(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
内歯付きのアウタギヤの内周側に外歯付きのインナギヤを偏心配置すると共に、両ギヤを噛み合わせて両ギヤの歯間に形成したポンプ室を、両ギヤの回転により回転方向に移動させながら、該ポンプ室の容積を連続的に増加・減少させて燃料を吸入・吐出する燃料ポンプにおいて、
１つのアウタギヤの内周側に２つのインナギヤを仕切壁を挟んで重ね合わせた状態で偏心配置すると共に、前記アウタギヤに対する両インナギヤの偏心方向を互いに１８０°反対側にずらした構成とし、且つ、前記アウタギヤの歯数を５とし、前記インナギヤの歯数を４とし、更に、前記１つのアウタギヤの内歯形状及び外周形状は、それぞれ軸方向で一定の形状に形成されていることを特徴とする燃料ポンプ。
【請求項２】
内歯付きのアウタギヤの内周側に外歯付きのインナギヤを偏心配置すると共に、両ギヤを噛み合わせて両ギヤの歯間に形成したポンプ室を、両ギヤの回転により回転方向に移動させながら、該ポンプ室の容積を連続的に増加・減少させて燃料を吸入・吐出する燃料ポンプにおいて、
１つのアウタギヤの内周側に２つのインナギヤを仕切壁を挟んで重ね合わせた状態で偏心配置すると共に、前記アウタギヤに対する両インナギヤの偏心方向を互いに１８０°反対側にずらした構成とし、且つ、前記アウタギヤの歯数を７とし、前記インナギヤの歯数を６とし、更に、前記１つのアウタギヤの内歯形状及び外周形状は、それぞれ軸方向で一定の形状に形成されていることを特徴とする燃料ポンプ。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、１つのアウタギヤの内周側に２つのインナギヤを偏心配置して構成したトロコイドギヤ式の燃料ポンプに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
近年、車両に搭載する燃料ポンプの燃料吐出性能を高めるために、トロコイドギヤ式の燃料ポンプを採用することが検討されている。このトロコイドギヤ式の燃料ポンプは、図９に示すように、円筒型のポンプケーシング１内に回転自在に収容した内歯付きのアウタギヤ２の内周側に外歯付きのインナギヤ３を偏心配置すると共に、両ギヤ２，３を噛み合わせて両ギヤ２，３の歯間にポンプ室４を形成し、駆動モータ（図示せず）によりインナギヤ３を回転駆動してアウタギヤ２を回転させることで、両ギヤ２，３の歯間のポンプ室４を回転方向に移動させながら、該ポンプ室４の容積を連続的に増加・減少させて燃料を吸入・吐出するようになっている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
このようなトロコイドギヤ式の燃料ポンプは、両ギヤ２，３の回転によりポンプ室４の容積が増加する領域でポンプ室４内に燃料を吸入した後、該ポンプ室４の容積が減少する領域でポンプ室４内の燃料を昇圧して吐出するようになっている。この際、ポンプ室４の容積が減少する吐出領域では、ポンプ室４内の燃料が加圧されて燃料圧力（燃圧）が上昇するため、その燃圧上昇によってアウタギヤ２に外径方向の荷重がかかる。このような燃圧上昇による外径方向の荷重は、ポンプ室４内の燃圧が低下する吸入領域（吸入ポート側）では発生しないため、アウタギヤ２に対する外径方向の荷重は、ポンプ室４の燃圧が上昇する吐出領域（吐出ポート側）のみに働き、これが偏荷重となって、アウタギヤ２の吐出ポート側の一部分がポンプケーシング１の内周面に強く押しつけられた状態となる。このため、ポンプケーシング１に対するアウタギヤ２の摺動抵抗（摩擦損失）が大きくなり、その分、駆動モータの負荷が大きくなって、消費電力が増加したり、燃料吐出性能の低下（ポンプ回転速度の低下）を招くという欠点がある。
