(57)【要約】ｎ（ｎは自然数）枚の外歯を有するインナーロータ（２０）と、（ｎ＋１）枚の内歯を有するアウターロータ（１０）とが噛み合い、その歯面間に形成される複数のセル（Ｒ）の容積変化により流体を吸入・吐出するオイルポンプを構成するオイルポンプロータアッセンブリである。このオイルポンプロータアッセンブリは、容積が最小となっているセル（Ｒ）における両ロータ（２０，１０）の歯面間のクリアランスの大きさをａ、容積が拡大する過程にあるセル（Ｒ）における両ロータ（２０，１０）の歯面間のクリアランスの大きさをｂ、容積が最大となっているセル（Ｒ）における両ロータ（２０，１０）の歯面間のクリアランスの大きさをｃとして、ａ≦ｂ≦ｃかつａ＜ｃを満たすように構成される。
2004044430.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ｎ（ｎは自然数）枚の外歯を有するインナーロータと、（ｎ＋１）枚の内歯を有するアウターロータとが噛み合い、その歯面間に形成される複数のセルの容積変化によりインナー・アウターロータの回転中に流体を吸入・吐出するオイルポンプを構成するオイルポンプロータアッセンブリであって、
容積が最小となっている前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをａ、容積が拡大する過程にある前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｂ、容積が最大となっている前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｃとして、
ａ≦ｂ≦ｃかつａ＜ｃであって、さらに、前記クリアランスｂは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｂ１、回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｂ２として、
ｂ１≦ｂ２を満たすことを特徴とするオイルポンプロータアッセンブリ。
【請求項２】
請求項１に記載のオイルポンプロータアッセンブリであって、
容積が減少する過程にある前記セルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｄとして、
ａ≦ｂ≦ｃかつａ＜ｃかつａ≦ｄ≦ｃであって、さらに、前記クリアランスｄは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｄ１、回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｄ２として、
ｄ１≧ｄ２を満たす。
【請求項３】
ｎ（ｎは自然数）枚の外歯を有するインナーロータと、（ｎ＋１）枚の内歯を有するアウターロータとが噛み合い、その歯面間に形成される複数のセルの容積変化によりインナー・アウターロータの回転中に流体を吸入・吐出するオイルポンプを構成するオイルポンプロータアッセンブリであって、
容積が最小から最大に拡大する過程にある前記セルを形成する両ロータの歯面間のクリアランスが、前記セルの回転移動に伴い漸次増大することを特徴とするオイルポンプロータアッセンブリ。
【請求項４】
請求項３に記載のオイルポンプロータアッセンブリであって、容積が最大から最小に減少する過程にある前記セルを形成する両ロータの歯面間のクリアランスが、前記セルの回転移動に伴い漸次縮小する。
【請求項５】
請求項１から４のいずれか１項に記載のオイルポンプロータアッセンブリであって、
前記アウターロータおよびインナーロータの歯面が、それぞれ、基礎円上を滑りなく転がる転円の軌跡により創生されるサイクロイド曲線を用いて形成されている。
【請求項６】
請求項１から４のいずれか１項に記載のオイルポンプロータアッセンブリであって、
前記インナーロータの歯面が、トロコイド曲線上に中心を有する軌跡円を該トロコイド曲線に沿って移動させた場合の包絡線により創生されるトロコイド包絡線を用いて形成され、前記アウターロータの歯先が、前記軌跡円と同径の円弧曲線を用いて形成されている。
【請求項７】
請求項１または３に記載のオイルポンプロータアッセンブリであって、
インナーロータの歯形が、基礎円Ｄｉに外接してすべりなく転がる第１外転円Ａｉ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Ｄｉに内接してすべりなく転がる第１内転円Ｂｉ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、アウターロータの歯形が、基礎円Ｄｏに外接してすべりなく転がる第２外転円Ａｏ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Ｄｏに内接してすべりなく転がる第２内転円Ｂｏ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Ｄｉの直径をφＤｉ、第１外転円Ａｉの直径をφＡｉ、第１内転円Ｂｉの直径をφＢｉ、アウターロータの基礎円Ｄｏの直径をφＤｏ、第２外転円Ａｏの直径をφＡｏ、第２内転円Ｂｏの直径をφＢｏ、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、
φＢｏ＝φＢｉかつ
φＤｏ＝φＤｉ・（ｎ＋１）／ｎ＋ｔ・（ｎ＋１）／（ｎ＋２）
φＡｏ＝φＡｉ＋ｔ／（ｎ＋２）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。
【請求項８】
請求項１または３に記載のオイルポンプロータアッセンブリであって、
