CN107407274B - 油泵 - Google Patents

Abstract

一种油泵(1)，具有：内转子(22)，其与轴(20)一体旋转；外转子(23)，其以间隙配合状态设置在泵室(31)内，并且使设置于内周的齿部与设置于内转子(22)的外周的齿部啮合；环状的压力室(34)，其在旋转轴(X)方向与泵室(31)邻接地设置；排出口(241)，其连接泵室(31)和压力室(34)；排出路径(35)，其一端(35b)与压力室(34)连接，另一端为连接口(35a)，其中，从旋转轴X方向观察，以圆形的截面形状形成排出路径(35)，并且，排出路径(35)设置在从旋转轴(X)方向观察的夹着压力室(34)的外周而横跨内侧和外侧的位置，将排出路径(35)的一端(35b)设置在从旋转轴(X)的径向观察达到压力室(34)的中途的位置，使排出路径(35)和压力室(34)直接连通。

Description

油泵

技术领域

本发明涉及油泵。

背景技术

专利文献1中公开了叶片式的油泵，在这种叶片式的油泵中，有搭载于车辆用的自动变速器上，用于进行自动变速器的控制用的油压的供给等的油泵。

图5是说明现有例的叶片式的油泵90的图，(a)是油泵90的剖面图，(b)是放大了压力室97和排出路径99的连接部(节流孔98)周围的图。

图5所示的叶片式的油泵90具备与轴20一体旋转的内转子94、包围内转子94的外周的外转子95，该内转子94及外转子95收纳在形成于主体壳91内的泵室920内，该主体壳91由壳体92和盖93构成。

该油泵90的构成为，在内转子94的外周的齿部和外转子95的内周的齿部之间形成的空间，利用在内转子94旋转时使体积周期性地增减，同时绕旋转轴X进行位移，对从油泵90的吸入口吸入的油进行加压，使其从形成于壁部件96的排出口960排出。

该油泵90中，在旋转的内转子94的齿部和外转子95的齿部之间形成的空间，在旋转轴X周围的周向存在多个，在各空间通过与排出口960对应的位置时，因空间的体积变得最窄，所以使得空间内的油从排出口960排出。

在此，在旋转轴周围的周向存在多个的空间间歇地通过排出口960，在从排出口960排出的油中产生脉动。

因此，如果将排出口960直接与下游侧的排出路径99连接，脉动就会直接传递至在下游侧的油路100中流通的油中。

现有例的叶片式的油泵90中，与该排出口960邻接地设有环状的压力室97，使从排出口960排出的油的脉动在该压力室97内降低后，通过流量控制阀的节流孔98，从下游侧的排出路径99向油路100供给。

该节流孔98虽然发挥进一步抑制向下游侧的排出路径99供给的油的脉动的作用，但是却成为从压力室97朝向下游侧的排出路径99移动的油的移动阻力，因此，在油泵90通过驱动源(例如发动机)的输出旋转而被驱动的情况下，搭载驱动源的车辆的燃料消耗就会恶化。

因此，虽然正在研究取消(废弃)流量控制阀，但若因取消流量控制阀而失去节流孔98时，节流孔98对于脉动的降低的贡献量就会失去，供给下游侧的排出路径99的油的脉动就会变大。

于是，要求即使取消设置于油泵的排出口的下游侧的流量控制阀，也不会使下游侧的油路中的脉动增大的技术。

专利文献1:日本特开2014－173587号公报

发明内容

本发明的油泵，具有：内转子，其与驱动轴一体绕旋转轴旋转；外转子，其以间隙配合状态设置在形成于壳体的泵室内，并且使设置在内周的齿部与设置在所述内转子的外周的齿部啮合；空间部，其在所述旋转轴方向与所述泵室邻接设置，并且，从所述旋转轴方向观察，形成为环绕所述旋转轴的环状；连接路，其连接所述泵室和所述空间部；筒状的排出路径，其在所述壳体内相对于所述旋转轴平行地延伸，并且长度方向的一端与所述空间部连接，另一端设为在所述旋转轴方向，在比所述空间部更远离所述泵室的位置开口的排出口，其中，在所述壳体中，所述排出路径设置在从所述旋转轴向观察、所述排出路径的一部分在比所述空间部的外周更靠内侧开口的位置，所述排出路径的所述一端设置在从所述旋转轴的径向观察达到所述空间部的中途的位置，使所述排出路径与所述空间部直接连通。