【０００４】
また、トロコイドギヤ式の燃料ポンプは、ポンプ室４の容積変化を繰り返すため、アウタギヤ２の歯数に応じた周波数の吐出圧力脈動が発生し、その圧力脈動により燃料タンク、燃料配管、車両のフロアパネル等を振動させて、騒音・振動が大きくなる欠点もある。このため、トロコイドギヤ式の燃料ポンプを用いる場合は、低騒音化・低振動化のために、燃料ポンプの外部に圧力脈動低減装置を取り付けたり、車体に遮音材を張り付ける等の騒音対策を施す必要があり、コスト高になるという欠点もある。
【０００５】
本発明はこれらの事情を考慮してなされたものであり、従って、その目的は、ポンプケーシングに対するアウタギヤの摺動抵抗（摩擦損失）を低減して、駆動モータの消費電力低減、燃料吐出性能向上を実現できると共に、吐出圧力の脈動によるポンプ騒音・振動を低コストで低減できる燃料ポンプを提供することである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、本発明の請求項１のトロコイドギヤ式の燃料ポンプは、１つのアウタギヤの内周側に２つのインナギヤを仕切壁を挟んで重ね合わせた状態で偏心配置すると共に、前記アウタギヤに対する両インナギヤの偏心方向を互いに１８０°反対側にずらした構成としたことを第１の特徴とし、更に、アウタギヤの歯数を奇数の歯数の最小値である“５”とし、インナギヤの歯数を偶数の歯数の最小値である“４”としたことを第２の特徴とし、更に、前記１つのアウタギヤの内歯形状及び外周形状は、それぞれ軸方向で一定の形状に形成されていることを第３の特徴とするものである。
【０００７】
この構成では、アウタギヤの内周側に配置された２つのインナギヤは、各々の偏心方向が互いに１８０°反対側にずれているため、２つのインナギヤは、燃圧上昇側（吐出ポート）が互いに１８０°反対側にずれる。これにより、１つのアウタギヤに対して２つのインナギヤから燃圧上昇による外径方向の荷重が互いに１８０°反対側に作用するため、アウタギヤに作用する外径方向の荷重がバランスして、アウタギヤにほとんど偏荷重が作用しなくなる。このため、燃圧によってアウタギヤがポンプケーシングの内周面に強く押しつけられた状態とならず、ポンプケーシングに対するアウタギヤの摺動抵抗（摩擦損失）が従来より小さくなり、その分、駆動モータの負荷が小さくなって、消費電力が少なくなる。しかも、アウタギヤ内の２つのインナギヤで燃料を吸入・吐出するため、上述した摺動抵抗低減効果と相俟って、燃料吐出性能を効果的に高めることができる。
【０００８】
一般に、トロコイドギヤ式の燃料ポンプは、インナギヤの歯数をアウタギヤの歯数より１つ少なくすれば良いが、アウタギヤの歯数が偶数（インナギヤの歯数が奇数）であると、２つのインナギヤの回転位相が一致してしまう。この状態では、２つのインナギヤの吐出圧力の脈動波の位相が一致して、一方のインナギヤの圧力脈動波が山（谷）の時に他方も山（谷）となるため、２つのインナギヤの圧力脈動が互いに増幅し合い、圧力脈動によるポンプ騒音・振動が大きくなってしまう。
【０００９】
