JP2008291824A - オイルポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】吐出量が可変であり且つコンパクトな構成のオイルポンプを提供する。
【解決手段】インナーロータ２の中心軸に沿って延設された従動ギア４と、従動ギア４と噛み合い、且つ噛み合い位置における両ギア間の偏心量が両ロータ間の偏心量ｅと同一となるように、アウターロータ３の中心軸Ｙ上にその中心を有する駆動ギア５と、駆動ギア５の中心軸Ｙに沿って延設された駆動シャフト６とが備えられると共に、インナーロータ２の中心に凹部２ａが形成され、凹部２ａに嵌入する軸部７ａを有するカム７と、カム７を介してインナーロータ２を駆動ギア５の回転方向とは逆方向に付勢する付勢手段８とが備えられており、インナーロータ２の中心位置が、セル１１からの流体圧と駆動シャフト６からの駆動トルクに依存する力と付勢手段８からの付勢力との関係に基づいて、偏心量ｅを半径とした円の円周上に沿って移動可能に構成されている。
【選択図】図２

Description

本発明は、インナーロータ及びアウターロータの歯面間に形成されるセルの容積変化によって流体を吸入及び吐出して、流体を搬送するオイルポンプに関する。

外歯が形成されたインナーロータと、このインナーロータの外歯と噛み合う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及び流体が吐出される吐出ポートが形成されたハウジングとを備え、両ロータが噛み合って回転するとき、両ロータの歯面間に形成されるセルの容積変化によって流体を吸入及び吐出して流体を搬送するオイルポンプが従来から知られている。また、この種のオイルポンプと併せて、その吐出ポートの圧力が所定圧になった場合にリリーフ通路を介して吸入ポートにオイルを戻すリリーフバルブが用いられているが、このリリーフバルブには一定の破損限界圧力（例えば１０００ｋＰａ以下）が設けられている。

ところで、低温時には、オイルの粘性が上昇することにより、オイルの流れが悪くなり、その結果生じるリリーフバルブのリリーフ能力の低下と、オイルポンプから次々に供給されるオイルにより、オイルポンプの吐出ポート側の油圧が高くなるという事態が生じる。通常は、この油圧上昇がリリーフバルブの破損限界圧力以下となるように設計が行われているが、オイルポンプからは必要以上のオイルが供給される一方、リリーフバルブでは一旦供給されたオイルがリリーフされているので、全体としては無駄な仕事を行っていることになる。

この場合、オイルポンプの吐出量を減少させることにより、かかる無駄な仕事を低減させることが考えられるが、このような吐出量可変のオイルポンプとして、例えば特許文献１に記載のポンプが知られている。このポンプは、内部ロータと外部ロータとから成るギアリング作動セット、流体供給のための低圧ポートと流体放出のための高圧ポートとが形成されたケーシングなどを備えており、このギアリング作動セットの偏心軸の角度がケーシングに対して可変に構成されている。具体的には、ケーシングに対して変動し得る調整リングにより外部ロータが支持されており、この調整リングを変動させることにより、当該偏心軸の角度を変えている。そして、この偏心軸の角度を変化させることにより、吐出量を変えることができる。

特開平１０−１６９５７１号公報

しかしながら、上記特許文献１のようなオイルポンプでは、吐出量を変えるためにアウターロータを動かす必要があり、そのため、調整リングやこの調整リングを変動させるための駆動機構などが必要となるなど、装置が複雑且つ大型化してしまうという問題がある。

本発明は、かかる問題点に着目して成されたものであり、その目的は、吐出量が可変であり、且つコンパクトな構成のオイルポンプを提供することにある。

上記課題を解決するため、本発明においては、外歯が形成されたインナーロータと、前記インナーロータの外歯と噛み合う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及び流体が吐出される吐出ポートが形成されたハウジングとを備え、両ロータが噛み合って回転するとき、前記両ロータの歯面間に形成されるセルの容積変化によって流体を吸入及び吐出して流体を搬送するオイルポンプにおいて、
前記インナーロータの一方の面に中心軸に沿って延設された従動ギアと、前記従動ギアと噛み合い、且つ噛み合い位置における両ギア間の偏心量が前記両ロータ間の偏心量と同一となるように、前記アウターロータの中心軸上にその中心を有する駆動ギアと、前記駆動ギアの中心軸に沿って延設された駆動シャフトとが備えられると共に、前記インナーロータの他方の面の中心に凹部又は凸部が形成され、前記凹部又は前記凸部に嵌入する軸部又は軸受部を有するカムと、前記カムを介して前記インナーロータを前記駆動ギアの回転方向とは逆方向に付勢する付勢手段とが備えられており、前記インナーロータの中心位置が、前記セルからの流体圧と前記駆動シャフトからの駆動トルクに依存する力と前記付勢手段からの付勢力との関係に基づいて、前記偏心量を半径とした円の円周上に沿って移動可能に構成されている。

すなわち、インナーロータの中心位置が、セルからの流体圧と駆動シャフトからの駆動トルクに依存する力と付勢手段からの付勢力との関係に基づいて、アウターロータの中心をその中心とし、且つロータ偏心量を半径とした円の円周上に沿って移動可能に構成されているので、この三つの力のバランスが取れた位置に自動的に移動することができる。そして、このインナーロータの中心位置が移動することにより、ポートに対するセルの形状が変更され、その結果、吐出量を変えることができる。

例えば、初期状態において、この三つの力のバランスが取れた位置として最大吐出量が得られる位置を設定しておけば、低温時においては、オイルの粘性上昇により、吐出ポート側における油圧や、駆動トルクに依存する力（インナーロータの中心を駆動ギアの回転方向に動かす力）が大きくなり、インナーロータの中心位置がその初期位置から移動することになる。すなわち、最大吐出量が得られる初期位置からインナーロータの中心位置が移動するので、その結果吐出量が減少することになる。これにより、吐出ポート側におけるオイルの過剰供給を低減し、吐出ポート側の油圧を低下させることができる。

このように上記構成によれば、インナーロータの中心位置の移動は、流体圧と駆動トルクに依存する力と付勢力とのバランスにより自動的に行われるので、移動のための駆動・制御手段などを別途設ける必要はなく、コンパクトな構成とすることができる。

また上記構成によれば、従動ギアと駆動ギアのギア比を変更することにより、吐出量を調整することが容易であるという利点も有している。特にギア比を調整して従動ギア、すなわちインナーロータの回転数を大きくすれば、ロータを小さくしても単位時間当たりの吐出量を一定に保つことができる。これにより更なるコンパクト化を図ることもできる。

また、騒音を発生させる脈動の原因となるキャビテーションを抑制するため、本発明に係るオイルポンプの好適な実施形態の一つでは、前記インナーロータの中心位置が前記流体の吐出量が最大となる位置において、前記吸入ポートと前記吐出ポートとの間に設けられた仕切部により封止されたセルが形成され、前記インナーロータの中心位置と前記アウターロータの中心位置とを結ぶ直線で分けられた各側において、前記インナーロータの外歯の少なくとも１つが前記アウターロータと離間している。

