(57)【要約】【課題】  斜歯ギヤを用いた外接ギヤポンプにおいて、スラスト力の相殺と駆動力の損失低減とを両立させる。【解決手段】  第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂは第１軸１７に固設され、第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂは第２軸１８に相対回転自在かつ軸方向移動自在に支持され、第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第１従動斜歯ギヤ２２Ａの位相は第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂの位相に対してずれており、第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂの歯筋の傾斜方向は、第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂから受けるスラスト力で第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂが相互に当接する方向である。【選択図】        図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１軸（１７）に支持した駆動ギヤ（２１）と第２軸（１８）に支持した従動ギヤ（２２）とをハウジング（１１）の内部で歯合させ、前記第１軸（１７）を一方向に駆動して前記駆動ギヤ（２１）および前記従動ギヤ（２２）を回転させることで、吸入ポート（２６）から吸入した作動流体を吐出ポート（２７）から吐出する外接型ギヤポンプであって、
前記駆動ギヤ（２１）は軸方向に並置されて歯筋の傾斜方向が相互に逆方向である第１駆動斜歯ギヤ（２１Ａ）および第２駆動斜歯ギヤ（２１Ｂ）からなり、前記第１駆動斜歯ギヤ（２１Ａ）および前記第２駆動斜歯ギヤ（２１Ｂ）は前記第１軸（１７）に固設され、前記従動ギヤ（２２）は軸方向に並置されて前記第１駆動斜歯ギヤ（２１Ａ）および前記第２駆動斜歯ギヤ（２１Ｂ）にそれぞれ歯合する第１従動斜歯ギヤ（２２Ａ）および第２従動斜歯ギヤ（２２Ｂ）からなり、前記第１従動斜歯ギヤ（２２Ａ）および前記第２従動斜歯ギヤ（２２Ｂ）は前記第２軸（１８）に相対回転自在かつ軸方向移動自在に支持され、前記第１駆動斜歯ギヤ（２１Ａ）および前記第１従動斜歯ギヤ（２２Ａ）の噛み合い位相は前記第２駆動斜歯ギヤ（２１Ｂ）および前記第２従動斜歯ギヤ（２２Ｂ）の噛み合い位相に対してずれており、前記第１従動斜歯ギヤ（２２Ａ）および前記第２従動斜歯ギヤ（２２Ｂ）の歯筋の傾斜方向は、前記第１駆動斜歯ギヤ（２１Ａ）および前記第２駆動斜歯ギヤ（２１Ｂ）から受けるスラスト力で前記第１従動斜歯ギヤ（２２Ａ）および前記第２従動斜歯ギヤ（２２Ｂ）が相互に当接する方向であることを特徴とする外接型ギヤポンプ。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、第１軸に固設した駆動ギヤと第２軸に相対回転自在かつ軸方向移動自在に支持した従動ギヤとをハウジングの内部で歯合させ、前記第１軸を一方向に駆動して前記駆動ギヤおよび前記従動ギヤを回転させることで、吸入ポートから吸入した作動流体を吐出ポートから吐出する外接型ギヤポンプに関する。
【背景技術】
【０００２】
第１回転軸１１，１２に支持した斜歯歯車よりなる第１歯車１０と、第２回転軸１６，１７に支持した斜歯歯車よりなる第２歯車１５とを歯合させた外接型ギヤポンプにおいて、第１抗力付与機構４０により第１回転軸１１，１２に軸方向の油圧を作用させるととともに、第２抗力付与機構６０により第２回転軸１６，１７に軸方向の油圧を作用させることで、第１歯車１０および第２歯車１５に作用する軸方向のスラスト力を相殺するものが、下記特許文献１により公知である。
【０００３】
また第１のアウターロータ５および第１のインナーロータ７よりなる第１のトロコイドポンプと、第２のアウターロータ６および第２のインナーロータ８よりなる第２のトロコイドポンプとを共通の回転軸９上に相互に接するように支持し、第１、第２トロコイドポンプの噛み合い位相を相互にずらすことで吐出量の脈動を打ち消すものが、下記特許文献２により公知である。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特許第５６５４７１７号公報
【特許文献２】特開平５−７９４６３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、ギヤポンプに斜歯ギヤを用いると、オイルが吸入ポートから吐出ポートに送られる際の圧力変化が小さくなるため、オイルが吐出ポートに吐出された瞬間の油圧衝撃による騒音を低減することが可能であるが、吐出量の脈動は平ギヤを用いたギヤポンプに比べて小さくならない。そこで、噛み合い位相を相互にずらした二つの外接型ギヤポンプを並置して吐出量の脈動を小さくするとともに、軸方向に隣接する二つの斜歯ギヤの歯筋の傾斜方向を相互に逆方向にすることで、引用文献１に記載された抗力付与機構を必要とせずに、軸方向に隣接する二つの斜歯ギヤに作用するスラスト力を相殺することができる。