この対策として、アウタギヤの歯数を奇数とし、インナギヤの歯数をアウタギヤの歯数より１つ少ない偶数とすることが考えられる。このようにすれば、２つのインナギヤの回転位相が半ピッチずれ、２つのインナギヤの吐出圧力の脈動波の位相が該脈動波の半周期分ずれる。その結果、一方のインナギヤの圧力脈動波が山の時に他方が谷となり、２つのインナギヤの圧力脈動が互いに干渉して打ち消し合うようになる。これにより、圧力脈動が低減されて、圧力脈動によるポンプ騒音・振動が低減されるが、それでも、まだ少しポンプ騒音が残る。
【００１０】
この原因は、２つのインナギヤの圧力脈動が干渉するまでの燃料吐出流路の長さの差（主としてアウタギヤの厚み分）に相当する圧力脈動の位相ずれが発生するためと考えられる。この位相ずれで発生するポンプ騒音は、エンジン音と比較して音圧レベルが低いが、エンジン音よりも高い周波数域で発生するため、エンジン音が比較的静かなアイドル運転時には、このポンプ騒音がエンジン音とは異質の騒音として運転者の耳に届いてしまう。
【００１１】
このポンプ騒音を低減するために、アウタギヤの厚みを薄くして圧力脈動の位相ずれを少なくすることが考えられるが、アウタギヤの厚みを薄くすると、ポンプ室の容積が減少して燃料吐出量が少なくなるため、要求吐出量を確保するには、ポンプ回転速度を上げる必要がある。しかし、ポンプ回転速度を上げると、吐出圧力脈動の周波数が高くなり、圧力脈動波長が短くなるため、仮に、アウタギヤの厚みを薄くして２つの燃料吐出流路の長さの差を短くしても、圧力脈動の位相ずれを少なくすることができず、圧力脈動の位相ずれによるポンプ騒音が発生する。
【００１２】
そこで、請求項１では、アウタギヤの歯数を奇数の歯数の最小値である“５”とし、インナギヤの歯数を偶数の歯数の最小値である“４”としている。前述したように、ポンプ騒音（吐出圧力脈動）の発生周波数域は、アウタギヤの歯数に関係し、アウタギヤの歯数が少なくなるほど、ポンプ騒音（吐出圧力脈動）の発生周波数域が低くなる。従って、両ギヤの歯数を最小値に設定すれば、ポンプ騒音（吐出圧力脈動）の発生周波数域を最も低くすることができ、圧力脈動波長を最も長くすることができる。これにより、圧力脈動の位相ずれを最も少なくすることができて、圧力脈動の位相ずれによるポンプ騒音を低減できる。しかも、ポンプ騒音の発生周波数域をアイドル運転時のエンジン音の発生周波数域まで低下させることができ、ポンプ騒音をアイドル運転時のエンジン音とほぼ同じ周波数域の音とすることができる。これにより、エンジン音が比較的静かなアイドル運転時でも、ポンプ騒音が運転者の聞き慣れたエンジン音でマスキングされて運転者がほとんど気付かないレベルとなり、ポンプ騒音の問題を解消することができる。この結果、従来の騒音対策（圧力脈動低減装置や遮音材等）が不要となり、低コストで低騒音・低振動を実現することができる。
【００１３】
また、両ギヤの歯数が少なくなるほど、両ギヤの歯間の隙間容積（ポンプ室の容積）が大きくなり、ポンプ１回転当たりの燃料吐出量が多くなる。従って、請求項１のように、両ギヤの歯数を最小値に設定すれば、両ギヤの歯間のポンプ室の容積を最大にすることができ、ポンプ１回転当たりの燃料吐出量を最大にすることができる。その結果、ポンプ回転速度を低下させても、要求吐出量を確保することが可能となり、ポンプ吐出能力に余裕ができると共に、ポンプ回転速度を低下させることで、ポンプ騒音（吐出圧力脈動）の発生周波数域を更に低くすることができ、圧力脈動波長を更に長くすることができるため、圧力脈動の位相ずれを更に少なくすることができ、ポンプ騒音の低減効果を更に高めることができる。
【００１４】
