JP3943826B2

JP3943826B2 - オイルポンプ

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Publication number: JP3943826B2
Application number: JP2000341375A
Authority: JP
Inventors: 靖渡辺; 秀明大西
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2000-11-09
Filing date: 2000-11-09
Publication date: 2007-07-11
Anticipated expiration: 2020-11-09
Also published as: JP2002147367A; US6544021B2; US20020054822A1

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両の潤滑油供給や油圧アクチュエータの駆動源等として用いられるオイルポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両の潤滑油供給用のオイルポンプとして、従来、特開昭６１−１０８８８４号公報に示されるようなものが案出されている。
【０００３】
このオイルポンプはトロコイド型のポンプであり、駆動回転するインナロータの周域にアウターロータが偏心して配置され、このインナロータの外周面とアウタロータの内周面にトロコイド曲線を基調とした外歯と内歯が夫々形成されている。そして、インナロータとアウタロータは、アウタロータ側の内歯がインナロータ側の外歯よりも一つ分歯数が多く形成され、両者の歯面間に形成される複数のポンプ室が、インナロータの駆動回転によって円周方向に移動しつつその容積を増減変化させるようになっている。
【０００４】
また、インナロータとアウタロータの側部はハウジング側の固定側壁によって閉塞され、この固定側壁に形成された吸入チャンバと吐出チャンバが両ロータ間の吸入領域と吐出領域に夫々臨んで開口している。そして、固定側壁のうちの、ポンプ室の移動軌跡上でポンプ室が最大容積となる位置と最小容積となる位置の付近には、ポンプ室が吸入チャンバと吐出チャンバのいずれにも跨らない区間を作り出す最大容積側仕切領域と最小容積側仕切領域とが設けられているが、吐出チャンバの最大容積側仕切領域に向かう端部には、吐出チャンバの一般部に比較して小断面の薄溝が所定長さに亙って形成されている。
【０００５】
以下、この部分の機能について図９〜図１１によって説明する。
【０００６】
この公報に記載のオイルポンプは、図９に示すように、固定側壁１の吐出チャンバ２の端部に最大容積側仕切領域３に向かって小断面の薄溝４を所定長さに亙って形成したことにより、吐出チャンバ２の一般部の圧力Ｐ₁に対して薄溝４の先端部の圧力Ｐ₃を減圧し、ポンプが高速回転時にあるときにおける吐出チャンバ２からポンプ室５への急激な圧力導入を抑制して、異音や振動、エロージョン等の発生を防止できるようにしたものである。
【０００７】
即ち、ポンプが高速回転時にあるときには、ポンプ室５は最大容積側仕切領域３で負圧となり、その結果、そのときのポンプ室５の圧力は吐出チャンバ２の圧力よりも低くなり、しかも、ポンプ室５内にはキャビテーションが起こり気泡６が発生し始めている。ここで、今、図９における吐出チャンバ２の一般部の薄溝４の基端部に近接する所定位置をＸ₁、薄溝４の基端部と先端部の各位置を夫々Ｘ₂，Ｘ₃、最大容積側仕切領域３の薄溝４の先端部に近接する所定位置をＸ₄とすると、図１０に示すように吐出チャンバ２に薄溝４をまったく形成しない場合には、位置Ｘ₂，Ｘ₃における圧力は位置Ｘ₁の圧力Ｐ₁と等しくなり、ポンプ室５が吐出チャンバ２に開口する瞬間の圧力差ΔＰ₀は、一般部の圧力Ｐ₁と最大容積側仕切領域３での圧力Ｐ₄の差Ｐ₁−Ｐ₄となる（図１１の特性（ア）参照。）。
【０００８】