【０００６】
しかしながら、外接型ギヤポンプにおいて一対の駆動斜歯ギヤを駆動力が入力される第１軸に固設した場合、駆動力が入力されない第２軸に一対の従動斜歯ギヤを固設すると、一対の従動斜歯ギヤの軸方向および回転方向の位置自由度が低下してしまい、歯筋の微妙な誤差により駆動斜歯ギヤおよび従動斜歯ギヤの歯合部の摩擦力が増加して駆動力の損失が発生する虞がある。
【０００７】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、斜歯ギヤを用いた外接ギヤポンプにおいて、スラスト力の相殺と駆動力の損失低減とを両立させることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、第１軸に支持した駆動ギヤと第２軸に支持した従動ギヤとをハウジングの内部で歯合させ、前記第１軸を一方向に駆動して前記駆動ギヤおよび前記従動ギヤを回転させることで、吸入ポートから吸入した作動流体を吐出ポートから吐出する外接型ギヤポンプであって、前記駆動ギヤは軸方向に並置されて歯筋の傾斜方向が相互に逆方向である第１駆動斜歯ギヤおよび第２駆動斜歯ギヤからなり、前記第１駆動斜歯ギヤおよび前記第２駆動斜歯ギヤは前記第１軸に固設され、前記従動ギヤは軸方向に並置されて前記第１駆動斜歯ギヤおよび前記第２駆動斜歯ギヤにそれぞれ歯合する第１従動斜歯ギヤおよび第２従動斜歯ギヤからなり、前記第１従動斜歯ギヤおよび前記第２従動斜歯ギヤは前記第２軸に相対回転自在かつ軸方向移動自在に支持され、前記第１駆動斜歯ギヤおよび前記第１従動斜歯ギヤの噛み合い位相は前記第２駆動斜歯ギヤおよび前記第２従動斜歯ギヤの噛み合い位相に対してずれており、前記第１従動斜歯ギヤおよび前記第２従動斜歯ギヤの歯筋の傾斜方向は、前記第１駆動斜歯ギヤおよび前記第２駆動斜歯ギヤから受けるスラスト力で前記第１従動斜歯ギヤおよび前記第２従動斜歯ギヤが相互に当接する方向であることを特徴とする外接型ギヤポンプが提案される。
【発明の効果】
【０００９】
請求項１の構成によれば、第１駆動斜歯ギヤおよび第１従動斜歯ギヤの噛み合い位相は第２駆動斜歯ギヤおよび第２従動斜歯ギヤの噛み合い位相に対してずれているため、ギヤポンプの吐出量の脈動を低減することができる。また第１駆動斜歯ギヤおよび第１従動斜歯ギヤの歯筋の傾斜方向と、第２駆動斜歯ギヤおよび第２従動斜歯ギヤの歯筋の傾斜方向とが逆方向であるため、第１駆動斜歯ギヤおよび第２駆動斜歯ギヤに作用するスラスト力を相殺するとともに、第２従動ギヤおよび第２従動斜歯ギヤに作用するスラスト力を相殺することができる。しかも第１駆動斜歯ギヤおよび第２駆動斜歯ギヤは第１軸に固設され、第１従動斜歯ギヤおよび第２従動斜歯ギヤは第２軸に相対回転自在かつ軸方向移動自在に支持され、第１従動斜歯ギヤおよび第２従動斜歯ギヤは相互に当接する方向のスラスト力を受けるので、第１従動斜歯ギヤおよび第２従動斜歯ギヤがハウジングの内側壁に押し付けられるのが防止され、摩擦力の増加による駆動力の損失が低減される。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】外接型ギヤポンプの縦断面図。
【図２】一対の斜歯ギヤを有する外接型ギヤポンプの斜歯角と筒抜けとの関係を示す図。
【図３】二対の斜歯ギヤを有する外接型ギヤポンプ（位相ずれ無し）の斜歯角と筒抜けとの関係を示す図。
【図４】二対の斜歯ギヤを有する外接型ギヤポンプ（位相ずれ有り）の斜歯角と筒抜けとの関係を示す図。
【図５】歯先厚さと筒抜けとの関係を示す図。
【図６】噛み合い位相と吐出量との関係を示す図。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
以下、図１〜図６に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
【００１２】
図１に示すように、自動車のエンジンにより駆動される外接型ギヤポンプのハウジング１１は、センターハウジング１２の前後面にフロントハウジング１３およびリヤハウジング１４を重ね合わせた状態で複数本のボルト１５…で締結して構成される。センターハウジング１２の中空部の内周壁１２ａと、その中空部の軸方向両側を閉塞するフロントハウジング１３およびリヤハウジング１４の内側壁１３ａ，１４ａとの間にポンプ室１６が区画されており、フロントハウジング１３およびリヤハウジング１４の軸孔１３ｂ，１４ｂに第１軸１７が平軸受け１９，２０を介して回転自在に支持されるとともに、フロントハウジング１３およびリヤハウジング１４の軸孔１３ｃ，１４ｃに第２軸１８が圧入により回転不能に支持される。
【００１３】
第１軸１７の外周には、第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂが相対回転不能かつ軸方向移動不能に固設されるとともに、第２軸１８の外周には、第１駆動斜歯ギヤ２１Ａに歯合する第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂに歯合する第２従動斜歯ギヤ２２Ｂが、それぞれ平軸受け２３，２４を介して相対回転自在かつ軸方向移動自在に支持される。第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂは駆動ギヤ２１を構成し、第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂは従動ギヤ２２を構成する。