但し、両ギヤの歯数が少なくなるほど、両ギヤの偏心量が大きくなって、メカニカルロス（摩擦損失）が大きくなり、その分、駆動モータの負荷が大きくなって、効率が低下する。
【００１５】
そこで、請求項２のように、アウタギヤの歯数を奇数の歯数で２番目に小さい数“７”とし、インナギヤの歯数を偶数の歯数で２番目に小さい数“６”としても良い。このようにすれば、両ギヤの歯数を最小値とする場合よりも、両ギヤの偏心量を小さくできるため、メカニカルロス（摩擦損失）を低減できて効率を向上できる。しかも、圧力脈動の位相ずれ低減、ポンプ騒音の低周波数化も実現でき、実質的に問題のないレベルまでポンプ騒音を低減することができる。尚、請求項２の構成では、ポンプ１回転当たりの燃料吐出量が両ギヤの歯数を最小値とする場合よりも少なくなるが、ポンプ回転速度を従来と同程度とすれば、要求吐出量を十分に確保することができる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
［実施形態（１）］
以下、本発明の実施形態（１）を図１乃至図７に基づいて説明する。ここで、図１は燃料ポンプのポンプ部１２を破断して示す縦断面図、図２は図１のＡ−Ａ断面図、図３は図４のＤ−Ｄ断面図、図４は燃料ポンプの下面図、図５は図３のＢ−Ｂ断面図、図６は図３のＣ−Ｃ断面図、図７は図３のＥ−Ｅ断面図である。
【００１７】
まず、図１に基づいてトロコイドギヤ式の燃料ポンプ全体の構成を概略的に説明する。燃料ポンプの円筒状のハウジング１１内にトロコイドギヤ式のポンプ部１２とモータ部１３とが組み付けられている。ハウジング１１の一端（下端）には、ポンプ部１２の下面をカバーするポンプカバー１４がかしめ等により固定され、このポンプカバー１４に形成された燃料吸入口１５から燃料タンク（図示せず）内の燃料がポンプ部１２内に吸入される。ハウジング１１の他端（上端）には、モータ部１３をカバーするモータカバー１６がかしめ等により固定され、このモータカバー１６には、モータ部１３に通電するためのコネクタ１７と燃料吐出口１８とが設けられている。ポンプ部１２から吐出された燃料は、モータ部１３のアーマチャ３３とマグネット３８との間の隙間を通って燃料吐出口１８から吐出される。
【００１８】
次に、図１乃至図７に基づいてトロコイドギヤ式のポンプ部１２の構成を説明する。ポンプ部１２のケーシングは、円筒ケーシング２１の上下両側の開口部をケーシングカバー２２と内部サイドカバー２３で閉鎖して構成され、これら各部品がポンプカバー１４と共にハウジング１１内にねじ止め等により固定され、該ポンプカバー１４と円筒ケーシング２１との間に内部カバー２３が挟み込まれている。このポンプ部１２のケーシング内には、１つのアウタギヤ２４と２つのインナギヤ２５，２６とが収納されている。
【００１９】
尚、アウタギヤ２４、インナギヤ２５，２６、内部サイドカバー２３、円筒ケーシング２１は、例えば鉄系の焼結金属等、耐摩耗性のある材料で形成され、また、ケーシングカバー２２の内面（下面）と内部サイドカバー２３の内面（上面）等の摺動面には、各ギヤ２４〜２６に対する摺動抵抗を低減するためにフッ素樹脂コーティング等の表面処理を施しても良い。
【００２０】
図２に示すように、アウタギヤ２４の内周側とインナギヤ２５，２６の外周側には、それぞれ内歯２４ａと外歯２５ａ，２６ａが形成され、アウタギヤ２４の歯数が奇数で、インナギヤ２５，２６の歯数がアウタギヤ２４の歯数よりも１つ少ない偶数に形成されている。更に、本実施形態（１）では、アウタギヤ２４の歯数は、奇数の歯数の最小値である“５”に設定され、インナギヤ２５，２６の歯数は、偶数の歯数の最小値である“４”に設定されている。また、インナギヤ２５，２６の歯厚はアウタギヤ２４の歯厚と同一に形成されている。
