(57)【要約】【課題】  オイルポンプロータに発生する油圧が微小でかつこのロータを駆動するトルクが変動した場合においても、騒音発生を確実に抑制する。【解決手段】  基礎円ｂｉ上を転がる第１外転円Ｄｉ及び第１内転円ｄｉによって創成されるサイクロイド曲線に基づいて形成された歯数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Ｄｏ及び第２内転円ｄｏによって創成されるサイクロイド曲線に基づいて形成された歯数ｎ＋１枚のアウターロータ２０を形成した際に、前記各円の直径をφｂｉ，φＤｉ，φｄｉ，φｂｏ，φＤｏ，φｄｏとするとき、φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ），φｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）、φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅ、あるいはφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅであり、かつφＤｏ＞φＤｉ，φｄｉ＞φｄｏ，（φＤｉ＋φｄｉ）＜（φＤｏ＋φｄｏ）を満たして各ロータを構成する。【選択図】        図１
2005076563.tif 000002
【特許請求の範囲】
【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、
前記インナーロータが、その基礎円ｂｉに外接してすべりなく転がる第１外転円Ｄｉ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ｄｉ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、
前記アウターロータが、その基礎円ｂｏに外接してすべりなく転がる第２外転円Ｄｏ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ｄｏ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ｂｉの直径をφｂｉ、第１外転円Ｄｉの直径をφＤｉ、第１内転円ｄｉの直径をφｄｉ、アウターロータの基礎円ｂｏの直径をφｂｏ、第２外転円Ｄｏの直径をφＤｏ、第２内転円ｄｏの直径をφｄｏ、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、
φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ），φｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）の関係にあり、
また、φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅ、あるいはφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅ、
かつφＤｏ＞φＤｉ，φｄｉ＞φｄｏ,（φＤｉ＋φｄｉ）＜（φＤｏ＋φｄｏ）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、
０．００５ｍｍ≦（φＤｏ＋φｄｏ）−（φＤｉ＋φｄｉ）≦０．０７０ｍｍ（ｍｍ：ミリメートル）
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。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
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。
【背景技術】
【０００２】
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。
【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。
【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。
【０００５】
上記のようなオイルポンプについては、ポンプが発する騒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】
ところで、インナーロータｒｉとアウターロータｒｏの歯形を決定するために必要な条件としては、まず、インナーロータｒｉについて、第１外転円Ｄｉ’（直径φＤｉ’）および第１内転円ｄｉ’（直径φｄｉ’）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Ｄｉ’および第１内転円ｄｉ’の転がり距離がインナーロータｒｉの基礎円ｂｉ’（直径φｂｉ’）の円周に等しくなければならないことから、
φｂｉ’＝ｎ・（φＤｉ’＋φｄｉ’）
となる。
【０００７】
同様に、アウターロータｒｏについて、第２外転円Ｄｏ’（直径φＤｏ’）および第２内転円ｄｏ’（直径φｄｏ’）の転がり距離がアウターロータｒｏの基礎円ｂｏ’（直径φｂｏ’）の円周に等しくなければならないことから、
φｂｏ’＝（ｎ＋１）・（φＤｏ’＋φｄｏ’）
となる。
【０００８】
つぎに、インナーロータｒｉとアウターロータｒｏとが噛み合うことから、両ロータｒｉ，ｒｏの偏心量をｅ’として、
φＤｉ’＋φｄｉ’＝φＤｏ’＋φｄｏ’＝２ｅ’