【００１４】
第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂは一体に回転するもので、一部材で構成されていても良く、二部材で構成されていても良い。一方、第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂは相互に独立して回転可能なように、相互に当接する二部材で構成されている。そして第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第１従動斜歯ギヤ２２Ａの噛み合い位相は、第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂの噛み合い位相に対してずれている。
【００１５】
第１軸１７は、その軸端に設けたスプロケット２５を介してエンジンからの駆動力が入力される。第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第１従動斜歯ギヤ２２Ａの歯筋の傾斜方向に対して、第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂの歯筋の傾斜方向は逆方向に設定される。エンジンにより駆動される第１軸１７の回転方向は一定であり、第１軸１７の軸方向に隣接する第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂには相互に離反する方向のスラスト力Ｆ１，Ｆ１が作用し、第２軸１８の軸方向に隣接する第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂには相互に接近する方向のスラスト力Ｆ２，Ｆ２が作用する。
【００１６】
第１駆動斜歯ギヤ２１Ａ、第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂ、第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂは、その歯先がセンターハウジング１２の内周壁１２ａに摺接し、その軸方向外面がフロントハウジング１３およびリヤハウジング１４の内側壁１３ａ，１４ａに摺接する。第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂと、第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂとの歯合部に臨むように、センターハウジング１２には吸入ポート２６および吐出ポート２７が形成される。例えば、吸入ポート２６は図１における紙面の手前側に形成され、吐出ポート２７は図１における紙面の向こう側に形成される。
【００１７】
次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。
【００１８】
エンジンの駆動力で第１軸１７が一方向に回転すると、第１軸１７に固設した第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂが第１軸１７と共に一方向に回転し、第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂに歯合する第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂが第２軸１８まわりに他方向に回転する。その結果、吸入ポート２６から吸入されたオイルは、第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂの歯溝とセンターハウジング１２の内周壁１２ａとの間に閉じ込められて移動し、吐出ポート２７から吐出される。このとき、第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂと、第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂとの歯合部には閉じ込み部（図１の網かけ部参照）が形成されるため、歯合部を通してオイルが吸入ポート２６から吐出ポート２７に短絡する筒抜けが発生することはない。
【００１９】
図２は、１枚の駆動斜歯ギヤと１枚の従動斜歯ギヤとが歯合する第１比較例の外接型ギヤポンプの閉じ込み部を示すものであり、その閉じ込み部は駆動斜歯ギヤと従動斜歯ギヤ斜歯ギヤとの間に平行四辺形状の断面を有するように形成される。
【００２０】
図２（Ａ）は斜歯角βが小さい筒抜け以前の状態を示しており、閉じ込み部のＡ点が吸入ポートに連通しても、閉じ込み部のＤ点は吐出ポートに連通せず、オイルが筒抜けして吸入ポートおよび吐出ポート間が短絡することはない。
【００２１】
図２（Ｂ）に示すように、斜歯角βが増加して筒抜けの限界状態に達すると、閉じ込み部のＡ点が吸入ポートに連通した瞬間にＤ点が吐出ポートに連通し、オイルが筒抜けする直前の状態となる。