前述した付勢手段としては種々の形態を用いることができるが、本発明に係るオイルポンプの好適な実施形態の一つでは、前記付勢手段は、前記インナーロータの中心軸方向に配置されたトーションスプリングで構成されている。

すなわち、このトーションスプリングのねじり弾性力により、カムを介してインナーロータを駆動ギアの回転方向とは逆方向に付勢することができる。また、トーションスプリングの長さ方向の弾性力をカムの軸部方向に与えることにより、インナーロータの中心位置を保持する力として用いることもできる。

また、本発明に係るオイルポンプの好適な別の実施形態の一つでは、前記カムに前記インナーロータの中心軸方向の突起部が延設され、前記付勢手段は、前記インナーロータの中心軸方向と直交する方向に配置され、前記突起部を付勢するように構成されている。

かかる構成によれば、付勢手段をインナーロータの中心軸方向に直交する方向、すなわちロータ面に沿った方向に配置できるので、前述のインナーロータの中心軸方向、すなわちオイルポンプの厚さ方向にトーションスプリングを配置する場合と比べ、オイルポンプの厚さを抑制することができ、よりコンパクトな構成とすることができる。

〔オイルポンプの全体構成〕
以下、本発明に係るオイルポンプの実施形態を図面に基づいて説明する。
図１には、オイルポンプＯＰの一部の構成部材の分解斜視図が示されている。
また、図２には、オイルポンプＯＰの側面断面図が、図３には図２のIII−IIIの位置における正面断面図が示されている。

図２に示すように、このオイルポンプＯＰは、前部ハウジング１Ａ及び後部ハウジング１Ｂにより構成されるハウジング１内に、インナーロータ２やアウターロータ３などを収容して構成されている。このため、前部ハウジング１Ａには、後述するカム７やトーションスプリング８を収容する円筒形状の空間が形成されている。また、後部ハウジング１Ｂには、インナーロータ２とこれに噛み合うアウターロータ３や、従動ギア４とこれに噛み合う駆動ギア５、駆動シャフト６を収容する径が夫々異なる円筒形状の空間が形成されている。さらに、この前部ハウジング１Ａ及び後部ハウジング１Ｂには、インナーロータ２及びアウターロータ３の歯面間により形成されるセル１１に沿って、上側に吐出ポート９が、下側に吸込ポート１０が扇形状にて形成されている（図３参照）。

図３に示すように、本実施形態においては、インナーロータ２には６枚の外歯が形成され、アウターロータ３にはインナーロータ２と噛み合う７枚の内歯が形成されている。もちろんロータの歯数はこれに限定されるものではなく、また歯形形状としてもサイクロイド型、トロコイド型など種々の形態が可能である。なお、インナーロータ２の中心Ｏ_Xとアウターロータ３の中心Ｏ_Yとは、所定量（ロータ偏心量：ｅ）だけ偏心している。

図１及び図２に示すように、このインナーロータ２には、一方の面（後部ハウジング側の面）に中心軸Ｘに沿って従動ギア４が延設されている。この従動ギア４の中心は軸Ｘ上に位置し、その周囲には８枚の外歯が形成されている。また、インナーロータ２の他方の面（前部ハウジング側の面）の中心には凹部として円形孔２ａが形成されており、この円形孔２ａにはカム７に形成された円柱形状の軸部７ａが嵌入しており、インナーロータ２はこの軸部７ａに対して回転可能に支持されている。なお、このインナーロータとカムの嵌合に関しては、インナーロータ２の中心に凸部を形成し、この凸部が嵌入する軸受部をカムに形成しても良い。

このカム７は、円板形状のディスク７ｂを有しており、このディスク７ｂの中心と軸部７ａの軸芯（軸Ｘ）との偏心量はロータ偏心量ｅと同一である（図２参照）。すなわち、軸部７ａの軸芯とインナーロータ２の中心Ｏ_Xとは軸Ｘ上に位置し、ディスク７ｂの中心とアウターロータ３の中心Ｏ_Yとは軸Ｙ上に位置している。なお、ディスク７ｂの側方には凸部７ｃが形成されており、この凸部７ｃに対応して前部ハウジング１Ａには溝部１ｃが形成されている。後に説明するように、この凸部７ｃと溝部１ｃとにより、このカム７の回転、すなわちアウターロータ３の中心Ｏ_Yを中心とし、ロータ偏心量ｅを半径とした円の円周上に沿ったインナーロータ２の中心Ｏ_Xの移動を規制することができる。

また、このカム７の他方の面側にはトーションスプリング８が軸Ｘ方向（或いは軸Ｙ方向）に配置されており、このトーションスプリング８はその一端８ｂがカム７に形成された係止溝７ｄに、他端８ａが前部ハウジング１Ａに形成された係止溝１ａに係止されている。ここで、このトーションスプリング８のねじり弾性力が駆動ギア５の回転方向（図１及び図３の矢印Ｒ方向）とは逆方向に働くように、図１の如くトーションスプリング８の端部８ｂなどの係止位置が決められている。なお、トーションスプリング８の長さ方向の弾性力は、端部８ｂ及び係止溝７ｄを介してカム７の軸部７ａ方向に働いており、インナーロータ２の中心位置Ｏ_Xを保持する力として用いられている。

なお、トーションスプリング８には、これを支持するように円柱形状のスプリング支持部材１２が挿入されており、このスプリング支持部材１２の他端はカム７のディスク７ｂに接合されている。このスプリング支持部材１２の軸芯もまたＹ軸上に位置している。

一方、インナーロータ２に延設された従動ギア４側には、この従動ギア４と噛み合う１３枚の内歯が形成された駆動ギア５が備えられており、この従動ギア４と駆動ギア５とは、その噛み合い位置における両ギア間のギア偏心量が前述したロータ偏心量ｅと同一となるように構成されている。すなわち、この駆動ギア５の中心もまたＹ軸上に位置している。

さらに、駆動ギア５の中心軸に沿って、すなわち軸Ｙに沿って駆動シャフト６が延設されており、従ってこの駆動シャフト６の軸芯もまたＹ軸上にある。そして、この駆動シャフト６が回転することにより駆動ギア５及び従動ギア４が回転し、インナーロータ２を回転させることができる。そして、インナーロータ２が回転することにより、アウターロータ３が回転し、これにより両ロータの歯面間に形成されるセル１１の容積が変化し、ハウジング１に形成された吸込ポート１０からオイルを吸入し、吐出ポート９からオイルを吐出してオイルを搬送することができる。

〔温度変化（粘性変化）によるインナーロータの中心位置の変化〕
次に、オイルの温度変化に伴う粘性変化に起因するインナーロータ２の中心Ｏ_Xの位置（中心位置Ｏ_X）の変化について詳細に説明する。特に低温の場合、前述したように粘性上昇により吐出ポート９側のオイルが出にくくなり、その結果、吐出ポート側において油圧が上昇する。また、オイルの粘性上昇によりインナーロータ２の回転に対する抵抗力が上昇することにより、駆動シャフト６からの駆動トルク、すなわち駆動ギア５が従動ギア４を回転させようとする力の一部が、インナーロータ２の中心Ｏ_Xをその回転方向（図３の矢印Ｒ方向）に動かす力（駆動トルクに依存する力）として働く。このように低温時には、油圧及びこの駆動トルクに依存する力により、インナーロータ２の中心位置Ｏ_Xは回転方向（図３の矢印Ｒ方向）に移動しようとする。これに対して、前述したようにトーションスプリング８は、この回転方向（図３の矢印Ｒ方向）とは反対方向に付勢力を作用させており、従って、この三つの力のバランスが取れた位置においてインナーロータ２の中心位置Ｏ_Xは安定することになる。