根据本发明，通过使在泵室中被加压的油最初流入的空间部和将供给至空间部内的被加压的油引导到排出口的排出路径直接连通，在空间部与排出路径之间不存在成为从空间部流入排出路径的油的移动的阻力的部位。

因此，可知，该排出路径的部分还用作空间部的一部分，空间部的容积由于该排出路径的部分而增大。在此，若空间部的容积增大，相应地，抑制从泵室流入的被加压的油的脉动的效果就会提高。

因此，通过如上述而构成，不必增大空间部的实际的容积，就能够扩大可以作为空间部发挥作用的空间的容积，所以能够进一步抑制被加压的油的脉动。

附图说明

图1是说明实施方式的油泵的图；

图2是实施方式的油泵的剖面图；

图3是说明压力室的容积、排出路径与压力室的连通口的开口面积、车辆燃料消耗的关系的图；

图4是说明压力室的容积与连通口的开口面积的设定的图；

图5是说明现有例的油泵的图。

具体实施方式

以下，举出与现有例的油泵90相同的叶片式的油泵1的情况为例，说明本发明的实施方式。

图1是说明实施方式的油泵1的图，(a)是沿着旋转轴X剖开油泵1的剖面图，(b)是(a)的压力室34的周围的放大图，(c)是放大了压力室34与排出路径35的连通口36附近的放大图，(d)是表示从压力室34侧观察压力室34和排出路径35的连通口36的状态的参考立体图。

此外，在图1(c)中，为了明确与现有例的油泵90的差异，用交叉的阴影表示在现有例的油泵90中存在的部位，即在实施方式的油泵1中不存在的部位(节流孔98)。

如图1所示，油泵1的主体壳2是组装壳体3和盖4而构成。在壳体3上的与盖4的对向面，形成有有底圆筒状的泵室31，在壳体3上组装盖4之后，用螺栓B将盖4固定在壳体3上时，使得在主体壳2的内部形成密闭的泵室31的空间。

壳体3中，在泵室31的中央部形成有轴20的贯通孔32，该贯通孔32沿旋转轴X方向贯通壳体3。

轴20的一端20a贯通贯通孔32，位于主体壳2的外部，轴20的一端20a侧的轴颈部210被贯通孔32可旋转地支承。

壳体3具有以规定间隔包围贯通孔32的圆筒壁部33，以规定间隔包围该圆筒壁部33的环状的压力室34向泵室31的底部31a开口。

在轴20的位于泵室31内的区域的外周，花键嵌合固定内转子22，轴20利用来自未图示的驱动源的旋转驱动力进行旋转时，使得轴20和内转子22绕旋转轴X一体地旋转。

从旋转轴X方向观察，环状的外转子23位于内转子22的径向外侧。外转子23在使设置于内周的齿部(未图示)与设置于内转子22的外周的齿部(未图示)啮合的状态下，位于内转子22的径向外侧，该外转子23以间隙配合状态设置于泵室31的内周。

在轴20上，在内转子22及外转子23的两侧外插安装有环状的壁部件24、25，内转子22和外转子23以被夹在该壁部件24、25之间的状态设置。

实施方式中，将内转子22及外转子23***壁部件24、25之间，构成泵组件21，在该状态下，该壁部件24、25之间的内转子22及外转子23相对于壁部件24、25可绕旋转轴X进行相对旋转。

泵组件21中，通过在该泵组件21的内部旋转的内转子22和外转子23，调整加压的油，该加压的油从设置于壁部件24的排出口241排出。

实施方式中，将泵组件21外插于轴20上，使轴20和内转子22不可相对旋转地连结之后，从盖4侧将轴20的一端20a***壳体3的贯通孔32中，由此，将轴20和泵组件21组装在壳体3上。