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。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】  本発明は、アウターロータとインナ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・吐出する内接型オイルポンプに用いられるオイルポンプロータアッセンブリに関する。
【背景技術】  従来、内歯を有するアウターロータと、この内歯に噛み合う外歯を有するインナーロータと、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た内接型オイルポンプでは、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が回転移動しながら容積変化することによって流体を吸入・吐出するようになっている。
セルは、その回転方向前側と後側で、それぞれインナーロータの外歯とアウターロータの内歯とによってそれぞれ個別に仕切られている。各セルは、インナーロータの外歯の歯先とアウターロータの内歯の歯溝とが等しい回転角度となる位置において容積が最小となり、吸入ポートに沿って回転移動するときに容積を拡大させて流体を吸入する。そして、インナーロータの外歯の歯溝とアウターロータの内歯の歯溝とが等しい回転角度となる位置において容積が最大となり、吐出ポートに沿って回転移動するときに容積を減少させて流体を吐出する。
この内接型オイルポンプでは、インナーロータを回転駆動させて、外歯の歯面が内歯の歯面を押すことにより、アウターロータを回転させる構成となっている。回転力を伝達する両ロータの噛み合いについて考察すると、セルの容積が最小となる回転位置近傍では力の伝達方向が歯面にほぼ垂直となっているのに対し、セルの容積が最大となる回転位置近傍では、両ロータの歯先頂点近傍どうしの接触となるため、力の伝達方向は歯面に垂直ではなく滑り成分が大きく、摩擦が生じている。
したがって、このような滑りを生じる部分で両ロータの歯面同士が接触すると、回転力の伝達に寄与せずに歯面同士が擦れ合って摺動摩擦が増大し、騒音の発生や機械効率の低下等を招くという問題がある。
この問題に対して、回転力を伝達しない接触をさけるために歯面に逃げ部を形成したロータも提案されている。（たとえば、特開平９−１６６０９１号公報参照）。
ところで、一般にこのような内接型オイルポンプロータアッセンブリでは、セルを形成する両ロータの歯面間にクリアランスが設けられる。これは、両ロータの形状や取り付けの精度によって歯先同士がぶつかって回転不能となることや騒音が発生すること等を防ぐことがその主な目的であり、アウターロータの歯形の均等追い込みや、歯面を形成する曲線を平坦化するなどの種々の手段により実現されている。
しかしながら、従来の歯形均等追い込みや平坦化、逃げ部の形成といった手段で単にクリアランスを設けるだけでは、バックラッシが必要以上に大きくなってしまい、回転駆動時のロータの暴れによる騒音の発生を避けることが難しいという問題があった。
【発明の開示】
本発明は、上記問題に鑑みてなされたものであり、安定して回転駆動し騒音を抑制できる内接型オイルポンプロータアッセンブリを実現することを目的とする。
以上の課題を解決するために、本発明は、ｎ（ｎは自然数）枚の外歯を有するインナーロータと、（ｎ＋１）枚の内歯を有するアウターロータとが噛み合い、その歯面間に形成される複数のセルの容積変化によりインナー・アウターロータの回転中に流体を吸入・吐出する内接型オイルポンプを構成するオイルポンプロータアッセンブリであって、容積が最小となっているセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをａ、容積が拡大する過程にあるセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｂ、容積が最大となっているセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｃとして、ａ≦ｂ≦ｃかつａ＜ｃであって、さらに、クリアランスｂは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｂ１、回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｂ２として、ｂ１≦ｂ２を満たすことを特徴とするオイルポンプロータアッセンブリを提供する。
上記オイルポンプロータアッセンブリにおいて、容積が減少する過程にあるセルにおける両ロータの歯面間のクリアランスの大きさをｄとして、
ａ≦ｂ≦ｃかつａ＜ｃかつａ≦ｄ≦ｃであって、さらに、クリアランスｄは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｄ１、回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｄ２として、
ｄ１≧ｄ２を満たすように構成してもよい。
本発明はまた、ｎ（ｎは自然数）枚の外歯を有するインナーロータと、（ｎ＋１）枚の内歯を有するアウターロータとが噛み合い、その歯面間に形成される複数のセルの容積変化により流体をインナー・アウターロータの回転中に吸入・吐出する内接型オイルポンプを構成するオイルポンプロータアッセンブリであって、容積が最小から最大に拡大する過程にあるセルを形成する両ロータの歯面間のクリアランスが、セルの回転移動に伴い漸次増大することを特徴とするオイルポンプロータアッセンブリを提供する。
上記オイルポンプロータアッセンブリにおいて、容積が最大から最小に減少する過程にあるセルを形成する両ロータの歯面間のクリアランスが、セルの回転移動に伴い漸次縮小するように構成してもよい。
これらの発明によれば、セルを形成する両ロータ間のクリアランスが噛み合い部分で最小となった後、縮小することなく、増大し続けて最大となるので、噛み合い部分でのバックラッシが小さく、噛み合いに寄与しない部分でのクリアランスは確保される。また、滑り成分が最も小さい部分で外歯が内歯に噛み合って回転力が伝達され、滑り成分が大きくなる部分では外歯と内歯との噛み合いが生じにくくなる。したがって、騒音やフリクション（摩擦）が小さく機械効率がよい内接型オイルポンプロータアッセンブリを得ることができる。
