(57)【要約】【課題】ドリブンギヤの回転抵抗が充分に低減された車両用内接歯車型オイルポンプを提供する。【解決手段】ドリブンギヤ６０は、周方向に離れた複数位置において厚み方向内側に凹む複数個の凹部１００をそのドリブンギヤ６０の両側面にそれぞれ備えることから、ドリブンギヤ６０の両側面とそれらに対向する内壁面５４、５６との間に比較的大きな動圧Ｐが発生して、ドリブンギヤ６０が厚み方向に調心されることで、ドリブンギヤ６０の両側面と内壁面５４、５６との間隔および潤滑状態が良好に保たれて、摩擦損失の増大が抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を充分に低減させることができる。【選択図】図６
2011052644.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
円筒状内周面により形成されるポンプ室を有するポンプボデーと、内周歯を有し、該円筒状内周面に嵌め入れられることにより該円筒状内周面により回転可能に支持された円環状のドリブンギヤと、該ドリブンギヤの内周歯と噛み合う外周歯を有して該ドリブンギヤの回転中心から偏心した回転中心回りに回転可能に設けられ、該ドリブンギヤを回転駆動するドライブギヤとを備える車両用内接歯車型オイルポンプであって、
前記ドリブンギヤは、周方向に離れた複数位置において厚み方向内側に凹む複数個の凹部を該ドリブンギヤの両側面にそれぞれ備えることを特徴とする車両用内接歯車型オイルポンプ。
【請求項２】
前記凹部は、前記ドリブンギヤの周方向においてその回転方向後方に向かうほど最大厚み位置から最小厚み位置まで該ドリブンギヤの厚みを減少させる厚み減少面と、該最小厚み位置から該回転方向後方に隣接する最大厚み位置まで該ドリブンギヤの厚みを増加させる厚み増加面とを有し、
前記厚み減少面の周方向長さは、前記厚み増加面の周方向長さよりも大きいことを特徴とする請求項１の車両用内接歯車型オイルポンプ。
【請求項３】
前記凹部の表面は、該表面と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線に剥離が生じないように形成されていることを特徴とする請求項２の車両用内接歯車型オイルポンプ。
【請求項４】
前記凹部の厚み減少面は、前記ドリブンギヤの周方向において流線形となるように形成されていることを特徴とする請求項２または３の車両用内接歯車型オイルポンプ。
【請求項５】
前記ドリブンギヤの両側面の外周部には、前記複数個の凹部が形成され、
該両側面の内周部には、周方向に連続するシール面が設けられていることを特徴とする請求項１乃至４のいずれか１の車両用内接歯車型オイルポンプ。
【請求項６】
前記ドリブンギヤは、周方向に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個の凸部を外周面に備え、
該凸部は、該ドリブンギヤの周方向においてその回転方向後方に向かうほど最小径位置から最大径位置まで立上る立上り面と、該最大径位置から該回転方向後方に隣接する最小径位置へ立下がる立下り面とを有し、
前記凹部の厚み減少面は、該凸部の側面のうち該立下り面の側方に形成されていることを特徴とする請求項２乃至５のいずれか１の車両用内接歯車型オイルポンプ。
【請求項７】
前記凹部の厚み増加面は、前記凸部の側面のうち前記立上り面の側方に形成されていることを特徴とする請求項６の車両用内接歯車型オイルポンプ。
【請求項８】
前記凸部の表面は、該表面と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線に剥離が生じないように形成されていることを特徴とする請求項６または７の車両用内接歯車型オイルポンプ。
【請求項９】
前記凸部の立下り面は、前記ドリブンギヤの周方向において流線形となるように形成されていることを特徴とする請求項６乃至８のいずれか１の車両用内接歯車型オイルポンプ。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用内接歯車型オイルポンプに関し、特に、その車両用内接歯車型オイルポンプの回転抵抗を低減させる技術に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
円筒状内周面により形成されるポンプ室を有するポンプボデーと、内周歯を有し、前記円筒状内周面に嵌め入れられることにより前記円筒状内周面により回転可能に支持された円環状のドリブンギヤと、そのドリブンギヤの内周歯と噛み合う外周歯を有してそのドリブンギヤの回転中心から偏心した回転中心回りに回転可能に設けられ、そのドリブンギヤを回転駆動するドライブギヤとを備える車両用内接歯車型オイルポンプが知られている。例えば、特許文献１に記載されたものがそれである。このような車両用内接歯車型オイルポンプにおいては、ドリブンギヤの回転が停止している場合には、ドリブンギヤがその自重によりポンプボデーと接触する状態とされる。しかし、ドリブンギヤが回転駆動される場合には、ドリブンギヤとポンプボデーとの間に形成される環状の隙間に介在された作動油がそのドリブンギヤの回転に引きずられてその隙間内を周方向に移動して、ドリブンギヤとポンプボデーとの近接部位に向けて漸次狭くなる隙間に流れ込むことにより、その近接部位付近において最大となる動圧が発生して、ドリブンギヤがポンプボデーに非接触状態で支持されるようになっている。なお、上記動圧は、ドリブンギヤの外周面をその内周側に向けて押圧するように作用する圧力である。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００３−１７６７９０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、上記車両用内接歯車型オイルポンプにおいては、例えばドライブギヤを回転駆動する回転軸の傾き、或いはポンプ室内の油圧バランス等の影響を受けて、ドリブンギヤにその軸心方向（厚み方向、スラスト方向）の力が作用することがある。そのことによって、ドリブンギヤがポンプ室のどちらか片側に寄せられるか或いは傾斜させられて、そのドリブンギヤとポンプ室の内壁面との潤滑状態が境界潤滑状態となり、摩擦損失が発生する場合がある。上記境界潤滑とは、潤滑油膜が数分子層の程度に薄くなって摩擦係数が増大する潤滑状態のことである。このため、ドリブンギヤの回転抵抗が増大するという問題があった。特許文献１には、ドリブンギヤが常にその軸心方向の一方側に押し付けられる場合において、そのドリブンギヤとポンプ室の内壁面との摩擦を軽減するための技術が開示されている。すなわち、ドリブンギヤの外周面に複数の螺旋状の溝が設けられることによって、そのドリブンギヤが回転駆動された際に、ドリブンギヤの他方側の側面とポンプ室の内壁面との間に介在された作動油が上記螺旋状の溝を通じてドリブンギヤの一方側の側面とポンプ室の内壁面との間に供給されるため、摩擦損失が軽減されるようになっている。しかしながら、上記特許文献１に記載されたものは、ドリブンギヤがその軸心方向の他方（反対）側に押し付けられる場合には対応できておらず、厚み方向の調心機能がないため、充分な摩擦損失軽減効果が得られ難いという欠点があった。
【０００５】
本発明は以上の事情を背景としてなされたものであり、その目的とするところは、ドリブンギヤの厚み方向の調心機能を有し、そのドリブンギヤの回転抵抗を充分に低減することができる車両用内接歯車型オイルポンプを提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
かかる目的を達成するための請求項１にかかる発明の要旨とするところは、（１）円筒状内周面により形成されるポンプ室を有するポンプボデーと、内周歯を有し、前記円筒状内周面に嵌め入れられることにより前記円筒状内周面により回転可能に支持された円環状のドリブンギヤと、そのドリブンギヤの内周歯と噛み合う外周歯を有して前記ドリブンギヤの回転中心から偏心した回転中心回りに回転可能に設けられ、前記ドリブンギヤを回転駆動するドライブギヤとを備える車両用内接歯車型オイルポンプであって、（２）前記ドリブンギヤは、周方向に離れた複数位置において厚み方向内側に凹む複数個の凹部をそのドリブンギヤの両側面にそれぞれ備えることにある。