【００２１】
アウタギヤ２４は、円筒ケーシング２１に形成された円形穴２７内に回転自在に嵌合されている。アウタギヤ２４の厚み寸法（軸方向寸法）は、円筒ケーシング２１の厚み寸法よりもサイドクリアランス分だけ小さくなっている。アウタギヤ２４の内周側には、該アウタギヤ２４内のスペースを２等分する仕切壁２８（図１及び図３参照）が形成されている。この仕切壁２８は、アウタギヤ２４に一体に形成したり、或は、別部品として形成した仕切壁２８をアウタギヤ２４の内周中央部に接合等により固定したり、或は、２分割された２つの分割アウタギヤ間に別部品の仕切壁を挟み込み、これら３部品を接合等により一体化してアウタギヤ２４を形成するようにしても良い。図２及び図３に示すように、アウタギヤ２４の内歯形状及び外周形状は、それぞれ軸方向で一定の形状に形成されている。
【００２２】
アウタギヤ２４の内周側には、２つのインナギヤ２５，２６が仕切壁２８を挟んで重ね合わされて偏心配置され、アウタギヤ２４に対する両インナギヤ２５，２６の偏心方向が互いに１８０°反対側にずらされている。そして、各ギヤ２４，２５，２６の歯２４ａ，２５ａ，２６ａの噛合い又は接触によって、それらの歯間にポンプ室２９，３０（図２参照）が５個ずつ形成されている。この場合、アウタギヤ２４に対してインナギヤ２５，２６が偏心しているため、回転時に各ギヤ２４，２５，２６の歯２４ａ，２５ａ，２６ａの噛合い量が連続的に増加・減少して、各ポンプ室２９，３０の容積が連続的に増加・減少する動作を１回転を周期として繰り返す。
【００２３】
図１及び図３に示すように、インナギヤ２５，２６は、ケーシングカバー２２とポンプカバー１４のほぼ中央部に互いに１８０°反対側に偏心して圧入された円筒軸受３１，３２に回転自在に嵌合支持され、該円筒軸受３１，３２の内側にモータ部１３のアーマチャ３３の回転軸３４が挿通されている。図７に示すように、この回転軸３４のＤカット部に歯車形状のカップリング６０のＤ形連結穴が挿入嵌合され、このカップリング６０がアウタギヤ２４の仕切壁２８の中心部に形成したカップリング形状の連結穴６１に挿入嵌合され、これによって、回転軸３４とアウタギヤ２４とが回転伝達可能に連結されている。
【００２４】
尚、モータ部１３の回転軸３４とアウタギヤ２４との連結構造は、上記の構成に限定されず、アウタギヤ２４の仕切壁２８の中心部に形成したＤ形連結穴を、回転軸３４のＤカット部に挿入嵌合することで、モータ部１３の回転軸３４とアウタギヤ２４とを回転伝達可能に連結するようにしても良い。
【００２５】
この場合、モータ部１３によってアウタギヤ２４が回転駆動されると、このアウタギヤ２４と噛み合うインナギヤ２５，２６が互いに１８０°反対側に偏心した円筒軸受３１，３２を中心にして回転する。尚、モータ部１３のアーマチャ３３のラジアル方向の荷重は、回転軸３４をケーシングカバー２２の中心部に圧入されたラジアル軸受３６に挿通することで支持され、該アーマチャ３３のスラスト方向の荷重は、ポンプカバー１４の中心部内側に圧入されたスラスト軸受３７によって支持される。
【００２６】