さらに、セルの容積が減少する過程においては、両ロータ間のクリアランスは漸減し、増大することなく最小となるので、全周にわたって噛み合いに寄与しない部分でのクリアランスを十分確保できるとともに噛み合い部分ではバックラッシを小さくすることができ、騒音やフリクションが小さい内接型オイルポンプロータアッセンブリを得ることが可能となる。
上記オイルポンプロータアッセンブリにおいて、アウターロータおよびインナーロータの歯面は、それぞれ、基礎円上を滑りなく転がる転円の軌跡により創生されるサイクロイド曲線を用いて形成してもよい。
上記オイルポンプロータアッセンブリにおいて、インナーロータの歯面は、トロコイド曲線上に中心を有する軌跡円を該トロコイド曲線に沿って移動させた場合の包絡線により創生されるトロコイド包絡線を用いて形成し、アウターロータの歯先は、軌跡円と同径の円弧曲線を用いて形成してもよい。
これらの発明によれば、従来から採用されているサイクロイド曲線を用いて形成されたサイクロイドロータおよびトロコイド曲線を用いて形成されたトロコイドロータを、より低騒音・低フリクションとすることができる。
上記オイルポンプロータアッセンブリにおいて、サイクロイド曲線を用いて両ロータの歯形が形成される場合、インナーロータの歯形が、基礎円Ｄｉに外接してすべりなく転がる第１外転円Ａｉ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Ｄｉに内接してすべりなく転がる第１内転円Ｂｉ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、アウターロータの歯形が、基礎円Ｄｏに外接してすべりなく転がる第２外転円Ａｏ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Ｄｏに内接してすべりなく転がる第２内転円Ｂｏ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Ｄｉの直径をφＤｉ、第１外転円Ａｉの直径をφＡｉ、第１内転円Ｂｉの直径をφＢｉ、アウターロータの基礎円Ｄｏの直径をφＤｏ、第２外転円Ａｏの直径をφＡｏ、第２内転円Ｂｏの直径をφＢｏ、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、
φＢｏ＝φＢｉかつ
φＤｏ＝φＤｉ・（ｎ＋１）／ｎ＋ｔ・（ｎ＋１）／（ｎ＋２）
φＡｏ＝φＡｉ＋ｔ／（ｎ＋２）を満たしてインナーロータとアウターロータとを構成してもよい。
この場合、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から、
φＤｉ＝ｎ・（φＡｉ＋φＢｉ）
φＤｏ＝（ｎ＋１）・（φＡｏ＋φＢｏ）の各式を満たす必要がある。
さらにこの形態では、インナーロータの歯溝とアウターロータの歯先との周方向のクリアランスを小さくするために、インナーロータおよびアウターロータの内転円の直径を同じくしている。
φＢｏ＝φＢｉ
アウターロータの基礎円は従来のオイルポンプロータアッセンブリの場合よりも大きく、
φＤｏ＝φＤｉ・（ｎ＋１）／ｎ＋（ｎ＋１）・ｔ／（ｎ＋２）
外転円および内転円の転がり距離を閉じるために、アウターロータの外転円を調整すると、
φＡｏ＝φＡｉ＋ｔ／（ｎ＋２）
このオイルポンプロータアッセンブリによれば、インナーロータの外歯とアウターロータの内歯との径方向のクリアランスは確保され、各ロータの歯面間の周方向の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、静粛性の高いオイルポンプの実現が可能となる。
さらに、別の形態のオイルポンプロータアッセンブリとして、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）の関係が成り立ち、
また、φＤｉ＋φｄｉ＝２ｅ、あるいはφＤｏ＋φｄｏ＝２ｅ、
かつφＤｏ＞φＤｉ，φｄｉ＞φｄｏ，（φＤｉ＋φｄｉ）＜（φＤｏ＋φｄｏ）が成り立つようにインナーロータとアウターロータとを構成してもよい。
この場合、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。
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。
この構成によれば、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基礎円周方向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アッセンブリ内に発生する油圧が微小で、かつこのオイルポンプロータアッセンブリ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アッセンブリの静粛性を確実に実現することができる。
【図面の簡単な説明】  図１は、本発明の第１実施形態による内接型オイルポンプロータアッセンブリを示す平面図であり、歯面間クリアランスａ，ｂ，ｄを示す。
図２は、本発明の第１実施形態による内接型オイルポンプロータアッセンブリを示す平面図であり、歯面間クリアランスｃを示す。
図３は、インナーロータの回転角と歯面間クリアランスとの関係について、図１に示す本発明による内接型オイルポンプロータアッセンブリと従来のロータアッセンブリとを比較する図である。
図４は、本発明に係るオイルポンプロータアッセンブリの第２実施形態を示す平面図であって、インナーロータとアウターロータとが、
φＢｏ＝φＢｉかつ
φＤｏ＝φＤｉ・（ｎ＋１）／ｎ＋ｔ・（ｎ＋１）／（ｎ＋２）