【０００７】
また、請求項２にかかる発明の要旨とするところは、請求項１にかかる発明において、（１）前記凹部は、前記ドリブンギヤの周方向においてその回転方向後方に向かうほど最大厚み位置から最小厚み位置まで前記ドリブンギヤの厚みを減少させる厚み減少面と、その最小厚み位置から前記回転方向後方に隣接する最大厚み位置まで前記ドリブンギヤの厚みを増加させる厚み増加面とを有し、（２）前記厚み減少面の周方向長さは、前記厚み増加面の周方向長さよりも大きいことにある。
【０００８】
また、請求項３にかかる発明の要旨とするところは、請求項２にかかる発明において、前記凹部の表面は、その表面と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線に剥離が生じないように形成されていることにある。
【０００９】
また、請求項４にかかる発明の要旨とするところは、請求項２または３にかかる発明において、前記凹部の厚み減少面は、前記ドリブンギヤの周方向において流線形となるように形成されていることにある。
【００１０】
また、請求項５にかかる発明の要旨とするところは、請求項１乃至４のいずれか１にかかる発明において、前記ドリブンギヤの両側面の外周部には、前記複数個の凹部が形成され、前記両側面の内周部には、周方向に連続するシール面が設けられていることにある。
【００１１】
また、請求項６にかかる発明の要旨とするところは、請求項２乃至５のいずれか１にかかる発明において、（１）前記ドリブンギヤは、周方向に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個の凸部を外周面に備え、（２）その凸部は、前記ドリブンギヤの周方向においてその回転方向後方に向かうほど最小径位置から最大径位置まで立上る立上り面と、その最大径位置から前記回転方向後方に隣接する最小径位置へ立下がる立下り面とを有し、（３）前記凹部の厚み減少面は、前記凸部の側面のうち前記立下り面の側方に形成されていることにある。
【００１２】
また、請求項７にかかる発明の要旨とするところは、請求項６にかかる発明において、前記凹部の厚み増加面は、前記凸部の側面のうち前記立上り面の側方に形成されていることにある。
【００１３】
また、請求項８にかかる発明の要旨とするところは、請求項６または７にかかる発明において、前記凸部の表面は、その表面と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線に剥離が生じないように形成されていることにある。
【００１４】
また、請求項９にかかる発明の要旨とするところは、請求項６乃至８のいずれか１にかかる発明において、前記凸部の立下り面は、前記ドリブンギヤの周方向において流線形となるように形成されていることにある。
【発明の効果】
【００１５】
請求項１にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記ドリブンギヤは、周方向に離れた複数位置において厚み方向内側に凹む複数個の凹部をそのドリブンギヤの両側面にそれぞれ備えることから、ドリブンギヤの側面とそれに対向するポンプ室の内壁面との隙間に介在された作動油が、ドリブンギヤの回転に引きずられて周方向に移動して、上記側面に形成された凹部とポンプ室の内壁面との隙間のうちその間隔が漸次狭くなる隙間に流れ込むことによって、その隙間の最小間隔付近において最大となる動圧が発生する。このため、ドリブンギヤは、外力が作用することでポンプ室の軸心方向のどちらか片側に寄せられるか或いは傾斜させられても、前記動圧による前記軸心方向の力を受けてポンプ室の軸心方向の中心位置に向かって移動させられることで、厚み方向に調心される。よって、ドリブンギヤの両側面とそれらに対向するポンプ室の両内壁面との間隔および潤滑状態が良好に保たれて、摩擦損失の増大が抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を充分に低減させることができる。
【００１６】
また、請求項２にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凹部は、前記ドリブンギヤの周方向においてその回転方向後方に向かうほど最大厚み位置から最小厚み位置まで前記ドリブンギヤの厚みを減少させる厚み減少面と、その最小厚み位置から前記回転方向後方に隣接する最大厚み位置まで前記ドリブンギヤの厚みを増加させる厚み増加面とを有し、前記厚み減少面の周方向長さは、前記厚み増加面の周方向長さよりも大きいことから、ドリブンギヤの両側面とそれらに対向するポンプ室の両内壁面との間に比較的大きな動圧が発生してドリブンギヤの厚み方向のずれが自動的に調整されるという効果を享受しつつ、ドリブンギヤの凹部の厚み減少面とポンプ室の内壁面との隙間がドリブンギヤの回転方向後方に向かって緩やかに拡大するように形成されることで、その隙間の作動油の流れに剥離が生じることが抑制される。このため、その剥離に起因してドリブンギヤとポンプボデーとの隙間を流れる作動油の周方向の圧力差が増大して、ドリブンギヤにその回転を妨げるように作用する圧力抗力（圧力抵抗）が増大することが、抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を低減させることができる。
【００１７】
また、請求項３にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凹部の表面は、その表面と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線に剥離が生じないように形成されていることから、ドリブンギヤとポンプボデーとの隙間の作動油の流れが円滑となり、ドリブンギヤに作用する圧力抗力が上記剥離に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を低減させることができる。
【００１８】
また、請求項４にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凹部の厚み減少面は、前記ドリブンギヤの周方向において流線形となるように形成されていることから、厚み減少面とポンプ室の内壁面との隙間の作動油の流れに剥離が生じることが抑制されるため、ドリブンギヤに作用する圧力抗力が上記剥離に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を低減させることができる。
【００１９】
また、請求項５にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記ドリブンギヤの両側面の外周部には、前記複数個の凹部が形成され、前記両側面の内周部には、周方向に連続するシール面が設けられていることから、ドリブンギヤの内周側に形成される圧力室からの作動油の漏れ量を増加させずに、ドリブンギヤを厚み方向に調心させることができる。
【００２０】
また、請求項６にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凹部の厚み減少面は、前記ドリブンギヤの外周面に備えられた前記凸部の側面のうち前記立下り面の側方に形成されていることから、ポンプ室の軸心および軸心方向の中心位置に対するドリブンギヤの自動調心性が高められるという効果を享受しつつ、立下り面および厚み減少面とポンプ室の内壁面との隙間の間隔がドリブンギヤの回転方向後方に向かって緩やかに拡大するように形成されることで、その隙間の作動油の流れに剥離が生じることが抑制される。このため、その剥離に起因してドリブンギヤとポンプボデーとの間を流れる作動油の周方向の圧力差が増大し、ドリブンギヤにその回転を妨げるように作用する圧力抗力（圧力抵抗）が増大することが抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を低減させることができる。
【００２１】