在盖4上，在与组装到壳体3上的轴20对应的位置形成有贯通孔41。因此，向壳体3上组装盖4时，轴20的另一端20b向主体壳2的外部突出，轴20的另一端20b侧可旋转地支承在贯通孔41内。

在该状态下，泵组件21夹入泵室31的底31a和盖4之间，在旋转轴X方向的移动被限制的状态下配置于泵室31内。

在泵组件21中位于盖4侧的壁部件25上，在与泵室31的对向面上开设有经由过滤器(未图示)吸入的油的供给口(未图示)。

另外，在夹着内转子22及外转子23位于壁部件25的相反侧的壁部件24上，沿着旋转轴X方向贯通该壁部件24设置有排出口241，该排出口241连通泵组件21的内部空间和向泵室31的底部31a开口的压力室34。

因此，在泵组件21内被加压的油通过排出口241供给至压力室34内。

在壳体3中，压力室34形成以规定间隔环绕旋转轴X的环状(参照图2(a))，从旋转轴X的轴向观察，在靠压力室34的外径的位置，在壳体3内沿旋转轴X方向延伸的排出路径35的一端35b侧与压力室34连通。

从旋转轴X的轴向观察，排出路径35具有圆形的截面形状(参照图2(b))，在壳体3中，排出路径35设置在从旋转轴X的轴向观察夹着压力室34的外周缘34b而横跨内侧和外侧的位置。

因此，从旋转轴X的轴向观察，排出路径35和压力室34以在压力室34的外周缘34b的延长线上延伸的假想曲线Lm和在排出路径35的内周的延长线上延长的假想曲线Ln交叉的位置关系相交叉(连通)(参照图2(a)，区域R1)。

如图1(b)所示，从旋转轴X的径向观察，排出路径35形成为与旋转轴X平行的直线状，该排出路径35的另一端侧的连接口35a在旋转轴X的轴向、在比压力室34更远离泵室31的位置开口。

该排出路径35的一端35b以达到旋转轴X方向的压力室34的大致中央的长度La的方式，位于从压力室34的底部34a起的泵室31侧(参考图1(b)～图1(c)中压力室34的轴向长度L的大致一半即长度La)。因此，排出路径35的一端35b和压力室34直接连通，形成于该排出路径35和压力室34的边界的开口为排出路径35和压力室34的连通口36。

实施方式中，该连通口36的开口面积D2以成为排出路径35的另一端侧的连接口35a的开口面积D1以上(D2≥D1)的方式，设定旋转轴X的轴向上的排出路径35和压力室34的交叉量La、旋转轴X的径向上的排出路径35和压力室34的交叉量Lb。

在此，如图5及图1(c)所示，在现有例的油泵中，压力室34和排出路径35经由节流孔98连接，该节流孔98的开口面积D3小，所以该节流孔98成为对于通过该节流孔98的油的阻力，油通过节流孔98时的压力损失增大。

如本发明申请，将排出路径35的一端35b设置在从旋转轴X的径向观察达到压力室34的中途的位置，并且，排出路径35设置在从旋转轴X方向观察夹着压力室34的外周缘34b而横跨内侧和外侧的位置，使排出路径35和压力室34直接连通，所以该连通口36的开口面积D2比为节流孔98时的开口面积D3充分扩大。

因此，使得在从压力室34通过连通口36朝向排出路径35移动的油中，不会作用像节流孔98存在时那样的阻力，可以将排出路径35侧用作与压力室34相连的空间。

该情况下，能够可知为了抑制油的脉动而设置的压力室34的容积由于排出路径35侧的容积量而扩大，由于该扩大的容积量，所以相应地可以期待抑制脉动的效果的提高。

此外，在排出路径35的连接口35a连接有延伸到位于油泵1的下游侧的压力控制阀V1的油路100。实施方式中，使该油路100的内径和排出路径35的内径一致，使得流路截面积在油路100和排出路径35的连接部不会减小。