図４にはこのように移動するインナーロータ２の中心位置Ｏ_Xとアウターロータ３の中心位置Ｏ_Yとの関係が示されている。まず、図４（ａ）は、インナーロータ２の中心位置Ｏ_Xとアウターロータ３の中心位置Ｏ_Yとが水平状態にある場合（偏心角度θが０°の場合）であり、吐出ポート９及び吸込ポート１０とセル１１の形状との関係から、この位置において最大吐出量を得ることができる。

一方、前述したように低温時において油圧及び駆動トルクに依存する力が増すことにより、インナーロータ２の中心位置Ｏ_Xが移動し、図４（ｂ）から（ｄ）に示すように偏心角度θも変化していく。なお、図４（ｂ）は偏心角度３０°の場合、図４（ｃ）は偏心角度６０°の場合、図４（ｄ）は偏心角度９０°の場合を示している。

なお、このインナーロータ２の中心位置Ｏ_Xの移動の際、カム７はその軸部７ａでインナーロータ２の中心に形成された円形孔２ａを支持しながら、ディスク７ｂの中心（アウターロータ３の中心Ｏ_Y）を中心として回転することになる。一方、前述したように、ディスク７ｂの側方には凸部７ｃが形成されており、この凸部７ｃに対応して前部ハウジング１Ａには溝部１ｃが形成されている。このため、インナーロータ２の中心位置Ｏ_Xが図４（ａ）から（ｄ）までの範囲で、すなわち偏心角度０°から９０°までの範囲で移動可能なように、この溝部１ｃは、１／４円の円周形状（中心角９０°の扇形の円周形状）をしており、これに凸部７ｃが係合している。これにより、偏心角度０°から９０°までの範囲にインナーロータ２の中心Ｏ_Xの移動が規制されることになる。

そして、この偏心角度θの変化に伴い、吐出ポート９及び吸込ポート１０に対するセル１１の形状も変化し、これにより吐出量が減少していく。特に図４（ｄ）の偏心角度９０°の場合においては、その吐出量は０となる。すなわち、初期状態（常温時）を偏心角度０°の位置にしておけば、温度変化により粘性が上昇するとインナーロータ２の中心位置Ｏ_Xが回転方向（矢印Ｒ方向）に移動し、その結果、吐出量も減少することになる。従って、オイルの吐出量が減少することにより、吐出ポート側の圧力を低下させることができる。

これとは反対に、温度上昇により粘性が減少していくと、油圧及び駆動トルクに依存する力が小さくなって、その結果トーションスプリング８の付勢力（ねじり弾性力）によりインナーロータ２の中心位置Ｏ_Xは、元の場所に戻ろうとする。すなわち、偏心角度θが小さくなり吐出量が増すようになる。その結果、常温或いは高温時においては最大吐出量を得ることができる。

このように、油圧と駆動トルクに依存する力と付勢力との関係に基づいてインナーロータの中心位置を移動させることにより、低温始動時における油圧上昇が抑制されると共に、常温或いは高温時においては最大吐出量を得ることができる。また、インナーロータの中心位置を移動させるための駆動・制御手段などを別途設ける必要はなく、コンパクトな構成とすることができる。

さらに、従動ギアと駆動ギアのギア比を変更することにより、吐出量を調整することも容易である。特にギア比を調整してインナーロータの回転数を大きくすれば、ロータを小さくしても単位時間当たりの吐出量を一定に保つことができ、更なるコンパクト化を図ることもできる。

〔別実施形態１〕
前述した実施形態においては、カムを介してインナーロータを付勢する付勢手段としてトーションスプリングを用いたが、もちろんこれ以外にも種々の形態が可能である。

例えば、図５に示すように、ディスク７ｂにその中心から偏心してＸ軸方向に円柱形状の突起部７ｆを形成し、この突起部７ｆの軸芯と直交し、且つ駆動ギア５の回転方向と反対方向（図５（ｂ）の矢印Ｚ方向）に付勢力が働くようにスプリング２１を配置する。かかる構成によっても、カム７の軸部７ａを介してインナーロータ２を駆動ギア５の回転方向（図５（ｂ）の矢印Ｒ方向）と反対方向に付勢することができる。ここで、図５（ａ）において図２と同様の部材については同じ付号を用いている。また、図５（ｂ）は、図５（ａ）を後部ハウジング１Ｂ側から見たときの模式図であり、本実施形態に特に関係する部材のみを示している。

なお、図５に示すように、スプリング２１と突起部７ｆとの間には円柱形状の押圧片２２が配置されており、このスプリング２１と押圧片２２とを収容する収容部２０が前部ハウジング１Ａに形成されている。また、この収容部２０の底面には開口部２０ａが設けられ、大気開放されている。もちろん押圧片２２を省略することも可能である。

そして、この構成によれば、スプリング２１をオイルポンプのロータ面に沿った方向に配置できるので、図２のようにオイルポンプの厚さ方向にトーションスプリングを配置する場合と比べ、オイルポンプの厚さを抑制することができ、よりコンパクトな構成とすることができる。

〔別実施形態２〕
前述した実施形態においては油圧と駆動トルクに依存する力と付勢力とのバランスによりインナーロータの中心位置を移動可能に構成しているが、この際、駆動トルクに依存する力は温度変化に対して感度が良いことに着目し、この力の寄与を相対的に大きくするように構成すると良い。

すなわち、前述した別実施形態１の如く付勢手段を構成した場合、前記カムの突起部と前記付勢手段との間に押圧片を備え、前記付勢手段及び前記押圧片を収容する収容部と、前記収容部と前記吐出ポートとの間を連通する連通路とを前記ハウジングに設け、前記収容部内の流体の流体圧により、前記押圧片が前記付勢手段の付勢方向に付勢されるように構成する。

かかる構成によれば、付勢手段と押圧片とを収容する収容部に対して連通路を介して吐出ポートから流体を流入させることができ、これにより、吐出ポート側の流体圧を低減させることができると共に、収容部内の流体の流体圧により付勢手段の付勢力をアシストすることができる。その結果、付勢手段からの付勢力に対抗する、吐出ポート側のセルからの流体圧及び駆動トルクに依存する力の関係において、流体圧の寄与が相対的に小さくなり、駆動トルクに依存する力の寄与を相対的に大きくすることができる。

ここで、駆動トルクに依存する力（インナーロータの中心を駆動ギアの回転方向に動かす力）は、流体の粘性が上昇するほど大きくなり、また、流体圧に比べこの粘性変化に対する感度（力の大きさの変化）も高い。従って、オイルなど温度変化に伴いその粘性が変化する流体においては、この駆動トルクに依存する力は、温度変化に対して感度が高いものとなる。そこで、前述の構成の如く、この駆動トルクに依存する力の寄与を相対的に大きくすることにより、温度変化に対する三つの力のバランスの感度を良くすることができ、その結果、温度変化によるインナーロータの中心位置の移動が早く行われることになる。すなわち、温度変化により吐出量を変化させ易くなる。