また、請求項７にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凹部の厚み増加面は、前記ドリブンギヤの外周面に備えられた前記凸部の側面のうち前記立上り面の側方に形成されていることから、立上り面とポンプボデーの円筒状内周面との間に比較的大きな動圧が発生することで、円筒状内周面の軸心に対するドリブンギヤの自動調心性が高められるとともに、ドリブンギヤの両側面とそれらに対向するポンプ室の内壁面との間に比較的大きな動圧が発生することで、ポンプ室の軸心方向の中心に対するドリブンギヤの自動調心性が高められる。
【００２２】
また、請求項８にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凸部の表面は、その表面と前記ポンプボデーとの間を流れる作動油の流線に剥離が生じないように形成されていることから、ドリブンギヤとポンプボデーとの隙間の作動油の流れが円滑となり、ドリブンギヤに作用する圧力抗力が上記剥離に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を低減させることができる。
【００２３】
また、請求項９にかかる発明の車両用内接歯車型オイルポンプによれば、前記凸部の立下り面は、前記ドリブンギヤの周方向において流線形となるように形成されていることから、立下り面とポンプボデーの円筒状内周面との間の作動油の流れに剥離が生じることが抑制され、ドリブンギヤに作用する圧力抗力が上記剥離に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤの回転抵抗を低減させることができる。
【００２４】
ここで、本明細書において、流線形とは、物体の周りの流体の流れが円滑でその流れに渦が発生しないような場合、その物体の形のことをいう。言い換えれば、流線形とは、ある流体の流れの中に物体が適当な姿勢で置かれた際に、その物体の表面にできる流体の境界層が剥離せず、渦が発生しないときに、その物体の形のことをいう。また、剥離とは、ある流体の流れの中に置かれた物体の表面で、流体粒子がその物体から離れる現象のことをいう。したがって、剥離が生じないとは、ある流体の流れの中に置かれた物体の表面で、流体粒子がその物体から離れないことをいう。
【図面の簡単な説明】
【００２５】
【図１】本発明の一実施例の車両用内接歯車型オイルポンプを含む車両用動力伝達装置の一部を示す部分断面図である。
【図２】図１に示すポンプボデーの組合せ面から、そのポンプボデーに組付けられたドリブンギヤおよびドライブギヤを示す図である。
【図３】図２に示すドライブギヤおよびドリブンギヤを拡大して示す図である。
【図４】図２に示すオイルポンプのIV矢視部を拡大して示す拡大図である。
【図５】図３に示すドリブンギヤのV矢視部を示す図である。
【図６】図３に示すドリブンギヤが外周面に備える複数の凸部のうち１つを拡大して示すドリブンギヤの斜視図である。
【図７】図８に模式的に示すように流路間隔が連続的に小さくなるように形成された縮小流路に作動油が流れる場合においてその作動油に生じる動圧と、図９に模式的に示すように流路間隔が一定の間隔となるように形成された平行流路に作動油が流れる場合においてその作動油に生じる動圧とを、比較して示す図である。
【図８】流路間隔が連続的に小さくなるように形成された縮小流路に作動油が流れる様子を模式的に示す図である。
【図９】一定間隔を有する平行流路に作動油が流れる様子を模式的に示す図である。
【図１０】ドリブンギヤとポンプボデーとの間に形成される最小の隙間と、その隙間を流れる作動油に生じる動圧および上記隙間の周方向の大小間隔比率とのそれぞれの関係を、立上り面によって上記隙間に縮小流路が設けられる場合と設けられない場合とで比較して示す図である。
【図１１】ドリブンギヤの回転中心がポンプボデーの円筒状内周面の軸心と一致しつつ回転する際に、そのドリブンギヤが作動油から受ける押圧力を模式的に示す図である。
【図１２】ドリブンギヤの厚み方向の中心位置がポンプ室の軸心方向の中心位置と一致しつつ回転する際に、そのドリブンギヤが作動油から受ける軸心方向の押圧力を模式的に示す図である。
【図１３】ドリブンギヤがポンプボデーの円筒状内周面の軸心に対して偏心しつつ回転する際に、そのドリブンギヤが作動油から受ける押圧力を模式的に示す図である。
【図１４】ドリブンギヤの厚み方向の中心位置がポンプ室の軸心方向の中心位置に対してずれつつ回転する際に、そのドリブンギヤが作動油から受ける軸心方向の押圧力を模式的に示す図である。
【図１５】図２に示すドリブンギヤの外周面とポンプボデーの円筒状内周面との間に形成される隙間に作動油が流れる様子を模式的に示す図である。
【図１６】従来のオイルポンプにおけるドリブンギヤの外周面とポンプボデーの円筒状内周面との間に形成される隙間に作動油が流れる様子を模式的に示す図である。
【図１７】図２に示すドリブンギヤの両側面の外周部とポンプ室の内壁面との間にそれぞれ形成される隙間に作動油が流れる様子を模式的に示す図である。
【図１８】動圧発生のために端面に複数の螺旋状のスパイラル溝が設けられる良く知られた所謂スパイラルグルーブ機構が適用された軸受を示す図である。
【図１９】ドリブンギヤとポンプ室の内壁面との隙間を流れる作動油の粘度とドリブンギヤおよびポンプボデーの相対的な摺動速度との積算値を、ドリブンギヤに作用する荷重で除した値を示す横軸と、ドリブンギヤとポンプボデーとの間の摩擦係数を示す縦軸との直交座標上において、所謂ストライベック曲線を示すものである。
【図２０】本発明の他の実施例の車両用内接歯車型オイルポンプにおいて、ドリブンギヤの両側面の外周部に形成された複数の凹部を含むドリブンギヤの外周部を部分的に示す斜視図であって、実施例１の図６に対応する図である。
【発明を実施するための形態】
【００２６】
以下、本発明の一実施例を図面を参照して詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。
【実施例１】
【００２７】
図１は、本発明の一実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ（以下、オイルポンプと記載する）１０を含む車両用動力伝達装置１１の一部を示す部分断面図である。上記車両用動力伝達装置１１は、車両の駆動源としてのエンジンのクランク軸（出力部材）１２の後段に設けられたトルクコンバータ１４および自動変速機１６を備えている。なお、図１では、自動変速機１６の一部が示されている。
【００２８】
図１において、トルクコンバータ１４は、前記エンジンのクランク軸１２に動力伝達可能に連結されたポンプ翼車１８と、そのポンプ翼車１８に対して相対回転可能に設けられて自動変速機１６の入力軸２０に動力伝達可能に連結されたタービン翼車２２と、それらポンプ翼車１８とタービン翼車２２との間に配置されて一方向クラッチ２４を介して回転可能に支持されたステータ翼車２６とを備えている。入力軸２０は、トルクコンバータ１４の出力部材としてのタービン軸としても機能している。このように構成されたトルクコンバータ１４では、クランク軸１２と一体的に回転するポンプ翼車１８の回転がそのポンプ翼車１８により循環させられる作動流体を介してタービン翼車２２へ伝達されるようになっている。ここで、上記ポンプ翼車１８は、入力軸２０の外周側において自動変速機１６側すなわちタービン翼車２２とは反対側へ突き出す円筒状のスリーブ２８を内周部に備えている。オイルポンプ１０は、このスリーブ２８によって回転駆動される。
【００２９】
上記自動変速機１６は、複数の遊星歯車装置と、それら遊星歯車装置の構成要素同士あるいはそれら構成要素と非回転部材とを選択的に係合するための複数の油圧式摩擦係合装置とを備え、変速用電子制御装置からの変速指令に従って上記複数の油圧式摩擦係合装置を選択的に係合させることで複数の変速段を選択的に成立させる良く知られた有段式自動変速機である。このように構成された自動変速機１６では、タービン翼車２２と一体的に回転する入力軸２０の回転が上記変速段に応じて変速されて出力されるようになっている。なお、自動変速機１６の後段には、例えば図示しない推進軸、差動歯車装置、および車軸などが設けられており、自動変速機１６から出力された回転は、それら推進軸、差動歯車装置、および車軸を介して駆動輪に伝達されるようになっている。
【００３０】