となる。
【０００９】
上記の各式から、
ｎ・φｂｏ’＝（ｎ＋１）・φｂｉ’
となり、インナーロータｒｉおよびアウターロータｒｏの歯形はこれらの条件を満たして構成される。
【００１０】
ここで、クリアランス＝ｔを、噛み合い位置における歯溝と歯先とのチップクリアランスと、噛み合い位置から１８０°回転した位置における歯先同士のチップクリアランスとに振り分けるために、
φＤｏ’＝φＤｉ’＋ｔ／２、φｄｏ’＝φｄｉ’−ｔ／２
を満たすように各外転円および内転円が構成される。
つまり、アウター側の外転円を大きくする（φＤｏ’＞φＤｉ’）ことにより、図６に示すように噛み合い位置においてアウターロータｒｏの歯溝とインナーロータｒｉの歯先との間にクリアランスｔ／２が形成される一方、内転円はインナー側を大きくする（φｄｉ’＞φｄｏ’）ことにより、図７に示すように噛み合い位置においてアウターロータｒｏの歯先とインナーロータｒｉの歯溝との間にクリアランスｔ／２が形成される（例えば特許文献１参照）。さらに、インナーロータの外歯とアウターロータの内歯との間には、図６および図７に示すように、先端部分のクリアランスｔ／２（チップクリアランスｔｔ）だけでなく、歯面間のクリアランス（サイドクリアランスｔｓ）も形成される。
【００１１】
以上の関係を満たして構成されたオイルポンプロータを図５から図７に示す。このオイルポンプロータは、インナーロータｒｉの基礎円ｂｉ’がφｂｉ’＝５２．００ｍｍ、第１外転円Ｄｉ’がφＤｉ’＝２．５０ｍｍ、第１内転円ｄｉ’がφｄｉ’＝２．７０ｍｍ、歯数ｎ＝１０、アウターロータｒｏの外径がφ７０ｍｍ、基礎円ｂｏ’がφｂｏ’＝５７．２０ｍｍ、第２外転円Ｄｏ’がφＤｏ’＝２．５６ｍｍ、第２内転円ｄｏ’がφｄｏ’＝２．６４ｍｍ、歯数（ｎ＋１）＝１１、偏心量ｅ’＝２．６ｍｍとなっている。
【００１２】
このように構成された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大きくなるように両ロータが構成されているので、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ｔｔが適切な大きさに設定され、これによりチップクリアランスｔｔを小さく維持した状態で、バックラッシュを大きく確保することができる。これにより、特に、オイルポンプロータに供給される油圧や、このオイルポンプロータを駆動するトルクが安定している状態においては、インナー側の外歯とアウター側の内歯との衝突に起因した騒音の発生を抑制することができる。
【特許文献１】特開平１１−２６４３８１号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１３】
しかしながら、このようにアウターロータの第２外転円Ｄｏ’および第２内転円ｄｏ’の直径を調節することにより、チップクリアランスｔｔ＝ｔ／２を確保すると、図６および図７に示すように、必然的にサイドクリアランスｔｓが大きくなってしまうことになる。したがって、オイルポンプロータの静粛性について、次のような課題が残されていた。すなわち、オイルポンプロータに発生する油圧が微小で、かつこのオイルポンプロータを駆動するトルクが変動した場合に、アウター側の内歯とインナー側の外歯とが衝突し、この際の衝突エネルギが音に変わり、この音が可聴音レベルに達して騒音となる可能性があった。
【００１４】
本発明は、このような問題点に鑑みてなされたもので、インナーロータの歯形とアウターロータの歯形とを適切な形状に設定するとともに、両ロータ間のクリアランスを適切に設定し、これにより、オイルポンプロータに発生する油圧が微小で、かつこのオイルポンプロータを駆動するトルクが変動した場合においても、騒音発生を確実に抑制することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１５】
前記課題を解決して、このような目的を達成するために、本発明は以下の手段を提案している。
請求項１に係る発明は、ｎ（ｎは自然数）枚の外歯が形成されたインナーロータと、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、前記インナーロータが、その基礎円ｂｉに外接してすべりなく転がる第１外転円Ｄｉ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ｄｉ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、前記アウターロータが、その基礎円ｂｏに外接してすべりなく転がる第２外転円Ｄｏ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ｄｏ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ｂｉの直径をφｂｉ、第１外転円Ｄｉの直径をφＤｉ、第１内転円ｄｉの直径をφｄｉ、アウターロータの基礎円ｂｏの直径をφｂｏ、第２外転円Ｄｏの直径をφＤｏ、第２内転円ｄｏの直径をφｄｏ、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、
φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ），φｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）の関係にあり、