【００２２】
図２（Ｃ）に示すように、斜歯角βが更に増加して筒抜けの状態に達すると、閉じ込み部のＡ点が吸入ポートに連通してＤ点が吐出ポートに連通することで、オイルが吸入ポートから吐出ポートに筒抜けする。
【００２３】
図３は、図２と同じ噛み合い継続領域において２枚の駆動斜歯ギヤと２枚の従動斜歯ギヤとが歯合する第２比較例の外接型ギヤポンプの閉じ込み部を示すものであり、二対のギヤ対の噛み合い位相は一致しており、相互に連通する二つの閉じ込み部の位相も一致している。
【００２４】
この場合、閉じ込み部のギヤ円周方向の長さが図２の場合に比べて短くなるため、斜歯角βが増加して図２（Ｂ）の筒抜けの限界状態に達しても実際には限界状態に達することはなく（図３（Ｂ）参照）、斜歯角βが更に増加して図２（Ｃ）の筒抜けの状態に達しても実際には筒抜けが発生することはない（図３（Ｃ）参照）。
【００２５】
図４は、２枚の駆動斜歯ギヤと２枚の従動斜歯ギヤとが歯合するとともに、二対のギヤ対の噛み合い位相がずれた本実施の形態の外接型ギヤポンプの閉じ込み部を示すものであり、相互に連通する二つの閉じ込み部の位相もずれ角θだけずれている。
【００２６】
この場合、閉じ込み部のギヤ円周方向の長さが図３の場合に比べて長くなるため、図４（Ａ）に示す筒抜け以前の状態および図４（Ｂ）に示す筒抜けの限界状態から斜歯角βが更に増加し、図４（Ｃ）に示す筒抜けの状態に達すると、一方の閉じ込み部のＡ点が他方の閉じ込み部のＥ点を介して吐出ポートに連通することで、オイルが吸入ポートから吐出ポートに筒抜けする。
【００２７】
よって、本実施の形態においてオイルの筒抜けを防止するには、斜歯角βおよび位相のずれ角θの両方を考慮する必要がある。
【００２８】
また斜歯角βを小さく設定しても、位相のずれ角θが過大になると、特に斜歯ギヤの歯先の近傍で、斜歯ギヤの円周方向に隣接する閉じ込み部どうしが連通して筒抜けが発生する可能性がある。これを防止するには、図５（Ａ）に示す斜歯ギヤの歯先厚さを大きく設定するのが有効である。図５（Ｂ）に示すように、軸方向に隣接する二つの斜歯ギヤの歯先が円周方向に離間せずに接する状態が、上記した筒抜けの発生を回避できる限界の位相のずれ角θとなることから、斜歯ギヤの歯先厚さを大きく設定することにより、位相のずれ角θを大きく確保することができる。
【００２９】
図６（Ａ）は、二対のギヤ対の噛み合い位相が一致する第２比較例の外接型ギヤポンプ（図３参照）の吐出量および吐出時間を示すものである。この第２比較例では、歯溝に閉じ込められて送られたオイルが吐出ポートに短時間で一気に吐出することで、吐出量の脈動が増加する。一方、図６（Ｂ）は本実施の形態の外接型ギヤポンプにおいて、第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第１従動斜歯ギヤ２２Ａの噛み合い位相と、第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂの噛み合い位相とのずれ角θを最大限に拡大した場合に対応するものであり、歯溝に閉じ込められて送られたオイルが吐出ポートに吐出する時間が長くなることで、吐出量の脈動が減少することが分かる。
【００３０】
さて、一対の斜歯ギヤが歯合して駆動力を伝達するとき、それらの斜歯ギヤには相互に逆方向のスラスト力が作用する。第１軸１７に支持された第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂには相互に離反する方向のスラスト力Ｆ１，Ｆ１が作用するが、第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂは第１軸１７に固設されているため、前記スラスト力Ｆ１，Ｆ１は第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂの内部で、あるいは第１軸１７の内部で相殺される。
【００３１】
ところで、仮に第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂをに第２軸１８に固設すると、第１軸１７に固設された第１駆動斜歯ギヤ２１Ａと第２軸１８に固設された第１従動斜歯ギヤ２２Ａとが歯合し、第１軸１７に固設された第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂと第２軸１８に固設された第２従動斜歯ギヤ２２Ｂとが歯合するため、第１軸１７に対する第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂの取付位相の僅かな誤差や、第２軸１８に対する第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂの取付位相の僅かな誤差により、それら４個のギヤの歯合部の面圧が不安定になって駆動力の伝達効率が低下したり異常摩耗が発生したりする可能性がある。
【００３２】