上記トルクコンバータ１４および自動変速機１６は、図１において仮想的に２点鎖線で示すエンジンブロック３０に固定される筒状の変速機ケース３２内に収容されている。そして、入力軸２０は、変速機ケース３２内のトルクコンバータ１４を収容する室と自動変速機１６を収容する室との間に設けられた隔壁を貫通して設けられている。オイルポンプ１０は、その隔壁に設けられている。オイルポンプ１０は、上記隔壁を構成する部材として、スリーブ２８の外周側に円環状に形成されて、変速機ケース３２の内周面に形成された段付穴３６に嵌合された状態でボルト３８により変速機ケース３２に固定されたポンプボデー４０と、入力軸２０の外周側に円環状に形成されて、ポンプボデー４０のトルクコンバータ１４とは反対側の端面に比較的大径に且つ浅く形成された嵌合穴４２に嵌合された状態でボルト４４によりポンプボデー４０に固定されたポンプカバー４６とを備えている。上記嵌合穴４２の底面には、その嵌合穴４２よりも小径であって、入力軸２０およびスリーブ２８の回転中心線Ｃ１に対して偏心させられた軸心Ｏ１を有する円筒状内周面５０が形成されている。ポンプボデー４０は、上記円筒状内周面５０により形成されるポンプ室５２を有している。このポンプ室５２は、スリーブ２８の外周側において、上記円筒状内周面５０と、その円筒状内周面５０の軸心Ｏ１方向の両側に位置する内壁面５４、５６とにより囲まれて形成される、スリーブ２８の回転中心線Ｃ１に対して偏心する円環状の空間である。
【００３１】
図２は、図１に示すポンプボデー４０の組合せ面側から見たオイルポンプ１０を示す図である。なお、図１のオイルポンプ１０は、図２のI-I矢視部断面を示している。図１および図２において、オイルポンプ１０は、円筒状内周面５０により形成されるポンプ室５２を有するポンプボデー４０と、内周歯５８を有し、円筒状内周面５０に嵌め入れられることによりその円筒状内周面５０により回転可能に支持された円環状のドリブンギヤ６０と、そのドリブンギヤ６０の内周歯５８と噛み合う外周歯６６を有し、ドリブンギヤ６０の回転中心線Ｃ２から偏心した回転中心線Ｃ１回りに回転可能にスリーブ２８の外周面に嵌め着けられて、ドリブンギヤ６０を回転駆動するドライブギヤ６８とを備えている。ドライブギヤ６８は、スリーブ２８によって回転中心線Ｃ１まわりの図２に矢印ａで示す回転方向に回転駆動され、ドリブンギヤ６０は、ドライブギヤ６８により回転中心線Ｃ２まわりの図２に矢印ｂで示す回転方向に回転駆動される。本実施例のオイルポンプ１０は、ドライブギヤ６８の外周歯６６とその外周歯６６より１つ多く形成されたドリブンギヤ６０の内周歯５８とがポンプ室５２の下方で互いに噛み合わされている内接歯車型である。ポンプ室５２内において内周歯５８と外周歯６６とにより仕切られて形成される複数の空間すなわち圧力室は、ドライブギヤ６８およびドリブンギヤ６０が回転することでドリブンギヤ６０の周方向へ移動し、その圧力室の容積は、ポンプ室５２の下側から上側に移動するに従って増加し、ポンプ室５２の上側から下側に移動するに従って減少するようになっている。
【００３２】
ポンプボデー４０の外周部の変速機ケース３２との組合せ面には、例えば自動変速機１６のオイルパン等に還流する作動油を吸入するための図示しない吸入油路に接続される吸入側接続口７２と、例えば前記油圧式摩擦係合装置等を制御する油圧制御回路へ作動油を圧送するための図示しないライン油路に接続される圧送側接続口７４とが形成されている。また、ポンプボデー４０には、上記吸入側接続口７２とポンプ室５２の内壁面５４に開口する第１吸入口８０とを連通させる第１導入油路８２と、上記圧送側接続口７４とポンプ室５２の内壁面５４に開口する第１吐出口８４とを連通させる第１導出（吐出）油路８６とが形成されている。そして、ポンプカバー４６には、吸入側接続口７２とポンプ室５２の内壁面５６に開口する図示しない第２吸入口とを連通させる図示しない第２導入油路と、圧送側接続口７４とポンプ室５２の内壁面５６に開口する図示しない第２吐出口とを連通させる図示しない第２導出（吐出）油路とが設けられている。上記第２導入油路は、ポンプボデー４０の嵌合穴４２の底面に形成された第１連通口８８により第１導入油路８２と連通させられており、また、上記第２導出油路は、ポンプボデー４０の嵌合穴４２の底面に形成された第２連通口８９により第１導出油路８６と連通させられている。なお、第１吸入口８０および前記第２吸入口は、ドリブンギヤ６０の周方向において、前記圧力室がドリブンギヤ６０の周方向に移動することでその圧力室の容積が増加する周方向位置に位置するように設けられている。そして、第１吐出口８４および前記第２吐出口は、ドリブンギヤ６０の周方向において、前記圧力室がドリブンギヤ６０の周方向に移動することでその圧力室の容積が減少する周方向位置に位置するように設けられている。
【００３３】
このように構成されたオイルポンプ１０では、ドライブギヤ６８がスリーブ２８により図２の矢印ａで示す回転方向に回転させられることで、ドリブンギヤ６０がそのドライブギヤ６８により図２の矢印ｂで示す回転方向に回転させられると、前記オイルパンの作動油が吸入側接続口７２、および第１導入油路８２又は前記第２導入油路を経て第１吸入口８０又は前記第２吸入口からポンプ室５２内へ吸入される。そして、上記吸入された作動油は、ポンプ室５２内において前記内周歯５８と外周歯６６とにより仕切られて形成される複数の空間のいずれか１に取り込まれる。そして、上記空間内に取り込まれた作動油は、その空間の容積がドライブギヤ６８の回転とともに減少する周方向位置に運ばれることで、圧縮される。そして、上記圧縮により圧力が高められた作動油は、第１吐出口８４又は前記第２吐出口、および第１導出油路８６又は前記第２導出口を経て圧送側接続口７４から前記油圧制御回路へ圧送される。
【００３４】
図３は、図２に示すドライブギヤ６８およびドリブンギヤ６０を拡大して示す図である。図４は、図２に示すオイルポンプ１０のIV矢視部を拡大して示す拡大図である。図２乃至図４において、ドリブンギヤ６０は、周方向に等間隔に離れた複数位置から半径方向外側に突き出す複数個（本実施例では１１個）のくさび形の凸部９０を外周面に備えている。この凸部９０は、ドリブンギヤ６０の周方向においてその回転方向後方すなわち矢印ｂとは反対方向の矢印ｃ方向に向かうほど最小径位置ｐ１から最大径位置ｐ２まで立上る（図４参照）立上り面９２と、その最大径位置ｐ２から矢印ｃ方向に隣接する最小径位置ｐ１へ立下がる立下り面９４とを有している。図３に示すように、立下り面９４の周方向長さＬ２は、立上り面９２の周方向長さＬ１よりも大きくなるように形成されている。本実施例では、周方向長さＬ２は周方向長さＬ１の約８倍程度に設定されている。
【００３５】
上記立下り面９４は、ドリブンギヤ６０の周方向において回転中心線Ｃ２に直交する断面形状が流線形となるように形成されている。そして、立上り面９２は、ドリブンギヤ６０の回転方向前方（矢印ｂ方向）に隣接する立下り面９４の流線形の終端位置に一致する最小径位置ｐ１から立ち上がるように形成されている。具体的には、図４に示すように、立上り面９２は、その矢印ｂ方向に隣接する立下り面９４の流線形の終端位置に一致する最小径位置ｐ１から、その矢印ｃ方向に隣接する立下り面９４の流線形の始端位置に一致する最大径位置ｐ２に向けて、回転中心線Ｃ２からの半径方向距離が連続的に増加するように形成されている。そして、立下り面９４は、その矢印ｂ方向に隣接する立上り面９２の終端位置の最大径位置ｐ２から、その立下り面９４の矢印ｃ方向に隣接する立上り面９２の始端位置の最小径位置ｐ１に向けて、回転中心線Ｃ２からの半径方向距離が連続的に減少するように形成されている。上記立上り面９２および立下り面９４は、ドリブンギヤ６０の外周面において周方向に交互に連続して形成されている。したがって、ドリブンギヤ６０の外周面には、回転中心線Ｃ２を曲率中心としてその回転中心線Ｃ２からの半径方向距離が周方向で一定となる部分円筒面が形成されていない。
【００３６】
本実施例では、ドリブンギヤ６０の外周面に立上り面９２が形成されることによって、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０の円筒状内周面５０との間に形成される円環状の隙間の間隔（径方向間隔）が、立上り面９２と円筒状内周面５０との間においてドリブンギヤ６０の回転方向後方へ向かうほど比較的に（後述の立下り面９４と円筒状内周面５０との間に比較して）急に狭められている。また、ドリブンギヤ６０の外周面に立下り面９４が形成されることによって、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０の円筒状内周面５０との間に形成される円環状の隙間の間隔（径方向間隔）が、立下り面９４と円筒状内周面５０との間において前記回転方向後方に向かうほど比較的に（上述の立上り面９２と円筒状内周面５０との間に比較して）緩やかに拡大させられている。