また、収容部内の流体の流体圧により、押圧片が付勢手段の付勢方向に付勢されるので、付勢手段の付勢力を小さくすることもでき、付勢手段の小型化を図ることもできる。

このように、この駆動トルクに依存する力の寄与を相対的に大きくすることにより、温度変化に対して三つの力のバランスの感度が良くなり、温度変化によるインナーロータの中心位置の移動が早く行われることになる。すなわち、温度変化により吐出量が変化し易いオイルポンプを構成することができる。

このような形態の一例として、図５において開口部２０ａを設けて大気開放をする代わりに、収容部２０と吐出ポート９との間を連通する連通路１８を前部ハウジング１Ａに設けた場合を図６に示している。すなわち、図５においては収容部２０の底面に開口部２０ａを設けて大気開放していたが、この実施形態においては収容部２０のうち押圧片２２で密封されるスプリング側収容部２０Ｓの底部に形成された連通口２０ｂが連通路１８と連通しており、これによりスプリング側収容部２０Ｓが吐出ポート９からのオイルで充填されている。

この場合、吐出ポート９にあるオイルの一部がこのスプリング側収容部２０Ｓに流入することにより、吐出ポート９側の油圧を低下させることができる。また、スプリング側収容部２０Ｓ内のオイルの油圧により、押圧片２２がスプリング２１の付勢方向（図６の矢印Ｚ方向）に付勢され、付勢力をアシストすることができる。

従って、付勢力に対抗する、吐出ポート９側のセルからの油圧及び駆動トルクに依存する力の関係において、油圧の寄与が相対的に小さくなり、駆動トルクに依存する力の寄与を相対的に大きくすることができる。また、油圧により付勢力がアシストされるので、付勢手段自体の付勢力を小さくすることもでき、付勢手段の小型化を図ることもできる。

前述の例では、スプリング側収容部２０Ｓにオイルを充填する構成としたが、これ以外の形態ももちろん可能である。例えば、図７においては、上面２３ａの径が下面２３ｂの径よりも大きい押圧片２３を用い、この押圧片２３の上面２３ａと下面２３ｂとの間に押圧片側収容部２０Ｐを形成する。そして、この押圧片側収容部２０Ｐに連通口２０ｃを形成し、さらに吐出ポート９と連通する連通路１９を前部ハウジング１Ａに形成し、これにより押圧片側収容部２０Ｐにオイルを充填させる。

このような構成によっても、吐出ポート９側の油圧を低下させることができる。また、上面２３ａの径が下面２３ｂの径よりも大きいので、押圧片側収容部２０Ｐ内のオイルの油圧により、押圧片２３がスプリング２１の付勢方向（図７の矢印Ｚ方向）に付勢され、付勢力をアシストすることができる。従って、油圧と駆動トルクに依存する力との関係において、後者の寄与を相対的に大きくすることができる。また、油圧により付勢力がアシストされるので、付勢手段自体の付勢力を小さくすることもでき、付勢手段の小型化を図ることもできる。

なお、押圧片側収容部２０Ｐと併せてスプリング側収容部２０Ｓにも吐出ポート９側のオイルを流入させ、押圧片側収容部２０Ｐ及びスプリング側収容部２０Ｓをオイルで充填させるように構成しても良い。

〔別実施形態３〕
前述した実施形態においては、例えば図４に示すように、吐出ポート９と吸入ポート１０の間にハウジング１によって形成された小仕切部１３及び大仕切部１４のうち、大仕切部１４により封止されたセル１１が形成されている。このセルはインナーロータの中心位置Ｏ_Xが移動した時においても封止されたままである。一方、インナーロータの中心位置Ｏ_Xの移動により吸入ポート１０側のセルの容量は減少するが、かかるセルにより吸入されたオイルが大仕切部１４により封止されたセルに流入した場合、この封止されたセルの容量が相対的に大きいことから、キャビテーションが発生して脈動増加による騒音発生の原因となる可能性がある。

そこで、このキャビテーションを抑制するため、この別実施形態においては、図８のような形状のインナーロータ２及びアウターロータ３を用いている。なお、図８（ａ）から（ｄ）に示す偏心角度θは、夫々図４（ａ）から（ｄ）の偏心角度に対応させてあり、図８（ａ）は偏心角度０°で最大吐出量の場合、図８（ｂ）は偏心角度３０°の場合、図８（ｃ）は偏心角度６０°の場合、図８（ｄ）は偏心角度９０°の場合を示している。

図８に示すように、この別実施形態におけるインナーロータ２及ぶアウターロータ３は、インナーロータ２の中心位置Ｏ_Xが最大吐出量となる偏心角度０°の位置において、大仕切部１４により封止されたセル１１が形成されており、このインナーロータ２の中心位置Ｏ_Xとアウターロータ３の中心位置Ｏ_Yとを結ぶ直線で分けられた各側において、インナーロータ２の外歯の少なくとも１つがアウターロータ３と離間している。すなわち、図４に示すように、インナーロータ２の外歯が全てアウターロータ３と接触している状態とはならない。

このような形状とすることにより、図８（ａ）の最大吐出量の場合において、インナーロータ２の外歯とアウターロータ３の内歯と大仕切部１４とで封止されたセル１１が、図８（ｂ）から（ｄ）のようにインナーロータ２の中心位置Ｏ_Xが移動した時には、もはや封止されず、吐出ポート９或いは吸入ポート１０側のセルと連通することになる。すなわち、大仕切部１４の吐出ポート９側或いは吸入ポート１０側の端部上において、インナーロータ２の外歯とアウターロータ３の内歯とが離間することにより、大仕切部１４により封止されるセルが形成されず、吐出ポート９或いは吸入ポート１０と連通することにより、キャビテーションの発生を抑制することができる。なお、かかる連通は吐出量の減少につながるが、そもそもインナーロータ２の中心位置Ｏ_Xの移動は吐出量を減少させることを目的としており、必要な吐出量を得るためには各歯の離間量などを適宜調整すれば良い。

図９から図１１には、図８に示すインナーロータ２及びアウターロータ３の歯形形状を形成するための説明図が示されている。まず、図９及び図１０は、図８のインナーロータ２を形成するための説明図である。このうち図９は、サイクロイド曲線によって構成された歯形形状に対して周方向への変形を施した変形後の歯形形状を示したものであり、図１０は、周方向への変形後の歯形形状に対して径方向への変形を施した変形後の歯形形状を示したものである。

図９には、サイクロイド曲線によって構成された歯形形状Ｕ’_Cのうち歯先形状Ｕ’_1C及び歯溝形状Ｕ’_2Cが点線で示されている。また、このサイクロイド曲線の基礎円半径をＲ_a、外転円半径をＲ_a1、内転円半径をＲ_a2とすると、歯先形状Ｕ’_1Cと内接する歯先円Ａ₁の半径はＲ_a＋２Ｒ_a1、歯溝形状Ｕ’_2Cと外接する歯溝円Ａ₂の半径はＲ_a−２Ｒ_a2で表すことができる。このように、半径Ｒ_a1の外転円によるサイクロイド曲線によって歯先形状Ｕ’_1Cが、半径Ｒ_a2の内転円によるサイクロイド曲線によって歯溝形状Ｕ’_2Cが形成されている。