因此，不仅排出路径35内的容积，油路100内的容积也可以用作压力室34的容积。

以下，说明压力室34的容积V、排出路径35与压力室34的连通口36的开口面积D2的设定。

图3是将(1)压力室34的容积(压力室容积)的大小与脉动的大小的关系、(2)连通口36的开口面积D2(连通部开口面积)的大小与脉动的大小的关系、(3)连通口36的开口面积D2(连通部开口面积)的大小与车辆燃料消耗的好坏的关系作为共同项目进行说明的图。

该图3中，上述(1)的压力室34的容积V的大小和上述(2)的连通口36的开口面积D2的大小，以脉动的大小作为共同项目附加了关系，另外，上述(2)的脉动的大小和上述(3)的车辆燃料消耗的好坏，以连通口36的开口面积D2(连通部开口面积)的大小作为共同项目附加了关系。

另外，在油泵1的排出量少的情况(固有排出量小)和多的情况(固有排出量)中，上述(1)～(3)的关系性发生变化，所以在上述(1)的情况下，表示即使是相同的压力室34的容积，根据油泵1的排出量，在脉动的大小上也具有幅度，在上述(2)的情况下，表示即使是相同的连通口36的开口面积D2，根据油泵1的排出量，在脉动的大小上也具有幅度。另外，在上述(3)的情况下，表示即使相同的连通口36的开口面积D2，根据油泵1的排出量，在车辆燃料消耗也具有幅度。

(压力室34的容积V与脉动的关系)

如图3所示，就压力室34的容积V和脉动的关系而言，不论油泵1的排出量，压力室34的容积V越大，脉动越少，压力室34的容积V越小，脉动越多。

这是因为压力室34的容积V越小，直到从排出口241排出的油的脉动收敛之前，不能将油保持在压力室34内。

(连通口36的开口面积D2与脉动的关系)

另外，就压力室34和排出路径35的连通口36的开口面积D2的大小的关系和脉动的关系而言，不论油泵1的排出量，连通口36的开口面积D2越小，脉动越少，连通口36的开口面积D2越大，脉动越大。

这是因为开口面积D2越小，通过连通口36时作用在油上的阻力越高，该阻力的提高使脉动降低。另外，因为如果开口面积D2增大，作用在油上的阻力就会减小，结果是，脉动减少的效果降低，油的脉动未减少且被传递到排出路径35内的油中。

(连通口36的开口面积D2与车辆燃料消耗的关系)

就连通口36的开口面积D2与车辆燃料消耗的关系而言，不论油泵1的排出量，开口面积D2越小，车辆燃料消耗越差，开口面积D2越大，车辆燃料消耗越好。

开口面积D2越小，作用在通过连通口36的油的阻力越增大，油通过连通口36所需要的排出力增大。为了增大排出力，需要使油泵1中的内转子22以更高转速进行旋转，为了以该高转速旋转而需要的油泵1的工作负荷(内转子的旋转时需要的负荷)增大。

在此，内转子22通过从发动机等驱动源传递的旋转驱动力而进行旋转，所以对于内转子22的旋转的负荷直接变成对于驱动源的负荷，所以负荷越大，驱动源的负荷越大，搭载驱动源的车辆的燃料消耗(车辆燃料消耗)越恶化。因此，连通口36的开口面积D2越小，车辆燃料消耗越恶化，开口面积D2越大，车辆燃料消耗越好。

本发明申请人在设定压力室34的容积V(压力室容积)和连通口36的开口面积D2(连通口开口面积)时，考虑采用油泵1的自动变速器的搭载车辆中的燃料消耗特性、油泵1中的脉动特性和油泵1中油压响应性。

具体而言，燃料消耗特性与根据连通口36的开口面积D2而确定的油泵1中的负荷有关系，脉动特性与连通口36的开口面积D2和压力室34的容积V有关系，油压响应性与压力室34的容积V有关系，所以，以确定该各特性的阈值，满足根据阈值而确定的条件的方式，设定压力室34的容积V(压力室容积)和连通口36的开口面积D2(连通口开口面积)。