【００３７】
図５は、図３に示すドリブンギヤ６０のV矢視部を示す図である。図６は、図３に示すドリブンギヤ６０が外周面に備える複数の凸部９０のうち１つを拡大して示すドリブンギヤ６０の斜視図である。図５および図６に示すように、ドリブンギヤ６０は、周方向に離れた複数位置において厚み方向内側に凹む複数個（本実施例では１１個）の凹部１００をドリブンギヤ６０の両側面の外周部にそれぞれ備えている。上記凹部１００は、ドリブンギヤ６０の側面の一方と他方とで周方向の位置が互いに同じ位置（同位相）となるように、所定間隔を隔てて同じ数だけ上記一方および他方にそれぞれ設けられている。また、上記凹部１００は、ドリブンギヤ６０の周方向において、そのドリブンギヤ６０の回転方向後方に向かうほど最大厚み位置ｔ１から最小厚み位置ｔ２までドリブンギヤ６０の厚みを減少させる厚み減少面１０２と、その最小厚み位置ｔ２から前記回転方向後方に隣接する最大厚み位置ｔ１までドリブンギヤ６０の厚みを増加させる厚み増加面１０４とを有している。本実施例では、厚み減少面１０２は、凸部９０の側面のうち立下り面９４の側方に形成されており、厚み増加面１０４は、凸部９０の側面のうち立上り面９２の側方に形成されている。したがって、ドリブンギヤ６０の周方向においては、凹部１００の最大厚み位置ｔ１は凸部９０の最大径位置ｐ２と周方向位置が一致し、凹部１００の最小厚み位置ｔ２は凸部９０の最小径位置ｐ１と周方向位置が一致している。図３に示すように、厚み減少面１０２の周方向長さＬ２は、厚み増加面１０４の周方向長さＬ１よりも大きくなるように形成されている。本実施例では、周方向長さＬ２は周方向長さＬ１の約８倍程度に設定されている。
【００３８】
上記厚み減少面１０２は、ドリブンギヤ６０の周方向において、回転中心線Ｃ２を軸心とする円筒面に沿う断面形状が流線形となるように形成されている。そして、厚み増加面１０４は、矢印ｂ方向に隣接する厚み減少面１０２の流線形の終端位置に一致する最小厚み位置ｔ２から、矢印ｃ方向に隣接する厚み減少面１０２の流線形の始端位置に一致する最大厚み位置ｔ１に向けて、ドリブンギヤ６０の厚み方向の中心位置Ｃ３からの半径方向距離が連続的に増加するように形成されている。上記厚み減少面１０２および厚み増加面１０４は、ドリブンギヤ６０の両側面の外周部において周方向に交互に連続して形成されている。
【００３９】
図３及び図５乃至図６に示すように、ドリブンギヤ６０の両側面の内周部には、周方向に連続するシール面１０６がそれぞれ設けられている。上記シール面１０６は、ポンプ室５２の内壁面５４、５６に例えば数百ｎｍ〜数μｍくらいの僅かな間隔（本実施例では０．２μｍ（２００ｎｍ））を隔てて対向することでシール機能を発生させる面である。上記シール面１０６が設けられることで、ドリブンギヤ６０の内周側の圧力室（前記内周歯５８と外周歯６６とにより仕切られて形成される複数の空）からドリブンギヤ６０の外周側への作動油の漏れが抑制されつつも、前記僅かな間隔に形成された油膜によりドリブンギヤ６０が回転可能に支持されるようになっている。これにより、オイルポンプ１０の容積効率が向上させられている。
【００４０】
上記のようなドリブンギヤ６０を備えるオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０が回転駆動させられると、複数の凸部９０と円筒状内周面５０との間に形成される環状の隙間、および、複数の凹部１００と内壁面５４、５６との間に形成される環状の隙間に介在された作動油が、そのドリブンギヤ６０の回転に引きずられて周方向に移動する。そして、上記環状の隙間のうちドリブンギヤ６０の回転方向後方に向かうほど間隔が狭まる箇所、すなわち、凸部９０の立上り面９２と円筒状内周面５０との隙間および凹部１００の厚み増加面１０４と内壁面５４、５６との隙間に作動油が流れることにより、最も間隔が狭まる箇所付近にて最大となる動圧Ｐが発生する。複数の凸部９０と円筒状内周面５０との間に形成される環状の隙間内に発生した動圧Ｐは、ドリブンギヤ６０の外周面を内周側に向けて押圧するように作用する。また、複数の凹部１００と内壁面５４、５６との間に形成される環状の隙間内に発生した動圧Ｐは、ドリブンギヤ６０の両側面の外周部を厚み方向内側に向けて押圧するように作用する。そのため、ドリブンギヤ６０は、その回転時には円筒状内周面５０および内壁面５４、５６に非接触状態で支持される。
【００４１】
そして、前記環状の隙間のうちドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との隙間の間隔が前記回転方向後方に向けて拡大する箇所、すなわち、立下り面９４と円筒状内周面５０との隙間および厚み減少面１０２と内壁面５４、５６との隙間を作動油が流れる際には、その作動油の流れに剥離が生じないようになっている。そのため、その剥離に起因して上記環状の隙間内の周方向の圧力差が増大することが抑制され、その圧力差の増大に起因してドリブンギヤにその回転を妨げるように作用する圧力抗力（圧力抵抗）が増大することが抑制される。
【００４２】
本実施例のオイルポンプ１０では、前述のような立上り面９２および立下り面９４を備える凸部９０と、厚み増加面１０４および厚み減少面１０６を備える凹部１００とが、ドリブンギヤ６０の外周面および両側面の外周部に周方向に複数設けられているため、それらが設けられない形式のものに比較して、前記動圧Ｐが格段に大きくなる。これに関して詳しく以下で説明する。
【００４３】
図７は、図８に模式的に示すように流路間隔が間隔ｈ１から間隔ｈ２へ連続的に小さくなるように形成された縮小流路に作動油が流れる場合においてその作動油に生じる動圧Ｐ[Ｐａ]と、図９に模式的に示すように流路間隔が一定の間隔ｈ２となるように形成された平行流路に作動油が流れる場合においてその作動油に生じる動圧Ｐ[Ｐａ]とを、比較して示す図である。図７において、実線は、図８に示す縮小流路に作動油が流れる場合にその作動油に生じる動圧Ｐとその縮小流路の流れ方向位置Ｘとの関係を示している。そして、１点鎖線は、図９に示す平行流路に作動油が流れる場合にその作動油に生じる動圧Ｐとその平行流路の流れ方向位置Ｘとの関係を示している。上記各流路の作動油に生じる動圧Ｐは、流れ方向位置Ｘ１から流れ方向位置Ｘ２側に向かうにつれて徐々に増加し、流れ方向位置Ｘ２の直前付近で最大値Ｐ１およびＰ２となり、その直前付近から流れ方向位置Ｘ２側に向かうにつれて減少するような分布となる。このように、流れ方向における動圧Ｐの分布形状は、前記縮小流路と前記平行流路とで顕著な違いは見られない。しかしながら、発生する動圧Ｐの大きさに顕著な違いが見られる。すなわち、前記縮小流路において発生する動圧Ｐは、前記平行流路において発生する動圧Ｐに比較して格段に大きくなる。これは、所謂くさび効果によるものである。
【００４４】
上記発生動圧の違いは、本実施例のようにドリブンギヤ６０に凸部９０および凹部１００が設けられることでドリブンギヤ６０とポンプ室５２の壁面との間に縮小流路が形成される場合と、凸部９０および凹部１００が設けられずドリブンギヤ６０とポンプ室５２の壁面との間に平行流路が形成される場合とで比較しても、同様のことがいえる。すなわち、本実施例のように立上り面９２と円筒状内周面５０との間、および厚み増加面１０４と内壁面５４、５６との間に形成される縮小流路に作動油が流れる場合、その流路には比較的大きな動圧Ｐが発生する。これにより、本実施例のオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０の周方向において立上り面９２および厚み増加面１０４が位置する１１箇所で大きな動圧Ｐが発生する。ドリブンギヤ６０は、円筒状内周面５０の軸心Ｏ１から偏心させられても、上記動圧Ｐによる径方向の力を受けて軸心Ｏ１に向かって移動させられることで、自動的に軸心Ｏ１に調心される。また、ドリブンギヤ６０は、ポンプ室５２の内壁面５４または内壁面５６のどちらかに寄せられてその厚み方向の中心位置Ｃ３（図１参照）がポンプ室５２の軸心方向の中心位置Ｏ２からずれるか、或いは傾斜させられても、上記動圧Ｐによる軸心方向の力を受けて自動的に中心位置Ｏ２に調心される。なお、上記平行流路の流路が形成される場合とは、例えば、ドリブンギヤ６０の外周面が凹凸のない円筒面状に形成され、ドリブンギヤ６０の両側面が凹凸のない平面状に形成される場合である。