なお、このような基礎円半径をＲ_a、外転円半径をＲ_a1、内転円半径をＲ_a2とする周知のサイクロイド曲線の座標は、以下の式により表すことができる。

Ｘ₁₀＝（Ｒ_a＋Ｒ_a1）×ｃｏｓθ₁₀
−Ｒ_a1×ｃｏｓ〔｛（Ｒ_a＋Ｒ_a1）／Ｒ_a1｝×θ₁₀〕 式（１）
Ｙ₁₀＝（Ｒ_a＋Ｒ_a1）×ｓｉｎθ₁₀
−Ｒ_a1×ｓｉｎ〔｛（Ｒ_a＋Ｒ_a1）／Ｒ_a1｝×θ₁₀〕 式（２）
Ｘ₂₀＝（Ｒ_a−Ｒ_a2）×ｃｏｓθ₂₀
＋Ｒ_a2×ｃｏｓ〔｛（Ｒ_a2−Ｒ_a）／Ｒ_a2｝×θ₂₀〕 式（３）
Ｙ₂₀＝（Ｒ_a−Ｒ_a2）×ｓｉｎθ₂₀
＋Ｒ_a2×ｓｉｎ〔｛（Ｒ_a2−Ｒ_a）／Ｒ_a2｝×θ₂₀〕 式（４）
Ｒ_a＝ｎ×（Ｒ_a1＋Ｒ_a2） 式（５）

ここで、インナーロータの中心Ｏ₁を通る直線をＸ座標軸、Ｘ座標軸と直交しインナーロータの中心Ｏ₁を通る直線をＹ座標軸とし、式（１）から（５）において、θ₁₀は外転円の中心とインナーロータの中心Ｏ₁とを通る直線がＸ座標軸となす角度、θ₂₀は内転円の中心とインナーロータの中心Ｏ₁とを通る直線がＸ座標軸となす角度、（Ｘ₁₀、Ｙ₁₀）は外転円により形成されるサイクロイド曲線の座標、（Ｘ₂₀、Ｙ₂₀）は内転円により形成されるサイクロイド曲線の座標である。

そして、この歯先円Ａ₁の半径Ｒ_a＋２Ｒ_a1と歯溝円Ａ₂の半径Ｒ_a−２Ｒ_a2との間の距離を維持しつつ、周方向へ所定の変形率で変形することにより、変形された歯形形状Ｕ_Cを得ることができる。図９では、基礎円半径Ｒ_aの外側、すなわち歯先形状Ｕ’_1Cが変形される場合は第１の変形率γ₁＝θ_1C／θ’_1Cで変形され、基礎円半径Ｒ_aの内側、すなわち歯溝形状Ｕ’_2Cが変形される場合は第２の変形率γ₂＝θ_2C／θ’_2Cで変形される。このように、この変形率は、インナーロータの中心Ｏ₁と歯先形状（或いは歯溝形状）を構成する曲線の一方の端部とを結ぶ半直線と、インナーロータの中心Ｏ₁と当該曲線の他方の端部とを結ぶ半直線とが成す角度の変形前後の比率である。かかる周方向への変形により、変形された歯形形状Ｕ_C（歯先形状Ｕ_1C及び歯溝形状Ｕ_2C）が得られる。なお、この周方向への変形前後のインナーロータの歯数を夫々ｎ’及びｎとすると、ｎ’×（θ’_1C＋θ’_2C）＝ｎ×（θ_1C＋θ_2C）という関係式が成立する。

ここで、歯形形状Ｕ’_Cから歯形形状Ｕ_Cを得るための変換式は、この変形率γ₁或いはγ₂を用いることにより簡単に表すことができる。例えば、歯先形状については、周方向への変形前の歯先形状Ｕ’_1Cは上記のサイクロイド曲線（Ｘ₁₀、Ｙ₁₀）であり、周方向への変形後の歯先形状Ｕ_1Cの座標（Ｘ₁₁、Ｙ₁₁）は、以下の式（６）から（９）のように表すことができる。

Ｒ₁₁＝（Ｘ₁₀ ²＋Ｙ₁₀ ²）^1/2 式（６）
θ₁₁＝ａｒｃｃｏｓ（Ｘ₁₀／Ｒ₁₁） 式（７）
Ｘ₁₁＝Ｒ₁₁×ｃｏｓ（θ₁₁×γ₁） 式（８）
Ｙ₁₁＝Ｒ₁₁×ｓｉｎ（θ₁₁×γ₁） 式（９）

ここで、Ｒ₁₁はインナーロータの中心Ｏ₁から座標（Ｘ₁₀、Ｙ₁₀）までの距離、θ₁₁はインナーロータの中心Ｏ₁と座標（Ｘ₁₀、Ｙ₁₀）とを通る直線がＸ座標軸となす角度である。

周方向への変形後の歯溝形状Ｕ_2Cの座標（Ｘ₂₁、Ｙ₂₁）についても、周方向への変形前の歯溝形状Ｕ’_2Cである上記のサイクロイド曲線（Ｘ₂₀、Ｙ₂₀）から、変形率γ₂を用いることにより、同様にして簡単に求めることができるので、ここでは省略する。

次に、この周方向に変形された歯形形状Ｕ_Cに対して、図１０に示すような径方向の変形を行なう。まず、Ｒ_a＋２Ｒ_a1＞Ｒ_D1≧Ｒ_a≧Ｒ_D2＞Ｒ_a−２Ｒ_a2を満たす半径Ｒ_D1の円Ｄ₁の外側（歯先側）では、図１０（ａ）に示すように、以下の式（１０）から（１３）で表される座標（Ｘ₁₂、Ｙ₁₂）により形成される曲線を変形後の歯先形状とする。

Ｒ₁₂＝（Ｘ₁₁ ²＋Ｙ₁₁ ²）^1/2 式（１０）
θ₁₂＝ａｒｃｃｏｓ（Ｘ₁₁／Ｒ₁₂） 式（１１）
Ｘ₁₂＝｛（Ｒ₁₂−Ｒ_D1）×β₁₀＋Ｒ_D1｝×ｃｏｓθ₁₂ 式（１２）
Ｙ₁₂＝｛（Ｒ₁₂−Ｒ_D1）×β₁₀＋Ｒ_D1｝×ｓｉｎθ₁₂ 式（１３）

ここで、（Ｘ₁₁、Ｙ₁₁）は径方向への変形前の歯先形状Ｕ_1Cの座標、（Ｘ₁₂、Ｙ₁₂）は径方向への変形後の歯先形状Ｕ_1inの座標、Ｒ₁₂はインナーロータの中心Ｏ₁から座標（Ｘ₁₁、Ｙ₁₁）までの距離、θ₁₂はインナーロータの中心Ｏ₁と座標（Ｘ₁₁、Ｙ₁₁）とを通る直線がＸ座標軸となす角度、β₁₀は変形の為の修正係数である。