これに対し、図９に示す前記公報に記載のポンプの場合、吐出チャンバ２の一般部（位置Ｘ₁）の圧力Ｐ₁に比較して薄溝４の基端部（位置Ｘ₂）の圧力Ｐ₂は低く、薄溝４の先端部（位置Ｘ₃）の圧力Ｐ₃はこれよりもさらに低くなっており、ポンプ室５が吐出チャンバ２（薄溝４）に開口する瞬間の圧力差ΔＰ₁＝Ｐ₃−Ｐ₄は薄溝４による減圧分だけ低くなる（図１１の特性（ウ）参照。）。したがって、このポンプの場合、ポンプ室５が吐出チャンバ２（薄溝４）に開口した瞬間における同チャンバ２内の急激な圧力変動が生じなくなり、この圧力変動によってポンプ室５内のキャビテーションによる気泡６が急激に押し潰され異音や振動等を発生する不具合は解消される。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、この従来のオイルポンプの場合、高速回転時における異音や振動等の問題は薄溝４を設けたことによって改善されるものの、ポンプが低・中速回転にあるときには、ポンプ室５が最大容積側仕切領域３から吐出チャンバ２部分に移動する間に、ポンプ室５から吐出チャンバ２に押し出されようとするオイルに薄溝４が絞りとして作用し、ポンプ室５の圧力が増大して駆動馬力の大きな損失をもたらす。
【００１０】
即ち、ポンプが低・中速回転にあるときには、最大容積側仕切領域３においてポンプ室５内は負圧にならず、この状態からポンプ室５が同領域３から吐出チャンバ２に移動しようとすると、このときポンプ室５から吐出チャンバ２に吐出されるオイルの流量が小断面の薄溝４によって絞られ、ポンプ室５の内部の圧力が増大して、その圧力がポンプの回転に対して抵抗となる。したがって、薄溝４がない場合には、図１２の（エ）の特性のようにポンプ回転速度の上昇に対して消費馬力はほぼ線形的に変化するはずであるが、薄溝４がある場合には、同図の（オ）の特性のように、ポンプの低・中速回転時における消費馬力が（エ）の特性に対して全体的に上昇してしまう。
【００１１】
このポンプ低・中速回転時における消費馬力の増大は薄溝４の断面積を拡大することによって解決されるものであるが、薄溝４の断面積を広げると、今度はポンプ高速回転時における薄溝４による減圧効果が低下し（図１１の特性（イ）参照。）、異音や振動、エロージョン等の発生する可能性が高まってしまう。したがって、この相反する二つの問題を同時に解決することが望まれている。
【００１２】
そこで本発明は、ポンプ高速回転時における異音や振動、エロージョン等の抑制と、ポンプ低・中速回転時における消費馬力の低減とを高いレベルで両立させることのできるオイルポンプを提供しようとするものである。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
上述した課題を解決するための手段として、請求項１に記載の発明は、両側部をハウジング内の固定側壁で閉塞された状態で駆動回転され、円周方向に設けられた複数のポンプ室を回転方向に移動させつつその容積を増減変化させるポンプ本体と、前記固定側壁に、ポンプ本体の吸入領域と吐出領域に夫々臨んで形成された吸入チャンバ及び吐出チャンバと、前記固定側壁の、ポンプ室の移動軌跡上でポンプ室が最大容積となる位置の付近に設けられ、ポンプ室が吸入チャンバと吐出チャンバのいずれにも跨らない区間を作り出す最大容積側仕切領域と、を備えていると共に、前記ポンプ本体は、外歯と内歯を夫々有するインナロータとアウタロータを備え、前記吐出チャンバの端部に、該吐出チャンバの周方向の横断面積よりも小さい横断面積を有すると共に、最大容積側仕切領域に向かって延出して前記吐出チャンバに対して周方向反対側の端部にそれぞれ独立した終端部を有する長溝を径方向へ並列に少なくとも三本以上形成し、前記各長溝のうち、前記インナロータ側に位置する長溝を、前記アウタロータ側に位置する長溝よりも早くポンプ室に連通するように形成するようにした。
【００１４】
そして、請求項２に記載の発明は、ポンプ本体は、アウタロータの内歯がインナロータの外歯よりも一つ分歯数が多く形成されるとともに、両者が偏心状態で噛合され、インナロータとアウタロータの歯面間に形成される複数のポンプ室が、インナロータの駆動回転によって円周方向に移動しつつその容積を増減変化させるポンプ機構によって構成した。
【００１５】
この請求項１，２に記載の発明の場合、吐出チャンバの端部に最大容積側仕切領域に向かって同チャンバの横断面積よりも小さい横断面積を有する長溝を径方向へ並列に少なくとも三本以上形成したことから、個々の長溝の断面積を小さくすることによりポンプ高速回転時における減圧効果を高め、かつ、長溝全体の本数を増加して長溝の総断面積を拡大することにより、ポンプ低・中速回転時におけるポンプ室の圧力増加を抑制することが可能になる。