【００４５】
図１０は、ドリブンギヤ６０とポンプ室５２の壁面（円筒状内周面５０、内壁面５４、５６）との間に形成される隙間の最小の間隔ｈ２と、その隙間を流れる作動油に生じる最大の動圧Ｐおよび上記隙間の周方向の大小間隔比率ｍ（＝ｈ１／ｈ２）とのそれぞれの関係を、本実施例のように立上り面９２および厚み増加面１０４によって上記隙間に縮小流路が設けられる場合と設けられない場合とで比較して示す図である。間隔ｈ１は、ドリブンギヤ６０とポンプ室５２の壁面との間に形成される隙間の最大の間隔である。図１０において、黒丸印を結ぶ実線は、前記隙間に前記縮小流路が設けられる場合において、その縮小流路を流れる作動油に発生する最大の動圧Ｐと、その縮小流路の最小の間隔ｈ２（凸部９０の最大径位置ｐ２とポンプボデー４０の円筒状内周面５０との隙間の間隔）との関係を示すものである。黒角印を結ぶ実線は、前記隙間に縮小流路が設けられる場合において、その縮小流路の大小間隔比率ｍ（＝ｈ１／ｈ２）と、その縮小流路の最小の間隔ｈ２との関係を示すものである。また、白丸印を結ぶ１点鎖線は、凸部９０が設けられず前記隙間に縮小流路が設けられない場合において、その隙間を流れる作動油に発生する最大の動圧Ｐと、その隙間の最小の間隔ｈ２との関係を示すものである。また、白角印を結ぶ１点鎖線は、前記隙間に縮小流路が設けられない場合において、その隙間の大小間隔比率ｍ（＝ｈ１／ｈ２）と、その隙間の最小の間隔ｈ２との関係を示すものである。
【００４６】
図１０において、間隔ｈ２が例えば０．０００２ｍｍ（０．２μｍ）となるとき、すなわち、図１１に模式的に示すようにドリブンギヤ６０の回転中心線Ｃ２と円筒状内周面５０の軸心Ｏ１とが一致しているときには、いずれの立上り面９２で発生する最大動圧Ｐも略同じとなる。そして、図１１において矢印Ｒａで示すように、上記動圧Ｐによりドリブンギヤ６０が作動油から受ける力すなわちドリブンギヤ６０がその外周面から内周側に向けて押圧される押圧力は、ドリブンギヤ６０の周方向において変わらない。また、図１２に模式的に示すようにドリブンギヤ６０の厚み方向の中心位置Ｃ３とポンプ室５２の軸心方向の中心位置Ｏ２とが一致するときには、どちらの側面の厚み増加面１０４で発生する最大動圧Ｐも略同じとなる。そして、図１２において矢印Ｓａで示すように、上記動圧Ｐによりドリブンギヤ６０が作動油から受ける力すなわちドリブンギヤ６０がその側面から中心位置Ｃ３に向けて押圧される押圧力は、ドリブンギヤ６０の両側面において変わらない。
【００４７】
また、図１０において、間隔ｈ２が例えば０．００００５ｍｍ（０．０５μｍ）となるとき、すなわち図１３に模式的に示すようにドリブンギヤ６０の回転中心線Ｃ２と円筒状内周面５０の軸心Ｏ１とが一致せず、回転中心線Ｃ２が軸心Ｏ１から０．０００１５ｍｍ（０．１５μｍ）偏心するときには、間隔ｈ２が狭い（小さい）隙間ほどその隙間を流れる作動油に生じる動圧Ｐが大きくなる。そして、図１３において矢印Ｒｂおよび矢印Ｒｃで示すように、上記動圧Ｐによりドリブンギヤ６０がその外周面から内周側に向けて押圧される押圧力は、間隔ｈ２が狭い（小さい）隙間ほど大きくなる。また、図１４に模式的に示すように、ドリブンギヤ６０の厚み方向の中心位置Ｃ３とポンプ室５２の軸心方向の中心位置Ｏ２とが一致せず、中心位置Ｃ３が中心位置Ｏ２から例えば内壁面５４側へ０．０００１５ｍｍ（０．１５μｍ）ずれるときには、間隔ｈ２が狭い（小さい）内壁面５４側の隙間ほどその隙間を流れる作動油に生じる動圧Ｐが大きくなる。そして、図１４において矢印Ｓｂおよび矢印Ｓｃで示すように、上記動圧Ｐによりドリブンギヤ６０がその側面から中心位置Ｃ３に向けて押圧される押圧力は、間隔ｈ２が狭い（小さい）内壁面５４側の隙間ほど大きくなる。
【００４８】
図１０に示すように、ドリブンギヤ６０とポンプ室５２の壁面との隙間に前記縮小流路が設けられる場合には、その縮小流路が設けられない場合に比較して、その隙間を流れる作動油に生じる最大の動圧Ｐが格段に大きくなる。そして、動圧Ｐは、ポンプ室５２の壁面に対するドリブンギヤ６０の偏心量およびずれ量が大きくなるほど２次曲線的に大きくなり、その動圧Ｐによりドリブンギヤ６０が受ける力は上記偏心量およびずれ量が大きくなるほど２次曲線的に大きくなる。
【００４９】
図１５は、図２に示すドリブンギヤ６０の外周面とポンプボデー４０の円筒状内周面５０との間に形成される隙間に作動油が流れる様子を模式的に示す図である。図１５に示すように、本実施例のオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０が図１５に矢印ｂで示す方向に回転駆動されることで立下り面９４と円筒状内周面５０との隙間を流れる作動油の流線は、矢印ｄで示すように剥離が生じず、渦が発生しないようなものとなる。よって、上記剥離に起因して作動油の圧力が急低下することが抑制されるために、ドリブンギヤ６０の周方向において作動油の圧力差が増大することが抑制される。凸部９０の立上り面９２は、ドリブンギヤ６０の回転方向後方に向かうにつれて円筒状内周面５０に近づく形状であるために、本来的に作動油の流れに剥離が生じない。それ故に、結局、凸部９０の表面は、その表面と円筒状内周面５０との間に流れる作動油の流れに剥離が生じないように形成されている。
【００５０】
因みに、図１６は、従来のオイルポンプにおけるドリブンギヤ６０の外周面とポンプボデー４０の円筒状内周面５０との間に形成される隙間に作動油が流れる様子を模式的に示す図である。図１６において、従来のオイルポンプのドリブンギヤ６０の外周面には、本実施例の凸部９０に代えて、回転中心線Ｃ２に直交する断面がステップ状となる凹部１００が周方向に所定間隔を隔てて複数設けられている。図１６に示すように、従来のオイルポンプでは、ドリブンギヤ６０が図１６において矢印ｂで示す方向に回転駆動されることでドリブンギヤ６０の外周面と円筒状内周面５０との隙間を流れる作動油の流線は、矢印ｅで示すように剥離が生じて渦が発生するものとなる。よって、上記剥離に起因して作動油の圧力が急低下するために、ドリブンギヤ６０の周方向において圧力差が増大するという問題が生じる。
【００５１】
図１７は、図２に示すドリブンギヤ６０の両側面の外周部とポンプ室５２の内壁面５４、５６との間にそれぞれ形成される隙間に作動油が流れる様子を模式的に示す図である。図１７に示すように、本実施例のオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０が図１７に矢印ｂで示す方向に回転駆動されることで凹部１００の厚み減少面１０２とポンプ室５２の内壁面５４、５６との隙間を流れる作動油の流線は、矢印ｆで示すように剥離が生じず、渦が発生しないようなものとなる。よって、上記剥離に起因して作動油の圧力が急低下することが抑制されるために、ドリブンギヤ６０の周方向において作動油の圧力差が増大することが抑制される。凹部１００の厚み増加面１０４は、ドリブンギヤ６０の回転方向後方に向かうにつれて内壁面５４、５６に近づく形状であるために、本来的に作動油の流れに剥離が生じない。それ故に、結局、凹部１００の表面は、その表面と内壁面５４、５６との間に流れる作動油の流れに剥離が生じないように形成されている。
【００５２】