また、Ｒ_a＋２Ｒ_a1＞Ｒ_D1≧Ｒ_a≧Ｒ_D2＞Ｒ_a−２Ｒ_a2を満たす半径Ｒ_D2の円Ｄ₂の内側（歯溝側）では、図１０（ｂ）に示すように、以下の式（１４）から（１７）で表される座標（Ｘ₂₂、Ｙ₂₂）により形成される曲線を変形後の歯溝形状とする。

Ｒ₂₂＝（Ｘ₂₁ ²＋Ｙ₂₁ ²）^1/2 式（１４）
θ₂₂＝ａｒｃｃｏｓ（Ｘ₂₁／Ｒ₂₂） 式（１５）
Ｘ₂₂＝｛Ｒ_D2−（Ｒ_D2−Ｒ₂₂）×β₂₀｝×ｃｏｓθ₂₂ 式（１６）
Ｙ₂₂＝｛Ｒ_D2−（Ｒ_D2−Ｒ₂₂）×β₂₀｝×ｓｉｎθ₂₂ 式（１７）

ここで、（Ｘ₂₁、Ｙ₂₁）は径方向への変形前の歯溝形状Ｕ_2Cの座標、（Ｘ₂₂、Ｙ₂₂）は径方向への変形後の歯溝形状Ｕ_2inの座標、Ｒ₂₂はインナーロータの中心Ｏ₁から座標（Ｘ₂₁、Ｙ₂₁）までの距離、θ₂₂はインナーロータの中心Ｏ₁と座標（Ｘ₂₁、Ｙ₂₁）とを通る直線がＸ座標軸となす角度、β₂₀は変形の為の修正係数である。

すなわち、図１０（ａ）に示す径方向への変形により歯先形状Ｕ_1Cから歯先形状Ｕ_1inが得られ、図１０（ｂ）に示す径方向への変形により歯溝形状Ｕ_2Cから歯溝形状Ｕ_2inが得られる。このようにサイクロイド曲線によって構成された歯形形状Ｕ’に対して、上述した周方向への変形及び径方向への変形を行うことにより、変形されたサイクロイド曲線によって構成されたインナーロータの歯形形状Ｕ_in（歯先形状Ｕ_1in及び歯溝形状Ｕ_2in）を得ることができ、図８に示すインナーロータの外歯形状を形成することができる。

このインナーロータと噛み合うアウターロータは、サイクロイド曲線により形成されたアウターロータの歯形に対して、上述したインナーロータと同様に周方向及び径方向の変形を施すことにより形成することができる。以下にその概略を示す。まず、変形前のアウターロータについて、基礎円半径をＲ_b、外転円半径をＲ_b1、内転円半径をＲ_b2とする周知のサイクロイド曲線の座標は、以下の式により表すことができる。

Ｘ₃₀＝（Ｒ_b＋Ｒ_b1）ｃｏｓθ₃₀
−Ｒ_b1×ｃｏｓ〔｛（Ｒ_b＋Ｒ_b1）／Ｒ_b1｝×θ₃₀〕 式（１８）
Ｙ₃₀＝（Ｒ_b＋Ｒ_b1）ｓｉｎθ₃₀
−Ｒ_b1×ｓｉｎ〔｛（Ｒ_b＋Ｒ_b1）／Ｒ_b1｝×θ₃₀〕 式（１９）
Ｘ₄₀＝（Ｒ_b−Ｒ_b2）ｃｏｓθ₄₀
＋Ｒ_b2×ｃｏｓ〔｛（Ｒ_b2−Ｒ_b）／Ｒ_b2｝×θ₄₀〕 式（２０）
Ｙ₄₀＝（Ｒ_b−Ｒ_b2）ｓｉｎθ₄₀
＋Ｒ_b2×ｓｉｎ〔｛（Ｒ_b2−Ｒ_b）／Ｒ_b2｝×θ₄₀〕 式（２１）
Ｒ_b＝（ｎ＋１）×（Ｒ_b1＋Ｒ_b2） 式（２２）

ここで、アウターロータの中心Ｏ₂を通る直線をＸ座標軸、Ｘ座標軸と直交しアウターロータの中心Ｏ₂を通る直線をＹ座標軸とし、式（１８）から（２２）において、θ₃₀は外転円の中心とアウターロータの中心Ｏ₂とを通る直線がＸ座標軸となす角度、θ₄₀は内転円の中心とアウターロータの中心Ｏ₂とを通る直線がＸ座標軸となす角度、（Ｘ₃₀、Ｙ₃₀）は外転円によるサイクロイド曲線の座標、（Ｘ₄₀、Ｙ₄₀）は内転円によるサイクロイド曲線の座標である。

ここで、歯溝円Ｂ₁の半径はＲ_b＋２Ｒ_b1、歯先円Ｂ₂の半径はＲ_b−２Ｒ_b2であり、この歯溝円Ｂ₁と歯先円Ｂ₂との間の距離を維持しつつ、周方向へ所定の変形率で変形することにより、周方向へ変形された歯形形状を得ることができる。所定の変形率としては、基礎円半径Ｒ_bの外側（歯溝形状）が変形される場合は第３の変形率δ₃＝θ_3C／θ’_3C、基礎円半径Ｒ_bの内側（歯先形状）が変形される場合は第４の変形率δ₄＝θ_4C／θ’_4Cとすることができる。この角度θ_3Cなどの定義については、インナーロータの場合と同様であり、従ってこの変形率は、アウターロータの中心Ｏ₂と歯先形状（或いは歯溝形状）を構成する曲線の一方の端部とを結ぶ半直線と、アウターロータの中心Ｏ₂と当該曲線の他方の端部とを結ぶ半直線とが成す角度の変形前後の比率である。かかる変形により、周方向へ変形された歯形形状が得られる。なお、この周方向への変形前後のアウターロータの歯数を夫々（ｎ’＋１）及び（ｎ＋１）とすると、（ｎ’＋１）×（θ’_3C＋θ’_4C）＝（ｎ＋１）×（θ_3C＋θ_4C）という関係式が成立する。

この周方向へ変形された歯形形状を得るための変換式は、インナーロータにおいて説明したとおり、変形率δ₃或いはδ₄を用いることにより簡単に表すことができる。例えば、歯溝形状については、周方向への変形前の歯溝形状は上記のサイクロイド曲線（Ｘ₃₀、Ｙ₃₀）であり、周方向への変形後の歯溝形状の座標（Ｘ₃₁、Ｙ₃₁）は、以下の式（２３）から（２６）のように表すことができる。

Ｒ₃₁＝（Ｘ₃₀ ²＋Ｙ₃₀ ²）^1/2 式（２３）
θ₃₁＝ａｒｃｃｏｓ（Ｘ₃₀／Ｒ₃₁） 式（２４）
Ｘ₃₁＝Ｒ₃₁×ｃｏｓ（θ₃₁×δ₃） 式（２５）
Ｙ₃₁＝Ｒ₃₁×ｓｉｎ（θ₃₁×δ₃） 式（２６）