以下，说明压力室34的容积V(压力室容积)和连通口36的开口面积D2(连通口开口面积)的设定。

图4是说明压力室34的容积V(压力室容积)和连通口36的开口面积D2(连通口开口面积)的设定的图，是说明在压力室34的容积V和连通口36的开口面积D2的设定时考虑的特性的特性线(目标燃料消耗特性线、目标脉动特性线、目标油压响应特性线)的图。

(燃料消耗特性)

实施方式中，对于燃料消耗特性，基于搭载油泵1的车辆所要求的燃料消耗目标中、油泵的贡献量，确定车辆燃料消耗的阈值(应达到的燃料消耗的最小值)。

具体而言，求出从油泵1的怠速旋转到规定转速(例如，600～2000rpm)之间的油泵1的负荷带来的转矩增加量成为任意的值(例如0.1Nm)以下那样的阈值，作为车辆燃料消耗的阈值(图3，参照车辆燃料消耗阈值)，根据求出的车辆燃料消耗的阈值确定目标燃料消耗特性(参照图4)。

在此，车辆燃料消耗主要根据连通口36的开口面积D2(油泵1的负荷)而变动，而对压力室34的容积V并没有大的依赖。因此，目标燃料消耗特性的压力室34的容积V及连通口36的开口面积D2的关系具有如图4所示的直线性。

此外，图4的情况中，连通口36的开口面积D2变小(变窄)时，油泵1的负荷增大，燃料消耗恶化，所以在基于该图4设定压力室34的容积V和连通口36的开口面积D2的情况下，从目标燃料消耗特性线来看，优选连通口36的开口面积D2增大这一方。

在此，目标燃料消耗特性是搭载油泵1的车辆中的负荷转矩的油泵1承担量的上限值。

(油压响应性)

另外，油压响应性根据作为压力室34发挥作用的区域(图1的情况下，压力室34、排出路径35、油路100)的容积V而变动，容积V越大，油压响应性越降低。

实施方式中，求出满足下述式(1)的条件的容积，作为油压响应性的阈值(图3，参照油压响应性阈值)，根据求出的阈值确定目标油压响应特性。

油泵1的平均单位时间的排出量Q×目标油压上升时间T

＝低温时的油泵1的排出量(l/min)≥压力室的容积V (1)

在此，为实施方式的油泵1时，作为压力室的容积，包括压力室34、排出路径35、油路100的容积。

在此，实施方式中，排出路径35侧的容积也包含于上述式(1)的压力室的容积，所以油压响应性不依赖于连通口36的开口面积D2。因此，目标油压响应特性的容积V及连通口36的开口面积D2的关系具有图4所示的直线性。

此外，图4的情况中，压力室的容积越大，油压响应性越差，所以，在基于该图4设定压力室34的容积V和连通口36的开口面积D2的情况下，从目标油压响应特性线来看，优选压力室的容积减小这一方。

(脉动特性)

脉动特性根据作为压力室34发挥作用的区域(图1的情况中，压力室34、排出路径35、油路100)的容积V、连通口36的开口面积D2而变动。

实施方式中，着眼于车辆行驶时因脉动而产生的噪音，求出如正常行驶时成为规定的噪音等级(db)以下那样的脉动的大小，作为阈值(图3，脉动阈值)，根据求出的阈值，确定目标脉动特性。

具体而言，以连通口36的开口面积D2和压力室的容积V的关系性中、成为求出的阈值的关系性作为规定的基准，对该基准值，用(M－(1/M))²×La的函数值规定目标脉动特性线。

在此，M为膨胀率S2/S1，S1为连通口36的输入侧的截面积(压力室34的截面积)，S2是连通口36的输出侧的截面积(排出路径35的截面积)，La是旋转轴X方向的排出路径35的一端35b侧和压力室34的交叉长度。

此外，脉动特性依赖于连通口36的开口面积D2和压力室的容积V，所以目标脉动特性的容积V及连通口36的开口面积D2的关系具有图4所示的曲线性。

在此，关于对脉动的降低的贡献，压力室的容积这一方比连通口36的开口面积D2大，所以在基于该图4设定压力室34的容积V和连通口36的开口面积D2的情况下，从目标脉动特性线来看，优选压力室的容积增大这一方。