ポンプカバー１４の燃料吸入口１５から吸入した燃料は、２方向に分流して上下両側のインナギヤ２５，２６のポンプ室２９，３０に吸入される。つまり、燃料吸入口１５から吸入した燃料の半分は、内部サイドカバー２３に形成した吸入ポート３９（図３参照）から下側のインナギヤ２６のポンプ室３０に吸入される。また、燃料吸入口１５から吸入した残り半分の燃料は、ポンプカバー１４の内面の燃料導入溝４０（図３〜図５参照）→内部サイドカバー２３の貫通穴４１（図３参照）→円筒ケーシング２１の貫通流路４２（図３参照）→ケーシングカバー２２内面の燃料導入溝４３（図３及び図６参照）の経路で、上側のインナギヤ２５のポンプ室２９に吸入される。
【００２７】
また、下側のインナギヤ２６のポンプ室３０から吐出される燃料は、内部サイドカバー２３の吐出ポート４５（図１参照）→ポンプカバー１４の内面の吐出溝４７（図１及び図５参照）→吐出流路４８（図１参照）の経路でモータ部１３側に吐出される。尚、吐出流路４８は、内部サイドカバー２３、円筒ケーシング２１及びケーシングカバー２２を上下方向に貫通するように形成されている。
【００２８】
一方、上側のインナギヤ２５のポンプ室２９から吐出される燃料は、ケーシングカバー２２の吐出ポート４４（図１及び図６参照）からモータ部１３側に吐出される。
【００２９】
以上のように構成したトロコイドギヤ式の燃料ポンプでは、モータ部１３が回転して、アウタギヤ２４とインナギヤ２５，２６が回転すると、各ギヤ２４，２５，２６の歯２４ａ，２５ａ，２６ａの噛み合い量が連続的に増加・減少し、各歯２４ａ，２５ａ，２６ａ間に形成された各ポンプ室２９，３０の容積が連続的に増加・減少する動作を１回転を周期として繰り返す。これにより、容積が拡大するポンプ室２９，３０では、燃料を吸い込みながら燃料を移送し、容積が縮小するポンプ室２９，３０では、移送した燃料を吐出ポート４４，４５から吐出する。
【００３０】
この際、ポンプ室２９，３０の容積が減少する吐出領域では、ポンプ室２９，３０内の燃料が加圧されて燃料圧力（燃圧）が上昇するため、その燃圧上昇によってアウタギヤ２４に外径方向の荷重がかかる。このような燃圧上昇による外径方向の荷重は、ポンプ室２９，３０の燃圧が低下する吸入領域では発生しないため、アウタギヤ２４に対する外径方向の荷重は、ポンプ室２９，３０の燃圧が上昇する吐出領域（吐出ポート４４，４５側）のみに働く。
【００３１】
本実施形態（１）では、アウタギヤ２４の内周側に配置された２つのインナギヤ２５，２６は、各々の偏心方向が互いに１８０°反対側にずれているため、２つのインナギヤ２５，２６は、燃圧上昇側（吐出ポート４４，４５）が互いに１８０°反対側にずれる。これにより、１つのアウタギヤ２４に対して、２つのインナギヤ２５，２６から燃圧上昇による外径方向の荷重Ｆ１，Ｆ２（図２参照）が互いに１８０°反対側に作用するため、アウタギヤ２４に作用する外径方向の荷重Ｆ１，Ｆ２がバランスして、アウタギヤ２４にほとんど偏荷重が作用しなくなる。このため、燃圧によってアウタギヤ２４が円筒ケーシング２１の内周面に強く押しつけられた状態とならず、円筒ケーシング２１に対するアウタギヤ２４の摺動抵抗（摩擦損失）が従来より小さくなり、その分、モータ部１３の負荷が小さくなって、消費電力が少なくなる。しかも、アウタギヤ２４内の２つのインナギヤ２５，２６で燃料を吸入・吐出するため、上述した摺動抵抗低減効果と相俟って、燃料吐出性能を効果的に高めることができる。
【００３２】
