(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ｎ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、
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、（φＤｏ−φＢｏ＋φＡｏ）−（φＤｉ＋φＡｉ＋φＡｉ）で表されるインナーロータとアウターロータとの間のクリアランスを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、
０．０３ｍｍ≦ｔ≦０．２５ｍｍ（ｍｍ：ミリメートル）の範囲に設定されたうえで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】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
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のロータに関する。
【０００２】
【従来の技術】
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、その回転方向前側および後側で、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の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、ポンプが発する雑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】
チップクリアランスを確保する手段としては、アウターロータの歯形について均等追い込みを行うことで両ロータの歯面間にそれぞれクリアランスを設け、噛み合い状態において両ロータの歯先間にチップクリアランスを確保するもの、サイクロイド曲線の平坦化によるもの等が挙げられる。
【０００７】
ところで、インナーロータとアウターロータの歯形を決定するために必要な条件とは、まず、インナーロータｒｉについて、第１外転円ａｉ（直径φａｉ）および第１内転円ｂｉ（直径φｂｉ）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の転がり距離の和の整数倍（歯数倍）がインナーロータｒｉの基礎円ｄｉ（直径φｄｉ）の円周に等しくなければならないことから、
φｄｉ＝ｎ・（φａｉ＋φｂｉ）
【０００８】
同様に、アウターロータｒｏについて、第２外転円ａｏ（直径φａｏ）および第２内転円ｂｏ（直径φｂｏ）の転がり距離の和の整数倍（歯数倍）がアウターロータｒｏの基礎円ｄｏ（直径φｄｏ）の円周に等しくなければならないことから、
φｄｏ＝（ｎ＋１）・（φａｏ＋φｂｏ）
【０００９】
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、両ロータの偏心量をｅとして、
φａｉ＋φｂｉ＝φａｏ＋φｂｏ＝２ｅ
【００１０】
上記の各式から
（ｎ＋１）・φｄｉ＝ｎ・φｄｏ
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。
【００１１】
ここで、クリアランス＝ｓを、噛み合い位置における歯溝と歯先とのクリアランスと、噛み合い位置から１８０°回転した位置における歯先同士のクリアランス（チップクリアランス）とに振り分けるために、
φａｏ＝φａｉ＋ｓ／２、φｂｏ＝φｂｉ−ｓ／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ことにより、図５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ｓ／２が創成され、内転円はインナー側を小さくすることにより、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の歯先とインナーロータｒｉの歯溝との間にクリアランスｓ／２が創成される（たとえば特許文献１参照）。
【００１２】
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４から図６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、アウターロータｒｏの外径がφ７０ｍｍ、基礎円ｄｏがφｄｏ＝５７．２０ｍｍ、第２外転円ａｏがφａｏ＝２．５６ｍｍ、第２内転円ｂｏがφｂｏ＝２．６４ｍｍ、歯数ｎ＋１＝１１、偏心量ｅ＝２．６ｍｍとなっている。
【００１３】
この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５および図６に示すように、歯先および歯溝の中心における径方向のクリアランスｓ１だけでなく、各基礎円と歯面との交差部分近傍における周方向のクリアランスｓ２も形成されている。
【００１４】
【特許文献１】
特開平１１−２６４３８１号公報
【００１５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このようにアウターロータの第２外転円ａｏおよび第２内転円ｂｏの直径を調節することによりクリアランスｓを形成する場合、径方向のクリアランスｓ１＝ｓ／２を確保すると、図５および図６に示すように周方向のクリアランスｓ２が大きくなってしまい、インナーロータに対するアウターロータのがたつきや歯面間の滑りが大きくなるため、トルク伝達の損失の増大や発熱、両ロータ間の衝撃による騒音の発生が問題となっていた。
【００１６】
本発明は、このような問題点に鑑みてなされたもので、両ロータが噛み合う過程での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、両ロータの歯面間の摺動抵抗やがたつきを低減することでオイルポンプの静粛性の向上を図ることを目的とする。
【００１７】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するために、請求項１の発明に係るオイルポンプロータは、ｎ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、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、（φＤｏ−φＢｏ＋φＡｏ）−（φＤｉ＋φＡｉ＋φＡｉ）で表されるインナーロータとアウターロータとの間のクリアランスを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ことを特徴としている。
【００１８】
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。
さらに本発明では、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
【００１９】
この条件によりアウターロータの内転円は、従来のもの（φＢｉ−ｔ／２）よりも大きくなるので、適正なクリアランスｔを確保するためには、アウターロータの基礎円は従来のもの（φＤｉ・（ｎ＋１）／ｎ）よりも大きくなる。
φＤｏ＝φＤｉ・（ｎ＋１）／ｎ＋（ｎ＋１）・ｔ／（ｎ＋２）
基礎円の変更に伴い、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）
【００２０】
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。
【００２１】
請求項２の発明に係るオイルポンプロータは、請求項１のオイルポンプロータにおいて、
０．０３ｍｍ≦ｔ≦０．２５ｍｍ（ｍｍ：ミリメートル）
の範囲に設定されたうえで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している。