因此，实施方式中，以成为由该三条特性线包围的区域T(图4的带阴影的区域)内的方式设定压力室(压力室34、排出路径35、油路100)的容积和连通口36的开口面积D2，由此，可以成为满足燃料消耗特性、脉动特性、油压响应性的油泵1。

在此，目标脉动特性设定在根据作为搭载油泵1的车辆应该抑制的噪音而计算出的油泵1的脉动(油振)上限值，目标脉动特性用以作为压力室发挥作用的空间(图1的情况下，压力室34、排出路径35、油路100)的容积V和连通口36的开口面积D2为参数的等效曲线来表现。

如以上所述，在实施方式中，一种油泵1，具有：内转子22，其与轴20(驱动轴)一体地绕旋转轴X旋转；外转子23，其以间隙配合状态设置在形成于壳体3的泵室31内，并且使设置于内周的齿部与设置于内转子22的外周的齿部啮合；压力室34(空间部)，其在旋转轴X方向与泵室31邻接设置，并且从旋转轴X方向观察，形成为包围旋转轴X的环状；排出口241，其连接泵室31和压力室34；排出路径35，其在壳体3内相对于旋转轴X平行地延伸，并且长度方向的一端35b与压力室34连接，另一端作为在旋转轴X方向在比压力室34远离泵室31的位置开口的排出口(连接口35a)，并构成为：从旋转轴X方向观察，以圆形的截面形状形成排出路径35，并且将其设置在从旋转轴X方向观察的夹着压力室34的外周而横跨内侧和外侧的位置，从旋转轴X的径向观察，将排出路径35的一端35b设置在达到压力室34的中途的位置，使排出路径35和压力室34直接连通。

这样构成时，通过使在泵室31侧加压的油最初流入的压力室34和将供给至压力室34内的加压的油引导至连接口35a的排出路径35直接连通，在压力室34和排出路径35之间不存在成为从压力室34流入排出路径35的油的移动的阻力的部位(例如，节流孔)。

因此，能够可知，该排出路径35的部分还用作压力室34的一部分，由于该排出路径35的量，相应地，压力室34的容积增大。在此，若压力室34的容积增加，则抑制从泵室31侧流入的加压的油的脉动的效果相应地提高。

因此，通过如上述构成，不增加压力室34的实际的容积，就能够扩大可作为压力室34发挥作用的空间的容积，所以能够进一步抑制加压的油的脉动。

(2)构成为，排出路径35和压力室34的连通口36的开口面积D2设定为，与排出路径35的连接口35a的开口面积D1相同或其以上。

如果这样构成，则在压力室34内的油向排出路径35侧移动的中途，不会产生成为油的移动的阻力的节流孔，所以能够将排出路径35的部分用作空间部的一部分。由此，不增加压力室34的实际的容积，就能够扩大可作为压力室34发挥作用的空间的容积，因此能够进一步抑制加压的油的脉动。

(3)压力室34的容积和连通口36的开口面积D2构成为，在以压力室34的容积和连通口36的开口面积D2作为参数的图表(图4)中，分别设定为包含在由下述特性线包围的区域内的容积和开口面积，即、根据压力室(压力室34、排出路径35、油路100)的容积和连通口36的开口面积D2而变化的脉动，规定可容许的脉动的上限值的目标脉动特性线；根据连通口36的开口面积D2而变化的燃料消耗，规定可容许的燃料消耗的下限值的目标燃料消耗特性线；根据压力室(压力室34、排出路径35、油路100)的容积而变化的油泵中的油压响应性，规定可容许的油压响应性的下限的目标油压响应特性线。

如果这样构成，则能够提供不论在油压响应特性、脉动特性(包括静音性)、燃料消耗特性哪种特性方面，均充分满足要求的特性的油泵1。

因此，无需大幅度变更主体壳2内的压力室34及排出路径35的容积或布局就能够提供油压响应性好且抑制了脉动，并且能够适当地防止搭载油泵的车辆的燃料消耗恶化的油泵1，能够适当地防止油泵周围的布局性恶化。