一般に、トロコイドギヤ式の燃料ポンプは、インナギヤ２５，２６の歯数をアウタギヤ２４の歯数より１つ少なくすれば良いが、アウタギヤ２４の歯数が偶数（インナギヤ２５，２６の歯数が奇数）であると、２つのインナギヤ２５，２６の回転位相が一致する。この状態では、２つのインナギヤ２５，２６の吐出圧力の脈動波の位相が一致して、一方のインナギヤの圧力脈動波が山（谷）の時に他方も山（谷）となるため、２つのインナギヤ２５，２６の圧力脈動が互いに増幅し合い、圧力脈動による騒音・振動が大きくなってしまう。
【００３３】
この対策として、アウタギヤ２４の歯数を奇数とし、インナギヤ２５，２６の歯数をアウタギヤ２４の歯数より１つ少ない偶数とすることが考えられる。このようにすれば、２つのインナギヤ２５，２６の回転位相が半ピッチずれ、２つのインナギヤ２５，２６の吐出圧力の脈動波の位相が該脈動波の半周期分ずれる。その結果、一方のインナギヤの圧力脈動波が山の時に他方が谷となり、２つのインナギヤ２５，２６の圧力脈動が互いに干渉して打ち消し合うようになり、それによって、圧力脈動が大幅に低減されて、圧力脈動によるポンプ騒音・振動が大幅に減されるが、それでも、まだ少しポンプ騒音が残る。
【００３４】
この原因は、２つのインナギヤ２５，２６の圧力脈動が干渉するまでの燃料吐出流路の長さの差（主としてアウタギヤ２４の厚み分）に相当する圧力脈動の位相ずれが発生するためと考えられる。この位相ずれで発生するポンプ騒音は、エンジン音と比較して音圧レベルが低いが、エンジン音よりも高い周波数域で発生するため、エンジン音が比較的静かなアイドル運転時には、このポンプ騒音がエンジン音とは異質の騒音として運転者の耳に届いてしまう。
【００３５】
このポンプ騒音を低減するために、アウタギヤ２４の厚みを薄くして圧力脈動の位相ずれを少なくすることが考えられるが、アウタギヤ２４の厚みを薄くすると、ポンプ室２９，３０の容積が減少して燃料吐出量が少なくなるため、要求吐出量を確保するには、ポンプ回転速度を上げる必要がある。しかし、ポンプ回転速度を上げると、下記式から明らかなように、１次吐出圧力脈動の周波数が高くなり、１次吐出圧力脈動波長が短くなるため、仮に、アウタギヤ２４の厚みを薄くして２つの燃料吐出流路の長さの差を短くしても、圧力脈動の位相ずれを少なくすることができず、圧力脈動の位相ずれによるポンプ騒音が発生する。
１次吐出圧力脈動周波数＝ポンプ回転速度(r/min) ／６０×アウタギヤ歯数
１次吐出圧力脈動波長＝音速(m/s) ／１次吐出圧力脈動周波数
【００３６】
そこで、本実施形態（１）では、圧力脈動の位相ずれによるポンプ騒音を低減するために、アウタギヤ２４の歯数を奇数の歯数の最小値である“５”とし、インナギヤ２５，２６の歯数を偶数の歯数の最小値である“４”としている。上記式から明らかなように、ポンプ騒音（１次吐出圧力脈動）の発生周波数域は、アウタギヤ２４の歯数に関係し、アウタギヤ２４の歯数が少なくなるほど、ポンプ騒音（１次吐出圧力脈動）の発生周波数域が低くなる。従って、両ギヤ２４，２５，２６の歯数を最小値に設定すれば、ポンプ騒音（１次吐出圧力脈動）の発生周波数域を最も低くすることができ、１次吐出圧力脈動波長を最も長くすることができる。これにより、１次吐出圧力脈動の位相ずれを最も少なくすることができて、圧力脈動の位相ずれによるポンプ騒音を低減できる。
【００３７】
しかも、ポンプ騒音の発生周波数域をアイドル運転時のエンジン音の発生周波数域まで低下させることができ、ポンプ騒音をアイドル運転時のエンジン音とほぼ同じ周波数域の音とすることができる。これにより、エンジン音が比較的静かなアイドル運転時でも、ポンプ騒音が運転者の聞き慣れたエンジン音でマスキングされて運転者がほとんど気付かないレベルとなり、ポンプ騒音の問題を解消することができる。この結果、従来の騒音対策（圧力脈動低減装置や遮音材等）が不要となり、低コストで低騒音・低振動を実現することができる。