特に、前記各長溝のうち、前記インナロータ側に位置する長溝を、前記アウタロータ側に位置する長溝よりも早くポンプ室に連通するように形成したことから、前記インナロータ側に位置する長溝によって気泡の滞留しやすいポンプ室の径方向内側の領域に対して充分に減圧された流体圧を導入することができる。
【００１６】
請求項３に記載の発明は、複数の長溝のうちの少なくとも一つを、最大容積側仕切領域において、インナロータとアウタロータの歯先部の接点からインナロータの歯底に亙る部位が移動してくる位置に向けて形成するようにした。
【００１７】
この発明の場合、ポンプ高速回転時に遠心力と慣性力の作用によって、インナロータとアウタロータの歯先部の接点からインナロータの歯底に亙る部位に集まるキャビテーションに対して、長溝によって減圧された圧力を導入することにより、キャビテーションを速やかに消滅させることが可能になる。
【００１８】
請求項４に記載の発明は、複数の長溝のうちの少なくとも一つを、最大容積側仕切領域において、アウタロータの歯元が移動してくる位置に向けて形成するようにした。
【００１９】
この発明の場合、ポンプ低・中速回転時に遠心力によってポンプ室内の外側に押しやられるオイルを長溝を通して効率良く吐出チャンバに誘導することが可能になる。
【００２０】
請求項５に記載の発明は、最大容積側仕切領域において、アウタロータの歯元が移動してくる位置に向けて形成する長溝よりも、インナロータとアウタロータの歯先部の接点からインナロータの歯底に亙る部位が移動してくる位置に向けて形成する長溝の数を多く設定するようにした。
【００２１】
この発明の場合、ポンプ高速回転時におけるポンプ室内でのキャビテーションによる気泡の消滅をより効率的に行うことが可能になる。
【００２２】
請求項６に記載の発明は、最大容積側仕切領域において、アウタロータの歯元が移動してくる位置に向けて形成する長溝よりも、インナロータとアウタロータの歯先部の接点からインナロータの歯底に亙る部位が移動してくる位置に向けて形成する長溝の流体抵抗を大きく設定するようにした。
【００２３】
この発明の場合、ポンプ高速回転時にキャビテーションによる気泡の集まり易い部位に対してより大きな減圧効果を作用させ、ポンプ低・中速回転時にオイルが押しやられる部位は吐出チャンバへの流出をよりスムーズにすることが可能になる。
請求項７に記載の発明は、前記各長溝のうち、前記ポンプ本体の相対回転に伴いポンプ室が最大容積側仕切領域から吐出チャンバへ移動する際に前記インナロータとアウタロータの歯先部の接点よりも径方向外側に位置する長溝の横断面積に対して、前記両ロータの歯先部の接点に位置する長溝及び該長溝よりも径方向内側に位置する長溝の横断面積を小さく設定するようにした。
【００２４】
【発明の実施の形態】
次に、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
【００２５】
図１〜図４は、本発明にかかるオイルポンプを成す内接トロコイド型のポンプを示し、１０は、エンジンブロックの前端面に直接に、または、エンジンのフロントカバーに一体に取り付けられるこのポンプのハウジングである。尚、ハウジング１０は図面上は蓋部材を取り去り本体部のみが示されているが、この蓋部材をも含むものである。
【００２６】
ハウジング１０は全体がアルミ材料によって形成され、図示されるハウジング１０の本体部側には、ポンプ本体を回転可能に収容する略円形状の凹部１１と、この凹部１１の円周の相反位置に、夫々略円弧状に跨るように形成された吸入チャンバ１２及び吐出チャンバ１３とが設けられている。吸入チャンバ１２と吐出チャンバ１３はハウジング１０の本体部側の内壁に凹部１１よりも図面上奥側に窪んで形成されているが、蓋部材（図示せず。）の内壁にも本体部側と同位置に同様に形成されている。また、吸入チャンバ１２と吐出チャンバ１３は夫々ハウジング１０の吸入ポート１４と吐出ポート１５に接続され、これらのポート１４，１５を介して外部とオイルの吸排が為されるようになっている。尚、この実施形態の場合、ポンプ本体の両側部を閉塞する固定側壁はハウジング１０の本体部側の内壁と蓋部材側の内壁とによって構成されている。
【００２７】