ここで、Ｒ₃₁はアウターロータの中心Ｏ₂から座標（Ｘ₃₀、Ｙ₃₀）までの距離、θ₃₁はアウターロータの中心Ｏ₂と座標（Ｘ₃₀、Ｙ₃₀）とを通る直線がＸ座標軸となす角度である。なお、周方向への変形後の歯先形状の座標（Ｘ₄₁、Ｙ₄₁）についても、周方向への変形前の歯先形状である上記のサイクロイド曲線（Ｘ₄₀、Ｙ₄₀）から、変形率δ₄を用いることにより、同様にして簡単に求めることができるので、ここでは省略する。

次に、この周方向へ変形された歯形形状に対して、径方向への変形を行なう。まず、Ｒ_b＋２Ｒ_b1＞Ｒ_D3≧Ｒ_b≧Ｒ_D4＞Ｒ_b−２Ｒ_b2を満たす半径Ｒ_D3の円Ｄ₃の外側（歯溝側）では、以下の式（２７）から（３０）で表される座標（Ｘ₃₂、Ｙ₃₂）により形成される曲線を変形後の歯溝形状とする。

Ｒ₃₂＝（Ｘ₃₁ ²＋Ｙ₃₁ ²）^1/2 式（２７）
θ₃₂＝ａｒｃｃｏｓ（Ｘ₃₁／Ｒ₃₂） 式（２８）
Ｘ₃₂＝｛（Ｒ₃₂−Ｒ_D3）×β₃₀＋Ｒ_D3｝×ｃｏｓθ₃₂ 式（２９）
Ｙ₃₂＝｛（Ｒ₃₂−Ｒ_D3）×β₃₀＋Ｒ_D3｝×ｓｉｎθ₃₂ 式（３０）

ここで、（Ｘ₃₁、Ｙ₃₁）は径方向への変形前の歯溝形状の座標、（Ｘ₃₂、Ｙ₃₂）は径方向への変形後の歯溝形状の座標、Ｒ₃₂はアウターロータの中心Ｏ₂から座標（Ｘ₃₁、Ｙ₃₁）までの距離、θ₃₂はアウターロータの中心Ｏ₂と座標（Ｘ₃₁、Ｙ₃₁）とを通る直線がＸ座標軸となす角度、β₃₀は変形の為の修正係数である。

また、Ｒ_b＋２Ｒ_b1＞Ｒ_D3≧Ｒ_b≧Ｒ_D4＞Ｒ_b−２Ｒ_b2を満たす半径Ｒ_D4の円Ｄ₄の内側（歯先側）では、以下の式（３１）から（３４）で表される座標（Ｘ₄₂、Ｙ₄₂）により形成される曲線を変形後の歯先形状とする。

Ｒ₄₂＝（Ｘ₄₁ ²＋Ｙ₄₁ ²）^1/2 式（３１）
θ₄₂＝ａｒｃｃｏｓ（Ｘ₄₁／Ｒ₄₂） 式（３２）
Ｘ₄₂＝｛Ｒ_D4−（Ｒ_D4−Ｒ₄₂）×β₄₀｝×ｃｏｓθ₄₂ 式（３３）
Ｙ₄₂＝｛Ｒ_D4−（Ｒ_D4−Ｒ₄₂）×β₄₀｝×ｓｉｎθ₄₂ 式（３４）

ここで、（Ｘ₄₁、Ｙ₄₁）は径方向への変形前の歯先形状の座標、（Ｘ₄₂、Ｙ₄₂）は径方向への変形後の歯先形状の座標、Ｒ₄₂はアウターロータの中心Ｏ₂から座標（Ｘ₄₁、Ｙ₄₁）までの距離、θ₄₂はアウターロータの中心Ｏ₂と座標（Ｘ₄₁、Ｙ₄₁）とを通る直線がＸ座標軸となす角度、β₄₀は変形の為の修正係数である。

さらに、このアウターロータは上記のインナーロータと次の式（３５）から（３９）の関係を満たすように形成される。

Ｒ_a＝ｎ×（Ｒ_a1×γ₁＋Ｒ_a2×γ₂） 式（３５）
Ｒ_b＝（ｎ＋１）×（Ｒ_b1×δ₃＋Ｒ_b2×δ₄） 式（３６）
Ｒ_b＝Ｒ_a＋Ｒ_a1＋Ｒ_a2＋Ｈ１ 式（３７）
Ｒ_b2＝Ｒ_a2＋Ｈ２ 式（３８）
ｅ＝Ｒ_a1＋Ｒ_a2＋Ｈ３ 式（３９）

ここで、ｅはインナーロータの中心Ｏ₁とアウターロータの中心Ｏ₂との距離（偏心量）、Ｈ１、Ｈ２、Ｈ３はアウターロータがクリアランスをもって回動するための補正値である。

なお、アウターロータの歯形形状については、上述した方法の他にも、以下に示す任意の形状のインナーロータと好適に噛み合うアウターロータの歯形形状の形成方法を用いて形成することもできる。この形成方法は、インナーロータを、その中心から所定距離ｅ離間した位置を中心とした前記所定距離と同一の半径ｅの円Ｆの円周上を角速度ωで公転させると共に、公転方向とは逆の回転方向に前記公転の角速度ωの１／ｎ倍の角速度ω／ｎで自転させて形成される包絡線について、前記円Ｆの中心から公転開始時の前記インナーロータの中心を見た角度を公転角度０方向として、少なくとも、前記包絡線と前記公転角度０方向の軸との交差部分近傍を外径方向に変形すると共に、前記包絡線と前記インナーロータの公転角度π／（ｎ＋１）方向の軸との交差部分近傍を外径方向に変形し、かつ、公転角度０以上π／（ｎ＋１）以下で定められる領域に含まれる部分を部分包絡線として抽出し、前記部分包絡線を前記円Ｆの中心を基点として公転方向に微小角度α回転すると共に、前記領域外に延出した箇所を切り取り、かつ、前記部分包絡線と前記公転角度０方向の軸との間に生じる隙間を接続して修正部分包絡線を形成し、前記修正部分包絡線を前記公転角度０方向の軸に対して線対称に複写して部分歯形を形成し、さらに、前記部分歯形を前記円Ｆの中心を基点として、角度２π／（ｎ＋１）ずつ回転複写して形成するものである。

このようにしてアウターロータの歯形形状を形成する場合の例を、図１１を用いて説明する。図１１（ａ）に示すように、インナーロータ２の中心Ｏ₁を通る直線をＸ座標軸、Ｘ座標軸と直交しインナーロータ２の中心Ｏ₁を通る直線をＹ座標軸、インナーロータ２の中心Ｏ₁を原点とする。また、インナーロータ２の中心Ｏ₁から所定距離ｅ離間した位置として座標（ｅ，０）をとり、この座標（ｅ，０）を中心とした半径ｅの円を円Ｆとする。

まず、インナーロータ２の中心Ｏ₁をこの円Ｆの円周上に沿って角速度ωで時計周りに公転させると共に、反時計周りに角速度ω／ｎ（ｎはインナーロータの歯数）で自転させると図１１（ａ）に示すように、包絡線Ｚ₀を形成することができる。なお、図１１においては、円Ｆの中心（ｅ，０）から公転開始時のインナーロータ２の中心Ｏ₁を見た角度、すなわちＸ座標軸の負方向を公転角度０方向として、時計周りの回転に対して値が増加するように公転角度をとっている。