φＡｏ＝φＡｉ＋ｔ／（ｎ＋２）の関係を満たし、さらにクリアランス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アッセンブリを示す平面図である。
図５は、図４に示すオイルポンプロータアッセンブリの噛み合い部分を示すＶ部拡大図である。
図６は、図４に示すオイルポンプロータアッセンブリを用いた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７は、本発明に係るオイルポンプロータアッセンブリの第３実施形態を示す平面図である。
図８は、図７に示すオイルポンプの噛み合い部分を示すＶＩＩ１部拡大図である。
図９は、図７に示すオイルポンプロータアッセンブリを用いた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１０は、図７に示すオイルポンプロータアッセンブリを用いた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。
【発明を実施するための最良の形態】  以下、図１から３を参照して本発明の第１実施形態について説明する。
図１，２に示す本実施形態の内接型オイルポンプロータアッセンブリは、アウターロータ１０およびインナーロータ２０の歯面が、それぞれ、基礎円上を滑りなく転がる転円の軌跡により創生されるサイクロイド曲線を用いて形成されたサイクロイドロータであって、両ロータ１０，２０の各パラメータは以下のように設定される。
アウターロータ１０の基礎円Ｄｏの直径：φ５７．３１［ｍｍ］
アウターロータ１０の外転円Ａｏの直径：φ２．５１［ｍｍ］
アウターロータ１０の内転円Ｂｏの直径：φ２．７０［ｍｍ］
アウターロータ１０の歯数Ｚｏ：１１［枚］
インナーロータ２０の基礎円Ｄｉの直径：φ５２．００［ｍｍ］
インナーロータ２０の外転円Ａｉの直径：φ２．５０［ｍｍ］
インナーロータ２０の内転円Ｂｉの直径：φ２．７６［ｍｍ］
インナーロータ２０の歯数Ｚｉ：１０［枚］
偏心量ｅ：２．６０［ｍｍ］
アウターロータ１０とインナーロータ２０とは、内接してその内歯と外歯とで噛み合い、歯面間にセルＲを形成している。このセルＲは、図１，２の矢印方向（反時計回り）に回転するインナーロータ２０とともにアウターロータ１０が回転することにより、容積が変化しながら回転移動される。
セルＲの容積は、インナーロータ２０の回転角度位置θを、図の下方を０°、上方を１８０°とすると、θ＝０°のときに最小（Ｖｍｉｎ）となり（図１）、θ＝１９８°で最大（Ｖｍａｘ）となる（図２）まで、インナーロータ２０の回転により漸次拡大される。セルＲは、この容積拡大の過程で、ケーシング（図示せず）に設けられた吸入ポートから流体を吸入する。
ここで、あるセルＲを周方向に閉じる部分、換言すると、あるセルＲを形成する両ロータ１０，２０の歯面間の隙間のうち最も狭い部分を、そのセルＲにおける歯面間のクリアランスと呼ぶことにする。
このクリアランスのうち、容積が最小となっているセルＲ（Ｖｍｉｎ）における両ロータ１０，２０の歯面間のクリアランスの大きさをａ、容積が拡大する過程にあるセルＲにおける両ロータ１０，２０の歯面間のクリアランスの大きさをｂ（図１）、容積が最大となっているセルＲ（Ｖｍａｘ）における両ロータ１０，２０の歯面間のクリアランスの大きさをｃとする（図２）と、各セルＲにおけるクリアランスの大きさは、
ａ≦ｂ≦ｃかつａ＜ｃとなっている。
さらに、容積が減少する過程にあるセルＲにおける両ロータ１０，２０の歯面間のクリアランスの大きさをｄとすると、
ａ≦ｄ≦ｃとなっている。
本実施形態の内接型オイルポンプロータアッセンブリにおけるアウターロータ１０およびインナーロータ２０間のクリアランスの大きさと、従来のロータにおける両ロータ間のクリアランスの大きさの比較を図３に示す。
従来のロータにおけるクリアランスは、セルの容積が最小となる部分において最大であり、セルの回転移動に伴い徐々に縮小し、セルの容積が最大となる部分で最小となる。このため、従来のロータでは、噛み合い影響部αよりもクリアランスが小さい範囲βや範囲γでも両ロータの歯面同士が接触しやすくなり、摩擦による機械効率の低下や騒音が発生する場合がある。
一方、本実施形態では、この図に示すように、セルＲを形成する両ロータの歯面間のクリアランスは、容積が最小（Ｖｍｉｎ）から最大（Ｖｍａｘ）に拡大する過程においては、漸次増大し続けている。すなわち、０＜θ＜１９８°の範囲のクリアランスｂについて、回転方向後方側のセルＲにおけるクリアランスの大きさをｂ１、回転方向前方側のセルＲにおけるクリアランスの大きさをｂ２とすると、常にｂ１≦ｂ２が成立している。
インナーロータ２０が回転角度位置θ＝０°から回転するとき、アウターロータ１０とインナーロータ２０とは、図１に示す範囲αでは歯面どうしが噛み合って回転力を伝達している。この範囲α（噛み合い影響部）においても、クリアランスの大きさは図３に示すように増大する一方であり、回転方向後方側よりも小さくなることはない。
さらにインナーロータ２０が回転した範囲βでのクリアランスは、範囲αよりも大きく、回転に伴い増大し続ける。したがって、この範囲βでの両ロータ１０，２０間は、噛み合い影響部αに比べて歯面同士が接触しにくくなっている。
さらにインナーロータ２０が回転した範囲γ（性能影響部）でのクリアランスは、範囲βよりもさらに大きく、回転方向前方側ほど大きくなり、インナーロータ２０の回転角度θ＝１９８°において最大となる。したがって、この範囲γでの両ロータ１０，２０間は、範囲βに比べて歯面同士が接触しにくくなっている。
そして、セルＲが容積最大（Ｖｍａｘ）となるときのクリアランスｃ（図２）は、セルＲの吸入側と吐出側とを隔てているため性能に影響するが、従来と同じ大きさであるので、この点で従来よりも性能が低下することはない。