しかしながら、本実施の形態では、第２軸１８に第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂが独立して相対回転自在かつ軸方向移動自在に支持されているため、第１軸１７に対する第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂの取付位相の誤差を第２軸１８に対する第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂの相対回転および軸方向移動で吸収し、それら４個のギヤの歯合部の面圧を安定させて駆動力の伝達効率の低下や異常摩耗の発生を防止することができる。
【００３３】
そして第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂには相互に接近する方向のスラスト力Ｆ２，Ｆ２が作用するが、第２軸１８に軸方向移動自在に支持された第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂが相互に当接することで、前記スラスト力Ｆ２，Ｆ２が相殺される。
【００３４】
このとき、仮に第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂの歯筋の傾斜方向が実施の形態と逆であって相互に離反する方向のスラスト力が作用する場合には、第１従動斜歯ギヤ２２Ａがフロントハウジング１３の内側面１３ａに押し付けられ、かつ第２従動斜歯ギヤ２２Ｂがリヤハウジング１４の内側面１４ａに押し付けられることで、摩擦抵抗による駆動力の損失が発生する虞がある。
【００３５】
しかしながら、本実施の形態では、第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂには相互に接近する方向のスラスト力Ｆ２，Ｆ２が作用するため、第１従動斜歯ギヤ２２Ａがフロントハウジング１３の内側面１３ａに押し付けられたり、第２従動斜歯ギヤ２２Ｂがリヤハウジング１４の内側壁１４ａに押し付けられたりすることがなく、摩擦抵抗による駆動力の損失が回避される。
【００３６】
以上のように、本実施の形態によれば、第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂの噛み合い位相と、第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂの噛み合い位相とをずらしたので、吐出量の脈動を低減することができるだけでなく、第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第１従動斜歯ギヤ２２Ａの歯筋の傾斜方向と、第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂの歯筋の傾斜方向とを逆方向にしたので、第１駆動斜歯ギヤ２１Ａおよび第２駆動斜歯ギヤ２１Ｂに作用する相互に逆方向のスラスト力Ｆ１，Ｆ１を相殺し、第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂに作用する相互に逆方向のスラスト力Ｆ２，Ｆ２を相殺することができる。
【００３７】
更に、第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂをハウジング１１に固設した第２軸１８に相対回転自在かつ軸方向移動自在に支持し、第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂに作用するスラスト力Ｆ２，Ｆ２の方向を相互に接近する方向に設定したので、そのスラスト力Ｆ２，Ｆ２で第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂがフロントハウジング１３の内側壁１３ａおよびリヤハウジング１４の内側壁１４ａに押し付けられることがなくなり、よって第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂの摩擦力を低減して駆動力の損失を最小限に抑えることができる。
【００３８】
以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００３９】
例えば、実施の形態では第２軸１８をハウジング１１に固設しているが、第２軸１８をハウジング１１に相対回転自在に支持しても良く、要するに第１従動斜歯ギヤ２２Ａおよび第２従動斜歯ギヤ２２Ｂが第２軸１８に相対回転自在かつ軸方向移動自在に支持されていれば良い。
【符号の説明】
【００４０】
１１        ハウジング
１７        第１軸
１８        第２軸
２１        駆動ギヤ
２１Ａ      第１駆動斜歯ギヤ
２１Ｂ      第２駆動斜歯ギヤ
２２        従動ギヤ
２２Ａ      第１従動斜歯ギヤ
２２Ｂ      第２従動斜歯ギヤ
２６        吸入ポート
２７        吐出ポート
【図１】
2018021530.tif 000003
【図２】
2018021530.tif 000004
【図３】
2018021530.tif 000005
【図４】
2018021530.tif 000006
【図５】
2018021530.tif 000007
【図６】
2018021530.tif 000008