另外，能够针对每个车辆将压力室34的容积和连通口36的开口面积D2均分别设定为适当的容积及面积。

(4)构成为，目标脉动特性设定为根据作为搭载油泵1的车辆应该抑制的噪音而计算出的油泵的油振上限值，目标脉动特性用以作为压力室发挥作用能的空间(图1的情况下，压力室34、排出路径35、油路100)的容积V和连通口36的开口面积D2作为参数的等效曲线来表现。

如果这样构成，由于是基于过去的实验数据等来确定目标脉动特性，所以在判定是否可容许脉动时，因不涉及如功能测试那样的歧义，所以，能够以具有一定的稳定性来判定。

(5)构成为，目标燃料消耗特性是搭载油泵1的车辆的负荷转矩的油泵承担量的上限值。

如果这样构成，由于是基于过去的实验数据等来确定目标燃料消耗特性，所以能够抑制油泵中的吐出负荷(排出负荷)引起的车辆燃料消耗的恶化。

另外，由于能够设定作为可抑制车辆燃料消耗的恶化那样的压力室发挥作用的空间(图1的情况下，压力室34、排出路径35、油路100)的容积V和连通口36的开口面积D2，所以能够抑制车辆燃料消耗的恶化且与车辆对应而适当设定空间的容积和连通口36的开口面积D2。

在上述的实施方式中，作为压力室发挥作用的空间，例示了图1中的压力室34、排出路径35、油路100适用的情况，但是，例如也可以设定为除了油路100以外的其它空间(压力室34和排出路径35)作为压力室而发挥作用。

Claims (5)

1.一种油泵，具有：

内转子，其与驱动轴一体绕旋转轴旋转；

外转子，其以间隙配合状态设置在形成于壳体的泵室内，并且使设置在内周的齿部与设置在所述内转子的外周的齿部啮合；

空间部，其在所述旋转轴方向与所述泵室邻接设置，并且，从所述旋转轴方向观察，形成为环绕所述旋转轴的环状；

连接路，其连接所述泵室和所述空间部；

筒状的排出路径，其在所述壳体内相对于所述旋转轴平行地延伸，并且长度方向的一端与所述空间部连接，另一端设为在所述旋转轴方向，在比所述空间部更远离所述泵室的位置开口的排出口，其中，

在所述壳体中，所述排出路径设置在从所述旋转轴方向观察、所述排出路径的一部分在比所述空间部的外周更靠内侧开口的位置，

所述排出路径的所述一端设置在从所述旋转轴的径向观察达到所述空间部的中途的位置，使所述排出路径与所述空间部直接连通。

2.如权利要求1所述的油泵，其中，

所述排出路径与所述空间部的连通部的开口面积设定为，与所述排出路径的排出口的开口面积相同或其以上。

3.如权利要求1或2所述的油泵，其中，

所述空间部的容积和所述连通部的开口面积的大小构成为，

在以所述空间部的容积和所述连通部的开口面积为参数的图表中，分别设定为包含于由下述特性线包围的区域内的容积和开口面积，

根据所述空间的容积和所述连通部的开口面积而变化的脉动，规定可容许的脉动的上限值的目标脉动特性线；

根据所述连通部的开口面积而变化的燃料消耗，规定可容许的燃料消耗的下限值的目标燃料消耗特性线；

根据所述空间部的容积而变化的油泵中的油压响应性，规定可容许的油压响应性的下限的目标油压响应特性线。

4.如权利要求3所述的油泵，其中，

所述目标脉动特性设定为根据作为搭载油泵的车辆应该抑制的噪音而计算出的油泵的油振上限值，所述目标脉动特性由以所述空间的容积和所述连通部的开口面积为参数的等效曲线来表现。

5.如权利要求3所述的油泵，其中，

所述目标燃料消耗特性是搭载了油泵的车辆中的负荷转矩的油泵承担量的上限值。