また、φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅ、あるいはφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅ、
かつφＤｏ＞φＤｉ，φｄｉ＞φｄｏ,（φＤｉ＋φｄｉ）＜（φＤｏ＋φｄｏ）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。
【００１６】
すなわち、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にはまず、インナーロータおよびアウターロータの外転円および内転円の転がり距離が１周で閉じなければならないので、
φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ）、およびφｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）
を満たさなければならない。
また、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大きく確保するために、
φＤｏ＞φＤｉ、およびφｄｉ＞φｄｏ
を満たさなければならない。ここで、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】
また、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、
φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅおよびφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅのうちいずれか一方を満たさなければならない。
さらに、本発明では、インナーロータをアウターロータの内側で良好に回転させるとともに、チップクリアランスを確保しつつ、バックラッシュの大きさの適正化を図り、噛み合い抵抗を低減させるために、インナーロータとアウターロータとの噛み合い位置において、インナーロータの基礎円とアウターロータの基礎円とが接しないように、アウターロータの基礎円の径を従来より大きくしている。すなわち、
（ｎ＋１）・φｂｉ＜ｎ・φｂｏ
を満たしている。
これにより、（φＤｉ＋φｄｉ）＜（φＤｏ＋φｄｏ）
が導かれる。
【００１８】
この発明によれば、インナーロータの外歯とアウターロータの内歯とのチップクリアランスは確保されつつ、各ロータの歯面間のサイドクリアランスは従来よりも小さくなるので、両ロータのがたつきが小さく、静粛性の優れたオイルポンプの実現が可能になる。特に、オイルポンプロータに発生する油圧が微小で、かつこのオイルポンプロータを駆動するトルクが変動しても、アウター側の内歯とインナー側の外歯との衝突発生を回避することができるので、オイルポンプロータの静粛性を確実に実現することができる。
【００１９】
請求項２に係る発明は、請求項１記載のオイルポンプロータにおいて、
０．００５ｍｍ≦（φＤｏ＋φｄｏ）−（φＤｉ＋φｄｉ）≦０．０７０ｍｍ（ｍｍ：ミリメートル）
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。
【００２０】
この発明によれば、０．００５ｍｍ≦（φＤｏ＋φｄｏ）−（φＤｉ＋φｄｉ）とすることにより、チップクリアランスを確保しつつ、バックラッシュの大きさの適正化を図ることができ、噛み合い騒音の低減を図ることができるとともに、（φＤｏ＋φｄｏ）−（φＤｉ＋φｄｉ）≦０．０７０ｍｍとすることにより、機械効率の低下、異音の発生を防止することができる。
【発明の効果】
【００２１】
本発明に係るオイルポンプロータによれば、インナーロータの外歯とアウターロータの内歯とのクリアランスは確保され、各ロータの歯面間のサイドクリアランスは従来よりも小さくなるので、両ロータのがたつきが小さく、静粛性の優れたオイルポンプの実現が可能になる。特に、オイルポンプロータに発生する油圧が微小で、かつこのオイルポンプロータを駆動するトルクが変動した場合においても、騒音発生を確実に抑制することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２２】
以下、本発明に係るオイルポンプロータの一実施形態を、図１から図４を参照しながら説明する。
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（本実施形態においては１１）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５０の内部に収納されている。
【００２３】
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１０，２０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５０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。
【００２４】
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Ｄｉ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ｄｉ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。