そして、この包絡線Ｚ₀について、本実施形態においては、少なくとも、包絡線Ｚ₀と公転角度０方向の軸との交差部分近傍を外径方向に変形すると共に、包絡線Ｚ₀と公転角度θ₂（＝π／（ｎ＋１））方向の軸との交差部分近傍を、公転角度０方向の軸との交差部分近傍における外径方向の変形よりも小さく外径方向に変形した曲線を得るため、次のような操作を行なう。すなわち、インナーロータ２の中心Ｏ₁を円Ｆの円周上に沿って自転させながら公転させるとき、公転角度０以上θ₁以下の間は、インナーロータ２の歯先形状を拡張修正係数β₁で外径方向に変形し、公転角度θ₁以上２πの間は、インナーロータ２の歯先形状を拡張修正係数β₂で外径方向に変形させる。

かかる操作により、図１１（ａ）に示すように、インナーロータ２が点線Ｉ₀の位置にあるときには、拡張修正係数β₁により外径方向に変形され、点線I₁の位置にあるときには、拡張修正係数β₂によりβ₁の場合より小さく外径方向に変形されるので、この場合に得られる包絡線Ｚ₁は、包絡線Ｚ₀と比べて、公転角度０方向の軸との交差部分近傍が外径方向に変形すると共に、公転角度θ₂方向の軸との交差部分近傍が公転角度０方向の軸との交差部分近傍における外径方向の変形よりも小さく外径方向に変形した形状となる。なお、本実施形態においては、拡張修正係数β₂の値が拡張修正係数β₁の値よりも小さい場合を説明したが、拡張修正係数β₂の値と拡張修正係数β₁の値とは、この関係にとらわれることなく任意に設定できる。

次に、図１１（ｂ）に示すように、この包絡線Ｚ₁のうち、公転角度０以上θ₂以下の角度で定められる領域Ｗ（公転角度０方向の軸と公転角度θ₂方向の軸との間の領域）に含まれる部分を部分包絡線ＰＺ₁として抽出する。

そして、抽出された部分包絡線ＰＺ₁を円Ｆの中心（ｅ，０）を基点として公転方向に微小角度α回転すると共に、回転により領域Ｗ外に延出した箇所を切り取り、かつ、部分包絡線ＰＺ₁と公転角度０方向の軸との間に生じる隙間Ｇを接続して修正部分包絡線ＭＺ₁を形成する。なお、この実施形態では隙間Ｇを直線で接続しているが、直線に限らず曲線で接続しても良い。

さらに、この修正部分包絡線ＭＺ₁を公転角度０方向の軸に対して線対称に複写して部分歯形ＰＴを形成し、この部分歯形ＰＴを円Ｆの中心（ｅ，０）を基点として、角度２π／（ｎ＋１）ずつ回転複写することにより、アウターロータ３の歯形形状が形成される。

包絡線Ｚ₀を変形した上記の如く構成された包絡線Ｚ₁を用いてアウターロータを形成することにより、インナーロータ２とアウターロータ３の間の適正なクリアランスが確保される。また、部分包絡線ＰＺ₁を微小角度αで回転することにより、適正なバックラッシュを得ることができる。これにより、変形したインナーロータ２と円滑に噛み合い回転するアウターロータ３を得ることができる。

なお、ここではサイクロイド曲線に対して周方向及び径方向の変形を施したが、もちろんサイクロイド曲線以外にもトロコイド曲線などその他の数学曲線を用いて形成された歯形に対して、上述したような変形を施しても良い。また、周方向或いは径方向のいずれか一方の変形を施すようにしても良いし、歯先側或いは歯溝側のいずれか一方に変形を施すようにしても良い。

本実施形態に係るオイルポンプの一部の構成部材の分解斜視図 本実施形態に係るオイルポンプの側面断面図 図２のIII−III位置における正面断面図 アウターロータとインナーロータの偏心角度の変化を説明する説明図 別実施形態１に係るオイルポンプの断面図 別実施形態２に係るオイルポンプの説明図 別実施形態２に係るオイルポンプの説明図 別実施形態３に係るオイルポンプのロータの説明図 インナーロータを形成するための説明図（周方向への変形） インナーロータを形成するための説明図（径方向への変形） アウターロータを形成するための説明図

符号の説明

ＯＰ オイルポンプ
１ ハウジング
１Ａ 前部ハウジング
１Ｂ 後部ハウジング
２ インナーロータ
２ａ 円形孔（凹部）
３ アウターロータ
４ 従動ギア
５ 駆動ギア
６ 駆動シャフト
７ カム
７ａ 軸部
７ｆ 突起部
８ トーションスプリング（付勢手段）
９ 吐出ポート
１０ 吸込ポート
１１ セル
１３ 小仕切部
１４ 大仕切部
２１ スプリング（付勢手段）
２２、２３ 押圧片
１８、１９ 連通路
２０Ｓ スプリング側収容部
２０Ｐ 押圧片側収容部

Claims (4)

1. 外歯が形成されたインナーロータと、前記インナーロータの外歯と噛み合う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及び流体が吐出される吐出ポートが形成されたハウジングとを備え、
   両ロータが噛み合って回転するとき、前記両ロータの歯面間に形成されるセルの容積変化によって流体を吸入及び吐出して流体を搬送するオイルポンプであって、
   前記インナーロータの一方の面に中心軸に沿って延設された従動ギアと、前記従動ギアと噛み合い、且つ噛み合い位置における両ギア間の偏心量が前記両ロータ間の偏心量と同一となるように、前記アウターロータの中心軸上にその中心を有する駆動ギアと、前記駆動ギアの中心軸に沿って延設された駆動シャフトとが備えられると共に、
   前記インナーロータの他方の面の中心に凹部又は凸部が形成され、前記凹部又は前記凸部に嵌入する軸部又は軸受部を有するカムと、前記カムを介して前記インナーロータを前記駆動ギアの回転方向とは逆方向に付勢する付勢手段とが備えられており、
   前記インナーロータの中心位置が、前記セルからの流体圧と前記駆動シャフトからの駆動トルクに依存する力と前記付勢手段からの付勢力との関係に基づいて、前記偏心量を半径とした円の円周上に沿って移動可能に構成されているオイルポンプ。
2. 前記インナーロータの中心位置が前記流体の吐出量が最大となる位置において、前記吸入ポートと前記吐出ポートとの間に設けられた仕切部により封止されたセルが形成され、
   前記インナーロータの中心位置と前記アウターロータの中心位置とを結ぶ直線で分けられた各側において、前記インナーロータの外歯の少なくとも１つが前記アウターロータと離間している請求項１に記載のオイルポンプ。
3. 前記付勢手段は、前記インナーロータの中心軸方向に配置されたトーションスプリングで構成されている請求項１又は２に記載のオイルポンプ。
4. 前記カムに前記インナーロータの中心軸方向の突起部が延設され、
   前記付勢手段は、前記インナーロータの中心軸方向と直交する方向に配置され、前記突起部を付勢するように構成されている請求項１又は２に記載のオイルポンプ。

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