また、セルＲの容積が最大（Ｖｍａｘ）となった後、さらに回転方向前方側でのクリアランスｄ（図１）は、インナーロータ２０の回転に伴い徐々に減少し、θ＝３９６°で再び最小となる。すなわち、１９８＜θ＜３９６°の範囲のクリアランスｄについて、回転方向後方側のセルＲにおけるクリアランスの大きさをｄ１、回転方向前方側のセルＲにおけるクリアランスの大きさをｄ２とすると、常にｄ１≧ｄ２が成立している。
したがってセルＲの容積減少側でも容積増大側と同様に、噛み合い影響部α側よりも性能影響部γ側の方が歯面同士が接触しにくくなっている。
以上説明したように、本実施形態の内接型オイルポンプロータアッセンブリでは、回転力を効率よく伝達する噛み合い影響部αでのクリアランスが小さく、回転力を効率よく伝達できない性能影響部γでのクリアランスが大きく、その間でクリアランスが徐々に増大するように構成されているので、歯面同士が接触する回転力伝達が噛み合い影響部αで行われ、その他の部分では歯面同士が接触しにくくなり、騒音の発生や効率の低下を回避することができる。
なお、クリアランスの大きさがａからｃまで増大する際、ａ＜ｂ、ｂ１＜ｂ２、ｂ＜ｃとなっていることがより好ましいが、縮小することなくａ＜ｃとなっていれば、ａ＝ｂ、ｂ１＝ｂ２あるいはｂ＝ｃとなる部分が生じていてもよい。
同様に、クリアランスの大きさがｃからａまで減少する際、ｃ＞ｄ、ｄ１＞ｄ２、ｄ＞ａとなっていることがより好ましいが、増大することなくｃ＞ａとなっていれば、ｃ＝ｄ、ｄ１＝ｄ２あるいはｄ＝ａとなる部分が生じていてもよい。
上記の寸法諸元を有する本実施形態におけるオイルポンプロータアッセンブリ、及び、これと同等の寸法諸元を有するオイルポンプロータアッセンブリにおいて、上記ａの値は、以下の範囲内であることが好ましい。
０．０１０≦ａ≦０．０４０［ｍｍ］
ａが０．０１０ｍｍより小さく設定された場合、オイルポンプロータアッセンブリの回転が滑らかに行われなくなり、ポンプとしての機能が阻害される。逆に、ａが０．０４０ｍｍより大きく設定された場合、バックラッシが大きく、騒音低減の効果が得られなくなる。
また、上記ｃの値は、以下の範囲内であることが好ましい。
０．０４０≦ｃ≦０．１５０［ｍｍ］
ｃが０．０４０ｍｍより小さく設定された場合、噛み合い位置（図１における０°付近）での噛み合いが不可能となり、０．１５０ｍｍより大きく設定された場合、歯面間の隙間からのオイル漏れ量が多くなり、ポンプの吐出性能が著しく悪化する。
次に、本発明の第２実施形態について、図４から図６を参照して説明する。図４に示すオイルポンプロータアッセンブリは、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１１０と、各外歯と噛み合う（ｎ＋１）（本実施形態においてはｎ＋１＝１１）枚の内歯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１５０の内部に収納されている。
インナーロータ１１０，アウターロータ１２０の歯面間には、両ロータ１１０，１２０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１１０，１２０の回転方向前側と後側で、インナーロータ１１０の外歯１１１とアウターロータ１２０の内歯１２１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１５０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１１０，１２０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。
インナーロータ１１０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１１０の基礎円Ｄｉに外接してすべりなく転がる第１外転円Ａｉ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Ｄｉに内接してすべりなく転がる第１内転円Ｂｉ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。
アウターロータ１２０は、軸心Ｏｏをインナーロータ１１０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１５０の内部に回転可能に支持されており、アウターロータ１２０の基礎円Ｄｏに外接してすべりなく転がる第２外転円Ａｏ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Ｄｏに内接してすべりなく転がる第２内転円Ｂｏ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。
インナーロータ１１０の基礎円Ｄｉの直径をφＤｉ、第１外転円Ａｉの直径をφＡｉ、第１内転円Ｂｉの直径をφＢｉ、アウターロータ１２０の基礎円Ｄｏの直径をφＤｏ、第２外転円Ａｏの直径をφＡｏ、第２内転円Ｂｏの直径をφＢｏとするとき、インナーロータ１１０とアウターロータ１２０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。
まず、インナーロータ１１０について、第１外転円Ａｉおよび第１内転円Ｂｉ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Ａｉおよび第１内転円Ｂｉの各転がり距離の和の整数倍（歯数倍）が基礎円Ｄｉの円周に等しくなければならないことから、
π・φＤｉ＝ｎ・π・（φＡｉ＋φＢｉ）すなわち、φＤｉ＝ｎ・（φＡｉ＋φＢｉ）    ．．．（Ｉａ）
同様に、アウターロータ１２０について、第２外転円Ａｏおよび第２内転円Ｂｏの各転がり距離の和の整数倍（歯数倍）が基礎円Ｄｏの円周に等しくなければならないことから、
π・φＤｏ＝（ｎ＋１）・π・（φＡｏ＋φＢｏ）すなわち、φＤｏ＝（ｎ＋１）・（φＡｏ＋φＢｏ）    ．．．（Ｉｂ）