【００２５】
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５０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Ｄｏ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ｄｏ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。
【００２６】
インナーロータ１０の基礎円ｂｉの直径をφｂｉ、第１外転円Ｄｉの直径をφＤｉ、第１内転円ｄｉの直径をφｄｉ、アウターロータ２０の基礎円ｂｏの直径をφｂｏ、第２外転円Ｄｏの直径をφＤｏ、第２内転円ｄｏの直径をφｄｏとするとき、インナーロータ１０とアウターロータ２０との間には以下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。
【００２７】
まず、インナーロータ１０について、第１外転円Ｄｉおよび第１内転円ｄｉ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Ｄｉおよび第１内転円ｄｉ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・φｂｉ＝ｎ・π・（φＤｉ＋φｄｉ）
すなわち、φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ）    …（Ｉａ）
同様に、アウターロータ２０について、第２外転円Ｄｏおよび第２内転円ｄｏ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・φｂｏ＝（ｎ＋１）・π・（φＤｏ＋φｄｏ）
すなわち、φｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）    …（Ｉｂ）
【００２８】
また、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大きく確保するために、
φＤｏ＞φＤｉ、およびφｄｉ＞φｄｏ
を満たさなければならない。ここで、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。
【００２９】
また、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、
φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅおよびφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅのうちいずれか一方を満たさなければならない。
さらに、本発明では、インナーロータ１０をアウターロータ２０の内側で良好に回転させるとともに、チップクリアランスを確保しつつ、バックラッシュの大きさの適正化を図り、噛み合い抵抗を低減させるために、インナーロータ１０とアウターロータ２０の噛み合い位置において、インナーロータ１０の基礎円ｂｉとアウターロータ２０の基礎円ｂｏとが接しないように、アウターロータ２０の基礎円ｂｏの径を大きくしている。すなわち、
（ｎ＋１）・φｂｉ＜ｎ・φｂｏ
を満たす。
この式と、式（Ｉａ）および（Ｉｂ）とから、
（φＤｉ＋φｄｉ）＜（φＤｏ＋φｄｏ）
が得られる。なお、前述した噛み合い位置とは、図２に示すように、アウター側の内歯２１の歯先と、インナー側の外歯１１の歯溝とが正対したときの位置をいう。
【００３０】
ただし、
０．００５ｍｍ≦（φＤｏ＋φｄｏ）−（φＤｉ＋φｄｉ）≦０．０７０ｍｍ（ｍｍ：ミリメートル）    …（Ｉｃ）
を満たしてインナーロータ１０とアウターロータ２０とが構成されている（以下、（φＤｏ＋φｄｏ）−（φＤｉ＋φｄｉ）を単にＡという）。
【００３１】
なお、本実施形態においては、以上の関係を満たして構成されたインナーロータ１０（基礎円ｂｉがφｂｉ＝６５．００ｍｍ、第１外転円ＤｉがφＤｉ＝３．９０ｍｍ、第１内転円ｄｉがφｄｉ＝２．６０ｍｍ、歯数ｎ＝１０）およびアウターロータ２０（外径がφ８７．０ｍｍ、基礎円ｂｏがφｂｏ＝７１．５９９ｍｍ、第２外転円ＤｏがφＤｏ＝３．９１３５ｍｍ、第２内転円ｄｏがφｄｏ＝２．５９５５ｍｍ）が、偏心量ｅ＝３．２５ｍｍで組み合わされてオイルポンプロータを構成している。なお、本実施形態においては、両ロータの歯幅（回転軸方向の大きさ）は１０ｍｍに設定されている。また、第１外転円ＤｉがφＤｉ＝３．９０ｍｍ、第１内転円ｄｉがφｄｉ＝２．６０ｍｍ、第２外転円ＤｏがφＤｏ＝３．９１３５ｍｍ、第２内転円ｄｏがφｄｏ＝２．５９５５ｍｍとされており、これにより、Ａ＝０．００９ｍｍとされている（図２参照）。
【００３２】
ケーシング５０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。
【００３３】
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。
【００３４】
なお、Ａが小さすぎると、チップクリアランスおよびバックラッシュの大きさの適正化を図ることができず、インナー側の外歯１１とアウター側の内歯２１との噛み合い騒音の低減化を図ることができない。