【００３８】
また、両ギヤ２４，２５（２６）の歯数が少なくなるほど、両ギヤ２４，２５（２６）の歯間の隙間容積（ポンプ室２９，３０の容積）が大きくなり、ポンプ１回転当たりの燃料吐出量が多くなる。従って、本実施形態（１）のように、両ギヤ２４，２５（２６）の歯数を最小値に設定すれば、ポンプ室２９，３０の容積を最大にすることができ、ポンプ１回転当たりの燃料吐出量を最大にすることができる。その結果、ポンプ回転速度を低下させても、要求吐出量を確保することが可能となり、ポンプ吐出能力に余裕ができると共に、ポンプ回転速度を低下させることで、ポンプ騒音（吐出圧力脈動）の発生周波数域を更に低くすることができ、圧力脈動波長を更に長くすることができるため、圧力脈動の位相ずれを更に少なくすることができ、ポンプ騒音の低減効果を更に高めることができる。
【００３９】
［実施形態（２）］
ところで、両ギヤ２４，２５（２６）の歯数が少なくなるほど、両ギヤ２４，２５（２６）の偏心量が大きくなって、メカニカルロス（摩擦損失）が大きくなり、その分、モータ部１３の負荷が大きくなって、効率が低下する。
【００４０】
そこで、本発明の実施形態（２）では、図８に示すように、アウタギヤ２４の歯数を奇数の歯数で２番目に小さい数“７”とし、インナギヤ２５，２６の歯数を偶数の歯数で２番目に小さい数“６”としている。このようにすれば、両ギヤ２４，２５（２６）の歯数を最小値とする前記実施形態（１）よりも、両ギヤ２４，２５（２６）の偏心量を小さくできるため、メカニカルロス（摩擦損失）を低減できて効率を向上できる。しかも、両ギヤ２４，２５（２６）の歯数を２番目に小さい数とするため、圧力脈動の位相ずれ低減、ポンプ騒音の低周波数化も実現でき、実質的に問題のないレベルまでポンプ騒音を低減することができる。尚、本実施形態（２）の構成では、ポンプ１回転当たりの燃料吐出量が両ギヤ２４，２５（２６）の歯数を最小値とする前記実施形態（１）よりも少なくなるが、ポンプ回転速度を従来と同程度とすれば、要求吐出量を十分に確保することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態（１）における燃料ポンプのポンプ部を破断して示す縦断面図
【図２】図１のＡ−Ａ断面図
【図３】図４のＤ−Ｄ断面図
【図４】燃料ポンプの下面図
【図５】図３のＢ−Ｂ断面図
【図６】図３のＣ−Ｃ断面図
【図７】図３のＥ−Ｅ断面図
【図８】本発明の実施形態（２）における図２相当図
【図９】従来のトロコイドギヤ式の燃料ポンプの構造を説明する図
【符号の説明】
１１…ハウジング、１２…ポンプ部、１３…モータ部、１４…ポンプカバー、１５…燃料吸入口、１８…燃料吐出口、２１…円筒ケーシング、２２…ケーシングカバー、２３…内部サイドカバー、２４…アウタギヤ、２４ａ…内歯、２５，２６…インナギヤ、２５ａ，２６ａ…外歯、２８…仕切壁、２９，３０…ポンプ室、３１，３２…円筒軸受、３４…回転軸、３９…吸入ポート、４０…燃料導入溝，４２…貫通流路、４３…燃料導入溝、４４，４５…吐出ポート、４７…吐出溝、４８…吐出流路、６０…カップリング、６１…連結穴。
【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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