つぎにアウターロータ１２０について、従来のアウターロータｒｏ（第２外転円ａｏ（直径φａｏ）、第２内転円ｂｏ（直径φｂｏ）、基礎円ｄｏ（直径φｄｏ））を基にして、本実施形態のアウターロータ１２０の歯形を決定する条件について説明する。
なお、アウターロータｒｏは本実施形態のインナーロータ１１０に対して偏心させて（偏心量ｅ）で配置され、クリアランスｔを有して噛み合っている。クリアランスｔとは、インナーロータ１１０の１つの歯先がアウターロータ１２０の１つの歯溝に密着するようにインナーロータ１１０とアウターロータ１２０とを配置した際に、この噛み合い位置から回転方向に１８０°離れた位置においてインナーロータ１１０の１つの歯先とアウターロータ１２０の１つの歯先との間に形成される隙間の大きさである。
ここで、以下の関係が成り立つ。
φｄｏ＝φＤｉ・（ｎ＋１）／ｎ    ．．．（ＩＩ）かつ
φｄｏ＝（ｎ＋１）・（φａｏ＋φｂｏ）    ．．．（ＩＩＩ）
φａｏ＝φＡｉ＋ｔ／２    ．．．（ＩＩＩａ）
φｂｏ＝φＢｉ−ｔ／２    ．．．（ＩＩＩＩｂ）。
なお、アウターロータｒｏに噛み合うインナーロータ１１０については、一般的な関係式
φａｉ＋φｂｉ＝φＡｉ＋φＢｉ＝２ｅ    ．．．（１）
φＤｉ＝φｄｏ−２ｅ    ．．．（２）を満たしている。
本実施形態では、噛み合い位置におけるアウターロータ１２０の歯先とインナーロータ１１０の歯溝との間の周方向のクリアランスｔ２を小さくするとともに径方向のクリアランスｔ１を確保するために、
φＢｏ＝φｂｉ＝φＢｉ    ．．．（ＩＶ）
また、この式（ＩＶ）および式（１）から、
φａｉ＝φＡｉ    ．．．（３）
このようにアウターロータ１２０の内転円を設定すると、
ｔ＝（φＤｏ−φＢｏ＋φＡｏ）−（φＤｉ＋φＡｉ＋φＡｉ）であるクリアランスｔは、式（１）〜（３）および式（ＩＶ）から、
ｔ＝（φＤｏ−φｄｏ）＋（φＡｏ−φａｉ）    ．．．（Ｖ）となる。
上記の式（Ｉｂ），（ＩＩＩ），（ＩＶ），（Ｖ）から、
ｔ＝（φＡｏ−φａｉ）・（ｎ＋２）    ．．．（ＶＩ）であるから、
φＡｏ＝φａｉ＋ｔ／（ｎ＋２）となる。
ここで、まず基礎円Ｄｏの直径φＤｏを求める。（Ｉｂ），（ＩＩＩ）から
φＤｏ−φｄｏ＝（ｎ＋１）・（φＡｏ＋φＢｏ）−（ｎ＋１）・（φａｏ＋φｂｏ）であって、さらに（ＩＩＩａ），（ＩＩＩｂ），（ＩＶ）により
φＤｏ−φｄｏ＝（ｎ＋１）・（φＡｏ−φａｉ）    ．．．（ＶＩＩ）（ＶＩ）から（ＶＩＩ）は
φＤｏ−φｄｏ＝（ｎ＋１）・ｔ／（ｎ＋２）となるので、さらに（ＩＩ）から、φＤｏは
φＤｏ＝（ｎ＋１）・φＤｉ／ｎ＋（ｎ＋１）・ｔ／（ｎ＋２）    ．．．（Ａ）
つぎに、（Ｉｂ）から
φＡｏ＝φＤｏ／（ｎ＋１）−φＢｏであるから、（Ａ）により
φＡｏ＝φＤｉ／ｎ＋ｔ／（ｎ＋２）−φＢｏさらに（Ｉａ）、（ＩＶ）から
φＡｏ＝φＡｉ＋ｔ／（ｎ＋２）    ．．．（Ｂ）
上記の各式をまとめると、アウターロータ１２０は、
φＢｏ＝φｂｉ＝φＢｉ    ．．．（ＩＶ）
φＤｏ＝（ｎ＋１）・φＤｉ／ｎ＋（ｎ＋１）・ｔ／（ｎ＋２）    ．．．（Ａ）
φＡｏ＝φＡｉ＋ｔ／（ｎ＋２）    ．．．（Ｂ）を満たして構成される。
図４に、以上の関係を満たして構成されたインナーロータ１１０（基礎円ＤｉがφＤｉ＝５２．００ｍｍ、第１外転円ＡｉがφＡｉ＝２．５０ｍｍ、第１内転円ＢｉがφＢｉ＝２．７０ｍｍ、歯数ｎ＝１０）およびアウターロータ１２０（外径がφ７０ｍｍ、基礎円ＤｏがφＤｏ＝５７．３１ｍｍ、第２外転円ＡｏがφＡｏ＝２．５１ｍｍ、第２内転円ＢｏがφＢｏ＝２．７０ｍｍ）がクリアランスｔ＝０．１２ｍｍ、偏心量ｅ＝２．６ｍｍで組み合わされたオイルポンプロータアッセンブリを示す。
ケーシング１５０には、両ロータ１１０，１２０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。
セルＣは、外歯１１１と内歯１２１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。
なお、クリアランスｔが小さすぎると、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る。
一方クリアランスｔが大きすぎると、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、バックラッシュが大きくなるので歯面間の摺動抵抗が減少し機械効率が向上するが、その反面、個々のセルＣにおける液密性が損なわれ、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。
そこでクリアランスｔは、０．０３ｍｍ≦ｔ≦０．３０ｍｍ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０．１２ｍｍとしている。
ところで、上記のように構成されたオイルポンプロータアッセンブリにおいては、上記式（ＩＶ），（Ａ），（Ｂ）の関係を満たすことにより、図５に示すように、アウターロータ１２０の歯先の歯形がインナーロータ１１０の歯溝の歯形とほぼ等しくなっている。これにより図５に示すように、噛み合い位置における径方向のクリアランスｔ１は従来と同じｔ／２＝０．０６ｍｍが確保されたまま、周方向のクリアランスｔ２が小さくなるので、回転時に両ロータ１１０，１２０が互いに受ける衝撃が小さくなっている。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１１０，１２０間のトルク伝達がすべりなく高効率で行われ、摺動抵抗による発熱や騒音が低減されている。