【００２２】
この発明によれば、０．０３ｍｍ≦ｔとすることにより圧力脈動やキャビテーション騒音、歯面の摩耗を防止するとともに、ｔ≦０．２５ｍｍとすることにより容積効率の低下を防止することができる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の第１の実施形態について、図１から図３を参照して説明する。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ｎ＋１＝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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
インナーロータ１０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２０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。
【００２８】
まず、インナーロータ１０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の各転がり距離の整数倍（歯数倍）の和が基礎円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２０について、第２外転円Ａｏおよび第２内転円Ｂｏの各転がり距離の整数倍（歯数倍）の和が基礎円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）
【００２９】
つぎにアウターロータ２０について、従来技術として説明したアウターロータ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２０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１０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を有して噛み合い、上述したように
φｄｏ＝φＤｉ・（ｎ＋１）／ｎ    …（ＩＩ）
かつ
φｄｏ＝（ｎ＋１）・（φａｏ＋φｂｏ）    …（ＩＩＩ）
φａｏ＝φＡｉ＋ｔ／２    …（ＩＩＩａ）
φｂｏ＝φＢｉ−ｔ／２    …（ＩＩＩｂ）
を満たすものとする。
なお、アウターロータｒｏに噛み合うインナーロータ１０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。
【００３０】
本実施形態では、噛み合い位置におけるアウターロータ２０の歯先とインナーロータ１０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（ＶＩ）および式（１）から、
φａｉ＝φＡｉ    …（３）
このようにアウターロータ２０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。
【００３１】
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）
【００３２】
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）
【００３３】
上記の各式をまとめると、アウターロータ２０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。
【００３４】
図１に、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２０（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を示す。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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≦０．２５ｍｍ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。
【００３８】
ところで、上記のように構成されたオイルポンプロータにおいては、上記式（ＩＶ），（Ａ），（Ｂ）の関係を満たすことにより、図２に示すように、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っている。これにより図２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１０，２０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１０，２０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。
【００３９】
図３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、従来よりも騒音が小さく、静粛性が高いことがわかる。
【００４０】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１に係るオイルポンプロータによれば、アウターロータの内転円をインナーロータの内転円と同径とすることにより、径方向のクリアランスを確保しつつ周方向のクリアランスを従来よりも小さくすることができるので、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。
【００４１】
請求項２の発明に係るオイルポンプロータによれば、０．０３ｍｍ≦ｔとすることにより圧力脈動やキャビテーション騒音、歯面の摩耗を防止するとともに、ｔ≦０．２５ｍｍとすることにより容積効率の低下を防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】  本発明に係るオイルポンプロータの第１の実施形態を示す図であって、インナーロータとアウターロータとが、
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ｔの値が
ｔ＝０．１２ｍｍ
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４】  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、
φｄｉ＝ｎ・（φａｉ＋φｂｉ）、φｄｏ＝（ｎ＋１）・（φａｏ＋φｂｏ）
（ｎ＋１）・φｄｉ＝ｎ・φｄｏ
φａｏ＝φａｉ＋ｓ／２、φｂｏ＝φｂｉ−ｓ／２
の関係を満たし、さらにｓの値が
ｓ＝０．１２ｍｍ
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５】  図４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６】  図４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】
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
Ａｉ  インナーロータの外転円（第１外転円）
Ａｏ  アウターロータの外転円（第２外転円）
Ｂｉ  インナーロータの内転円（第１内転円）
Ｂｏ  アウターロータの内転円（第２内転円）
Ｃ  セル
Ｄｉ  インナーロータの基礎円
Ｄｏ  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】
0003860125.tif 000002
【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】
0003860125.tif 000007