上述のように、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、ドリブンギヤ６０は、周方向に離れた複数位置において厚み方向内側に凹む複数個の凹部１００をそのドリブンギヤ６０の両側面にそれぞれ備えることから、ドリブンギヤ６０の両側面とそれらに対向するポンプ室５２の内壁面５４、５６との隙間に介在された作動油が、ドリブンギヤ６０の回転に引きずられて周方向に移動して、上記両側面に形成された凹部１００と内壁面５４、５６との隙間のうちその間隔が漸次狭くなる隙間に流れ込むことによって、その隙間付近において最大となる動圧Ｐが発生する。このため、ドリブンギヤ６０は、軸心方向に作用する力（外力）によりポンプ室５２のどちらか片側に寄せられるか或いは傾斜させられても、前記動圧Ｐによる軸心方向の力を受けてポンプ室５２の軸心方向の中心位置Ｏ２に向かって移動させられることで、厚み方向に調心される。よって、ドリブンギヤ６０の両側面とそれらに対向するポンプ室５２の内壁面５４、５６との間隔および潤滑状態が良好に保たれて、摩擦損失の増大が抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を充分に低減させることができる。
【００５３】
また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凹部１００は、ドリブンギヤ６０の周方向においてその回転方向後方に向かうほど最大厚み位置ｔ１から最小厚み位置ｔ２までドリブンギヤ６０の厚みを減少させる厚み減少面１０２と、その最小厚み位置ｔ２から前記回転方向後方に隣接する最大厚み位置ｔ１までドリブンギヤ６０の厚みを増加させる厚み増加面１０４とを有し、厚み減少面１０２の周方向長さＬ２は、厚み増加面１０４の周方向長さＬ１よりも大きいことから、ドリブンギヤ６０の両側面とそれらに対向する内壁面５４、５６との間に比較的大きな動圧Ｐが発生してドリブンギヤ６０の厚み方向のずれが自動的に調整されるという効果を享受しつつ、ドリブンギヤ６０の凹部１００の厚み減少面１０２とポンプ室５２の内壁面５４、５６との隙間がドリブンギヤ６０の回転方向後方に向かって緩やかに拡大するように形成されることで、その隙間の作動油の流れに剥離が生じることが抑制される。このため、その剥離に起因してドリブンギヤ６０とポンプ室５２の内壁との間を流れる作動油の周方向の圧力差が増大して、ドリブンギヤ６０にその回転を妨げるように作用する圧力抗力（圧力抵抗）が増大することが、抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができる。
【００５４】
また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凹部１００の厚み減少面１０２は、その厚み減少面１０２と内壁面５４、５６との間を流れる作動油の流線に剥離が生じないように形成されていることから、ドリブンギヤ６０とポンプ室５２の内壁面５４、５６との隙間の作動油の流れが円滑となり、ドリブンギヤ６０に作用する圧力抗力が上記剥離に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができる。
【００５５】
また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凹部１００の厚み減少面１０２は、ドリブンギヤ６０の周方向において流線形となるように形成されていることから、凹部１００の厚み減少面１０２とポンプ室５２の内壁面５４、５６との隙間の作動油の流れに剥離が生じることが抑制されて、その隙間の作動油の流れに渦が発生することが抑制されるため、ドリブンギヤ６０に作用する圧力抗力が上記渦（剥離）に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができる。
【００５６】
また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、ドリブンギヤ６０の両側面の外周部には、複数個の凹部１００が形成され、その両側面の内周部には、周方向に連続するシール面１０６が設けられていることから、ドライブギヤ６８とドリブンギヤ６０との間に形成される圧力室からの作動油の漏れ量を増加させずに、ドリブンギヤ６０を厚み方向に調心させることができる。
【００５７】
因みに、図１８は、動圧発生のために端面に複数の螺旋状のスパイラル溝１０８が設けられる良く知られた所謂スパイラルグルーブ機構が適用された軸受１１０を示す図であるが、例えば、このスパイラル溝１０８がドリブンギヤ６０の両側面に設けられることでドリブンギヤ６０の調心機能を高めることも考えられる。しかしながら、図１８に示すように、スパイラル溝１０８は軸受１１０の内周面から外周面まで貫通して形成されるので、ドリブンギヤ６０に適用された場合には、ドリブンギヤの内周側の圧力室と外周側の隙間とが導通されてしまう。よって、上記圧力室からの作動油の漏れ量が増加してしまい、オイルポンプ１０の容積効率が悪化してしまう欠点がある。
【００５８】
また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凹部１００の厚み減少面１０２は、ドリブンギヤ６０の外周面に備えられた凸部９０の側面のうち立下り面９４の側方に形成されていることから、ポンプ室５２の軸心Ｏ１および軸心方向の中心位置Ｏ２に対するドリブンギヤ６０の自動調心性が高められるという効果を享受しつつ、立下り面９４および厚み減少面１０２とポンプ室５２の内壁面５４、５６との隙間の間隔がドリブンギヤ６０の回転方向後方に向かって緩やかに拡大するように形成されることで、その隙間の作動油の流れに剥離が生じることが抑制される。このため、その剥離に起因してドリブンギヤ６０とポンプ室５２の壁面との間を流れる作動油の周方向の圧力差が増大し、ドリブンギヤ６０にその回転を妨げるように作用する圧力抗力（圧力抵抗）が増大することが抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができる。
【００５９】
また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凹部１００の厚み増加面１０４は、ドリブンギヤ６０の外周面に備えられた凸部９０の側面のうち立上り面１０２の側方に形成されていることから、立上り面１０２とポンプボデー４０の円筒状内周面５０との間に比較的大きな動圧Ｐが発生することで、円筒状内周面５０の軸心Ｏ１に対するドリブンギヤ６０の自動調心性が高められるとともに、ドリブンギヤ６０の両側面とそれらに対向するポンプ室５２の内壁面５４、５６との間に比較的大きな動圧Ｐが発生することで、ポンプ室５２の軸心方向の中心位置Ｏ２に対するドリブンギヤ６０の自動調心性が高められる。
【００６０】
また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凸部９０の表面は、その凸部９０の立下り面９４とポンプボデー４０との間を流れる作動油の流線に剥離が生じないように形成されていることから、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との隙間の作動油の流れが円滑となり、ドリブンギヤ６０に作用する圧力抗力が上記剥離に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができる。
【００６１】
また、本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凸部９０の立下り面９４は、ドリブンギヤ６０の周方向において流線形となるように形成されていることから、凸部９０の立下り面９４とポンプボデー４０との間に形成される隙間の作動油の流れに剥離が生じることが抑制されて、その隙間の作動油の流れに渦が発生することが抑制されるため、ドリブンギヤ６０に作用する圧力抗力が上記渦（剥離）に起因して増大することが抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を低減させることができる。
【００６２】