また、本実施形態においても、容積が最小となっているセルＣにおける両ロータ１１０，１２０の歯面間のクリアランスの大きさをａ（クリアランスａ，ｂ，ｃ等は図示せず）、容積が拡大する過程にあるセルＣにおける両ロータ１１０，１２０の歯面間のクリアランスの大きさをｂ、容積が最大となっているセルＣにおける両ロータ１１０，１２０の歯面間のクリアランスの大きさをｃとすると、ａ≦ｂ≦ｃかつａ＜ｃであって、さらに、前記クリアランスｂは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｂ１、回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｂ２として、ｂ１≦ｂ２を満たしている。また、容積が減少する過程にあるセルＣにおける両ロータ１１０，１２０の歯面間のクリアランスの大きさをｄとすると、ａ≦ｂ≦ｃかっａ＜ｃかっａ≦ｄ≦ｃであって、さらに、前記クリアランスｄは、回転方向後方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｄ１、回転方向前方側のセルにおけるクリアランスの大きさをｄ２とすると、ｄ１≧ｄ２を満たしている。
図６に、従来のオイルポンプロータアッセンブリ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アッセンブリ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アッセンブリを用いたオイルポンプは、従来よりも騒音が小さく、静粛性が高いことがわかる。
次に、本発明の第３実施形態について、図７から図１０を参照して説明する。
図７に示すオイルポンプロータアッセンブリは、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２１０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２２０とを備え、これらインナーロータ２１０とアウターロータ２２０とがケーシング２５０の内部に収納されている。
インナーロータ２１０，アウターロータ２２０の歯面間には、両ロータ２１０，２２０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２１０，２２０の回転方向前側と後側で、インナーロータ２１０の外歯２１１とアウターロータ２２０の内歯２２１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２５０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２１０，２２０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。
インナーロータ２１０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２１０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。
アウターロータ２２０は、軸心Ｏｏをインナーロータ２１０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２５０の内部に回転可能に支持されており、アウターロータ２２０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。
インナーロータ２１０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２２０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２１０とアウターロータ２２０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。
まず、インナーロータ２１０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の転がり距離の和の整数倍（歯数倍）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２２０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）
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。
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２１０をアウターロータ２２０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２１０とアウターロータ２２０の噛み合い位置において、インナーロータ２１０の基礎円ｂｉとアウターロータ２２０の基礎円ｂｏとが接しないように、アウターロータ２２０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８に示すように、アウター側の内歯２２１の歯先と、インナー側の外歯２１１の歯溝とが正対したときの位置をいう。
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２１０とアウターロータ２２０とが構成されている（以下、（φＤｏ＋φｄｏ）−（φＤｉ＋φｄｉ）を単にＡという）。
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２１０（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２２０（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アッセンブリを構成している。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８参照）。
ケーシング２５０には、両ロータ２１０，２２０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。
