２側（Ａ２）として、
前記被支持部（２１）は、前記ポンプロータ（１）に対して前記軸方向第１側（Ａ１）に配置され、
前記ポンプ軸（２）は、前記ポンプロータ（１）に対して前記軸方向第２側（Ａ２）では前記ケース（３）によって支持されていないと好適である。
【００６３】
本構成によれば、ポンプ軸（２）がポンプロータ（１）に対して軸方向（Ａ）の一方側で支持された片持ち構造となるため、ポンプ軸（２）の支持構造を簡素化することができる。ところで、このような片持ち構造では、ポンプ軸（２）をポンプロータ（１）に対して軸方向（Ａ）の両側で支持する両持ち構造に比べて、ポンプ軸（２）の傾斜が大きくなり易い。しかし、上記のとおり、本構成によれば、ポンプ軸（２）が傾斜した場合であっても、ポンプロータ（１）の回転軸心のずれを小さく抑えることができ、ポンプロータ（１）により発生するノイズを小さく抑えることができるため好適である。
【００６４】
また、
前記係合部（２２）は、互いに平行で、且つ、前記径方向（Ｒ）における反対側を向く一対の軸側平面部（２２１）と、一対の前記軸側平面部（２２１）の端部同士を繋ぎ、且つ、互いに前記径方向（Ｒ）の外側（Ｒｏ）に向けて突出した円弧状の一対の軸側円弧面部（２２２）と、を備え、
前記ロータ孔部（１１Ｈ）は、互いに平行で、且つ、前記径方向（Ｒ）において対向する一対のロータ側平面部（１１１）と、一対の前記ロータ側平面部（１１１）の端部同士を繋ぎ、且つ、互いに前記径方向（Ｒ）の外側（Ｒｏ）に向けて窪んだ円弧状の一対のロータ側円弧面部（１１２）と、を備え、
前記軸側平面部（２２１）と前記ロータ側平面部（１１１）とが前記径方向（Ｒ）に対向すると共に、前記軸側円弧面部（２２２）と前記ロータ側円弧面部（１１２）とが前記径方向（Ｒ）に対向し、
前記第２隙間（β）は、前記軸側円弧面部（２２２）と前記ロータ側円弧面部（１１２）との一対の隙間の平均であり、前記軸側平面部（２２１）と前記ロータ側平面部（１１１）との一対の隙間の平均よりも小さいと好適である。
【００６５】
本構成によれば、軸側平面部（２２１）とロータ側平面部（１１１）とが周方向（Ｃ）に対向する部分を有することによって、ポンプ軸（２）とポンプロータ（１）との間での回転及び駆動力の伝達を適切に行うことができる。また、軸側円弧面部（２２２）とロータ側円弧面部（１１２）とが径方向（Ｒ）に対向することによって、ポンプ軸（２）とポンプロータ（１）との径方向（Ｒ）の位置決めを行うことができる。そして、このような径方向（Ｒ）の位置決め部として機能する軸側円弧面部（２２２）とロータ側円弧面部（１１２）との隙間が上記第２隙間（β）であり、当該第２隙間（β）は、軸側円弧面部（２２２）とロータ側円弧面部（１１２）との一対の隙間の平均であって、軸側平面部（２２１）とロータ側平面部（１１１）との一対の隙間の平均よりも小さい。そのため、第２隙間（β）を、上述のように、ポンプ軸（２）が傾斜した場合であってもポンプロータ（１）の回転軸心のずれを小さく抑えることができる設定としつつ、径方向（Ｒ）の位置決め部として機能させることができる。
【産業上の利用可能性】
【００６６】
本開示に係る技術は、オイルポンプに利用することができる。
【符号の説明】
【００６７】
ＯＰ      ：オイルポンプ
１        ：ポンプロータ
２        ：ポンプ軸
３        ：ケース
１１Ｆ    ：ロータ孔部の内周面
１１Ｈ    ：ロータ孔部
２１      ：被支持部
２１Ｆ    ：被支持部の外周面
２２      ：係合部
２２Ｆ    ：係合部の外周面
３３      ：ロータ収容室
３４      ：軸支持部
３４Ｆ    ：軸支持部の内周面
１１１    ：ロータ側平面部
１１２    ：ロータ側円弧面部
２２１    ：軸側平面部
２２２    ：軸側円弧面部
Ａ        ：軸方向
Ａ１      ：軸方向第１側
Ａ２      ：軸方向第２側
ＡＸ０    ：基準軸心位置
Ｇｍａｘ  ：係合部の最大偏心量
α        ：第１隙間
Ｌα      ：第１隙間長
β        ：第２隙間
Ｌβ      ：第２隙間長
【図１】
2020204313.tif 000003
【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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