因みに、本実施例では、前述のように軸心Ｏ１および中心位置Ｏ２に対するドリブンギヤ６０の自動調心性が高められているため、例えば低回転時や高油圧発生時であっても、図１９において１点鎖線で示す領域でオイルポンプ１０が作動するようになっている。すなわち、本実施例のオイルポンプ１０では、ドリブンギヤ６０とポンプ室５２の壁面との間の潤滑状態が混合潤滑状態または流体潤滑状態に維持されることによって、上記潤滑状態が境界潤滑状態となることが抑制され、摩擦損失の増大が抑制される。これにより、ドリブンギヤ６０の回転抵抗が低減される。上記流体潤滑状態とは、ドリブンギヤ６０がポンプボデー４０に非接触状態で回転駆動される状態であって、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間に形成される隙間の間隔ｈ２すなわち油膜厚さが、ドリブンギヤ６０の外周面およびポンプボデー４０の円筒状内周面５０の表面粗さＲ[μｍ]に比較して充分に大きくなる状態（ｈ２＞Ｒ）のことである。また、上記境界潤滑状態とは、ドリブンギヤ６０がポンプボデー４０に接触状態で回転駆動される状態であって、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間に形成される隙間の間隔ｈ２すなわち油膜厚さが零またはその付近となる状態（ｈ２＜Ｒ）のことである。また、上記混合潤滑状態とは、上記流体潤滑状態および境界潤滑状態の中間の状態のことであって、上記間隔ｈ２すなわち油膜厚さがドリブンギヤ６０の外周面およびポンプボデー４０の円筒状内周面５０の表面粗さＲ[μｍ]に略等しくなる状態（ｈ２≒Ｒ）のことである。なお、図１９は、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との隙間を流れる作動油の粘度Ｚとドリブンギヤ６０およびポンプボデー４０の相対的な摺動速度Ｎとの積算値を、ドリブンギヤ６０に作用する外力すなわち荷重Ｆで除した値（Ｚ＊Ｎ／Ｆ）を示す横軸と、ドリブンギヤ６０とポンプボデー４０との間の摩擦係数μを示す縦軸との直交座標上において、実線で所謂ストライベック曲線を示すものである。このストライベック曲線は、上記荷重Ｆや摺動速度Ｎに対する摩擦抵抗μの変化を示すものである。図１９では、横軸の値（Ｚ＊Ｎ／Ｆ）が増す方向に前記境界潤滑領域、混合潤滑領域、および流体潤滑領域が順に区分されており、上記ストライベック曲線は、流体潤滑領域寄りの混合潤滑領域内で前記摩擦係数μが最も小さくなるようになっている。前記１点鎖線で示す領域は、混合潤滑領域および流体潤滑領域に跨って設定されているので、その１点鎖線で示す領域内で作動する本実施例のオイルポンプ１０では、前記摩擦係数μが小さくなるように作動する。
【実施例２】
【００６３】
次に、本発明の他の実施例について説明する。なお、以下の実施例の説明において、前述の実施例と重複する部分については、同一の符号を付してその説明を省略する。
【００６４】
図２０は、本発明の他の実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０において、ドリブンギヤ６０の両側面の外周部に形成された複数の凹部１００を含むドリブンギヤ６０の外周部を部分的に示す斜視図であって、前述の実施例の図６に対応する図である。図２０において、本実施例のドリブンギヤ６０は、周方向に離れた複数位置において厚み方向内側に凹む複数個の凹部１００をドリブンギヤ６０の両側面の外周部にそれぞれ備えている点は、前述の実施例と同様である。しかしながら、凸部９０がドリブンギヤ６０の外周面に設けられていない点は、前述の実施例と異なる。
【００６５】
本実施例の車両用内接歯車型オイルポンプ１０によれば、凸部９０がドリブンギヤ６０の外周面に形成されていないこと以外の構成は前述の実施例１と同じであり、周方向に離れた複数位置において厚み方向内側に凹む複数個の凹部１００をそのドリブンギヤ６０の両側面の外周部にそれぞれ備えることから、ドリブンギヤ６０の両側面とそれらに対向するポンプ室５２の内壁面５４、５６との隙間に介在された作動油に大きな動圧Ｐが発生する。このため、ドリブンギヤ６０は、軸心方向に作用する力（外力）によりポンプ室５２のどちらか片側に寄せられるか或いは傾斜させられても、前記動圧Ｐによる軸心方向の力を受けてポンプ室５２の軸心方向の中心位置Ｏ２に向かって移動させられることで、厚み方向に調心される。よって、実施例１と同様に、ドリブンギヤ６０の両側面とそれらに対向するポンプ室５２の内壁面５４、５６との間隔および潤滑状態が良好に保たれて、摩擦損失の増大が抑制されるので、ドリブンギヤ６０の回転抵抗を充分に低減させることができるという効果が得られる。
【００６６】
以上、本発明の一実施例を図面を参照して詳細に説明したが、本発明はこの実施例に限定されるものではなく、別の態様でも実施され得る。
【００６７】
たとえば、前述の実施例において、凸部９０の立下り面９４および凹部１００の厚み減少面１０２は、ドリブンギヤ６０の周方向において流線形となるように形成されていたが、これに限らず、例えば、曲線状或いは略直線状となるように形成されてもよい。要するに、立下り面９４および厚み減少面１０２とポンプ室９２の壁面との隙間の間隔が、その隙間の作動油の流れの下流側に向けて緩やかに拡大するように形成されていればよい。
【００６８】
また、前述の実施例において、凹部１００は、ドリブンギヤ６０の側面の一方と他方とで周方向の位置が互いに同じ位置（同位相）となるように、所定間隔を隔てて同じ数だけ上記一方および他方にそれぞれ設けられていたが、これに限らない。すなわち、ドリブンギヤ６０の側面の一方と他方とで周方向の位置が互いに同じ位置にならなくてもよく、例えば、周方向において１個又は複数個置きで交互に設けられてもよい。
【００６９】
また、前述の実施例において、凸部９０の立上り面９２および凹部１００の厚み増加面１０４は、ドリブンギヤ６０の回転方向前方に隣接する立下り面９４および厚み減少面１０２の流線形の終端から立ち上がるように形成されていたが、上記流線形の終端以前の位置から立ち上がるように形成されてもよいし、上記流線形の終端よりもドリブンギヤ６０の回転方向後方の位置から立ち上がるように形成されてもよい。
【００７０】
また、前述の実施例において、オイルポンプ１０は、トルクコンバータ１４を収容する室と自動変速機１６を収容する室との間の隔壁に設けられていたが、これに限らず、例えば自動変速機１６内などに設けられてもよい。要するに、ポンプ室５２内にドリブンギヤ６０およびドライブギヤ６８が収容される形式の車両用内接歯車型オイルポンプ１０であれば、本発明が適用され得る。
【００７１】
また、本発明は、前述の形式のオイルポンプ１０に限らず、例えば、ドライブギヤ６８の外周歯６６とドリブンギヤ６０の内周歯５８との間に形成される円弧状の間隙において、その内周歯５８に略摺接する部分円筒面と外周歯６６に略摺接する部分円筒面とに挟まれることによって三日月状を成すクレセントが例えばポンプボデー４０から突設されている形式のものであっても適用され得る。
【００７２】
なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、その他一々例示はしないが、本発明は、その主旨を逸脱しない範囲で当業者の知識に基づいて種々変更、改良を加えた態様で実施することができる。
【符号の説明】
【００７３】
１０：車両用内接歯車型オイルポンプ（オイルポンプ）
４０：ポンプボデー
５０：円筒状内周面
５２：ポンプ室
５８：内周歯
６０：ドリブンギヤ
６６：外周歯
６８：ドライブギヤ
９０：凸部
９２：立上り面
９４：立下り面
１００：凹部
１０２：厚み減少面
１０４：厚み増加面
１０６：シール面
Ｃ１，Ｃ２：回転中心線（回転中心）
Ｌ１，Ｌ２：周方向長さ
ｐ１：最小径位置
ｐ２：最大径位置
ｔ１：最大厚み位置
ｔ２：最小厚み位置
【図１】
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【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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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
2011052644.tif 000017
【図１６】
2011052644.tif 000018
【図１７】
2011052644.tif 000019
【図１８】
2011052644.tif 000020
【図１９】
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【図２０】
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