一方、Ａが大きすぎると、インナー側の外歯１１とアウター側の内歯２１の歯丈（基礎円の法線方向の歯の大きさ）の差や、厚さ（基礎円の周方向の歯の大きさ）の差の適正化を図ることができず、オイルポンプロータの回転中に、バックラッシュがなくなる部分が生ずる場合がある。この場合、オイルポンプロータの良好な回転を実現できず、機械効率の低下や外歯１１と内歯２１との衝突による異音発生を招来することになる。
そこで、Ａは、０．００５ｍｍ≦Ａ≦０．０７０ｍｍを満たす範囲とすることが好ましく、本実施形態では最も好適な０．００９ｍｍとしている。
【００３５】
以上のように構成されたオイルポンプロータにおいては、アウターロータ２０の歯先の歯形がインナーロータ１０の歯溝の歯形とほぼ等しくなる。これにより、図２に示すように、チップクリアランスｔｔは従来と同様に確保されたまま、サイドクリアランスｔｓが小さくなるので、回転時に両ロータ１０，２０が互いに受ける衝撃が小さくなる。したがって、特に、オイルポンプロータに発生する油圧が微小で、かつこのオイルポンプロータを駆動するトルクが変動しても、アウター側の内歯２１とインナー側の外歯１１との衝突発生を回避することができるので、オイルポンプロータの静粛性を確実に実現することができる。また、噛み合い時の圧力方向が歯面に対して直角となるので、両ロータ１０，２０間のトルク伝達が滑りなく高効率に行われ、摺動抵抗による発熱や騒音が低減されている。
【００３６】
図３に、従来技術によるオイルポンプロータにおけるインナーロータの回転角度位置ごとのバックラッシュ（図３における破線）と、本実施形態によるオイルポンプロータにおけるインナーロータの回転角度位置ごとのバックラッシュ（図３における実線）とを比較するグラフを示す。このグラフから、本実施形態によるオイルポンプロータは、前記噛み合い位置と、セルＣの容積が増大および減少する過程とにおいては、従来よりもバックラッシュを小さくすることができ、また、セルＣの容積が最大となる位置においては、従来と同等のバックラッシュとすることができることがわかる。したがって、後者の場合、容積が最大となるときのセルＣの液密性を確保することができ、搬送効率は従来と同等に維持できることがわかる。なお、図３に、インナーロータの回転角が０°から１８０°までのバックラッシュしか記載していないのは、１８０°から３６０°（０°）までは、図３に示す１８０°から０°までのバックラッシュの変化と同様であるため記載を省略したものである。
また、図４に、従来技術によるオイルポンプロータを用いた場合に発生する騒音と、本実施形態によるオイルポンプロータを用いた場合に発生する騒音とを比較するグラフを示す。このグラフから、本実施形態によるオイルポンプロータは、図３に示すように、噛み合い位置と、セルＣの容積が増大および減少する過程とにおいては、従来よりもバックラッシュが小さくなるので、従来よりも騒音を小さくし、静粛性の向上を図ることができたことがわかる。
【００３７】
なお、本発明の技術的範囲は前記実施の形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲において種々の変更を加えることが可能である。
【産業上の利用可能性】
【００３８】
インナーロータの歯形とアウターロータの歯形とを適切な形状に設定するとともに、両ロータ間の間隙を適切に設定し、これにより、オイルポンプロータに発生する油圧が微小で、かつこのオイルポンプロータを駆動するトルクが変動した場合においても、騒音発生を確実に抑制する。
【図面の簡単な説明】
【００３９】
【図１】本発明に係る一実施形態において、オイルポンプを示す平面図である。
【図２】図１に示すオイルポンプの噛み合い部分を示すＩＩ部拡大図である。
【図３】図１に示すオイルポンプのバックラッシュと、従来のオイルポンプのバックラッシュとの比較を示すグラフである。
【図４】図１に示すオイルポンプによる騒音と従来のオイルポンプによる騒音との比較を示すグラフである。
【図５】従来のオイルポンプロータを示す図であって、インナーロータとアウターロータとが、φｂｉ＝ｎ・（φＤｉ＋φｄｉ）、φｂｏ＝（ｎ＋１）・（φＤｏ＋φｄｏ）φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅ、あるいはφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅφＤｏ＞φＤｉ、φｄｉ＞φｄｏを満たし、さらに、  （φＤｏ＋φｄｏ）−（φＤｉ＋φｄｉ）＝０．００９ｍｍに設定されて構成されたオイルポンプを示す平面図である。
【図６】図５に示すオイルポンプの噛み合い部分を示すＶ部拡大図である。
【図７】図５に示すオイルポンプの噛み合い部分を示し、アウターロータの歯先とインナーロータの歯溝とが噛み合う状態を示す拡大図である。
【符号の説明】
【００４０】
１０  インナーロータ
１１  外歯
２０  アウターロータ
２１  内歯
５０  ケーシング
Ｄｉ  インナーロータの外転円（第１外転円）
Ｄｏ  アウターロータの外転円（第２外転円）
ｄｉ  インナーロータの内転円（第１内転円）
ｄｏ  アウターロータの内転円（第２内転円）
Ｃ  セル
ｂｉ  インナーロータの基礎円
ｂｏ  アウターロータの基礎円
Ｏｉ  インナーロータの軸心
Ｏｏ  アウターロータの軸心
【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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