セルＣは、外歯２１１と内歯２２１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。
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２１１とアウター側の内歯２２１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２１１とアウター側の内歯２２１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、インナー、アウターロータ２１０，２２０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、両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２１１と内歯２２１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。
以上のように構成されたオイルポンプロータアッセンブリにおいては、アウターロータ２２０の歯先の歯形がインナーロータ２１０の歯溝の歯形とほぼ等しくなる。これにより、図８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、基礎円周方向クリアランスｔｓが小さくなるので、回転時に両ロータ２１０，２２０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アッセンブリ内に発生する油圧が微小で、かつこのオイルポンプロータアッセンブリを駆動するトルクが変動しても、アウター側の内歯２２１とインナー側の外歯２１１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アッセンブリ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２１０，２２０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。
図９に、従来のオイルポンプロータアッセンブリ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９における破線）と、本実施形態によるオイルポンプロータアッセンブリ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９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アッセンブリは、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９に、インナーロータの回転角が０°から１９８°までのバックラッシュしか記載していないのは、１９８°から３９６°までは、図９に示す１９８°から０°までのバックラッシュの変化と同様（対称）であるため記載を省略したものである。
また、図１０に、従来のオイルポンプロータアッセンブリ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アッセンブリ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アッセンブリは、図９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。
なお、以上の実施形態において示した各構成部材、その諸形状や組み合わせ等は一例であって、本発明の趣旨から逸脱しない範囲において設計要求に基づき種々変更可能である。
たとえば、内接型オイルポンプロータアッセンブリを構成する両ロータについて、上記実施形態では両ロータがサイクロイド曲線を用いて形成された歯面形状を有するいわゆるサイクロイドロータとしたが、トロコイド曲線上に中心を有する軌跡円を該トロコイド曲線に沿って移動させた場合の包絡線を用いて形成された歯面形状を有するインナーロータと、このインナーロータに噛み合うアウターロータとで構成されるいわゆるトロコイドロータなど、上述したクリアランスの条件を満たすものであればどのような歯面形状を有するロータであってもよい。
【産業上の利用の可能性】
以上説明したように、本発明に係る内接型オイルポンプロータアッセンブリによれば、セルを形成する両ロータ間のクリアランスが噛み合い部分で最小となった後、増大し続けて最大となるので、噛み合い部分でのバックラッシが小さく、噛み合いに寄与しない部分でのクリアランスは確保される。
また、本発明に係る他の内接型オイルポンプロータアッセンブリによれば、セルを形成する両ロータ間のクリアランスが最大となった後、減少し続けて噛み合い部分で最小となるので、噛み合い部分でのバックラッシが小さく、噛み合いに寄与しない部分でのクリアランスは確保される。
したがって、滑り成分が最も小さい部分で外歯が内歯に噛み合って回転力が伝達され、滑り成分が大きくなる部分では外歯と内歯との噛み合いが生じにくくなるので、騒音やフリクション（摩擦）が小さく機械効率がよい内接型オイルポンプの実現が可能となる。
本発明に係る他の内接型オイルポンプロータアッセンブリによれば、従来から採用されているサイクロイド曲線を用いて形成されたサイクロイドロータおよびトロコイド曲線を用いて形成されたトロコイドロータを、より低騒音・低フリクションとすることができ、より高性能な内接型オイルポンプを実現することができる。
【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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【国際調査報告】
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