ハウジング１０の凹部１１には、外歯１６を有するインナロータ１７と、このインナロータ１７よりも一枚分歯数の多い内歯１８を有するアウターロータ１９とが互いに偏心した状態で収容されている。このインナロータ１７とアウタロータ１９は焼結合金によって形成され、この両者１７，１９の歯面はトロコイド曲線を基調として形成されている。そして、この二つのロータ１７，１９は噛合状態において両者の歯面間に複数のポンプ室２０を形成している。
【００２８】
インナロータ１７はその内周部にエンジンのクランクシャフト（図示せず。）が結合され、このクランクシャフトを駆動軸として駆動回転される。また、アウタロータ１９はインナロータ１７の回転によって従動回転し、ポンプ室２０全体を円周方向に移動させつつ各ポンプ室２０の容積を増減変化させる。各ポンプ室２０は、その容積が増大する吸入領域において吸入チャンバ１２に連通し、逆に容積が減少する吐出領域において吐出チャンバ１３に連通する。
【００２９】
ここで、前記凹部１１の底面のうち、ポンプ室２０の移動軌跡上においてポンプ室２０の容積が最大になる位置と最小になる位置の近傍には、最大容積側仕切領域２１と最小容積側仕切領域２２とが設けられている。これらの領域２１，２２はポンプ回転中に吸入チャンバ１２と吐出チャンバ１３の両者にポンプ室２０が跨ることのないように形成されている。
【００３０】
そして、吐出チャンバ１３の仕切領域２１側の端部には、同仕切領域２１に向かって延出する所定長さの三本の長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃが形成されている。この各長溝は、例えば、図４，図５，図６に示すような方形状、半円状、三角状等の適宜断面形状に形成され、その断面積は吐出チャンバ１３に対して充分に小さく設定されている。また、各長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃの全体形状（上方から見た形状）はこの実施形態の場合、直線状に形成されている。
【００３１】
前記三本の長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃのうち中央の長溝２３ｂは、最大容積側仕切領域２１において、ポンプ回転に伴ってインナロータ１７とアウタロータ１９の歯先部近傍の接点２４が移動してくる位置に向けて形成されており、径方向内側と外側の各長溝２３ａ，２３ｃは、同仕切領域２１において、インナロータ１７の歯底部１７ａ近傍が移動してくる位置と、アウタロータ１９の歯底部１９ａ近傍が移動してくる位置とに夫々向けて形成されている。そして、この長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃのうち径方向内側の長溝２３ａと中央の長溝２３ｂは残余の長溝２３ｃに比較して小断面積に設定されている。長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃはハウジング１０に対して切削によって形成することも可能であるが、この実施形態の場合、アルミダイカストによってハウジング１０に一体に形成されている。
【００３２】
尚、図１中２５は、吐出チャンバ１３に吐出されたオイルの圧力を制御するためのレギュレータバルブである。
【００３３】
以上の構成において、エンジンの始動によってインナロータ１７が駆動回転されると、ポンプ室２０が容積を増減させつつ円周方向に移動し、吸入チャンバ１２のオイルを吐出チャンバ１３方向に連続的に送り出す。
【００３４】
各ポンプ室２０は最大容積側仕切領域２１を通過する際に吸入チャンバ１２と吐出チャンバ１３に対して非連通となり一時的に密閉状態となるが、ポンプが高速回転状態にあるときには、ポンプ回転に対して吸入が追いつかなくなることから、ポンプ室２０内はこのとき負圧状態とされる。したがって、このときポンプ室２０内にはキャビテーションによる気泡２６が発生することが多く、発生した気泡２６は、ポンプ回転に伴なう遠心力と慣性力の作用によってポンプ室２０の前方側の径方向内側領域、つまり、インナロータ１７とアウタロータ１９の歯先部近傍の接点２４からインナロータ１７の歯底１７ａに亙る部位に滞留する。
【００３５】
この状態においてポンプ室２０が吐出チャンバ１３方向にさらに移動すると、ポンプ室２０が最初に長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃの先端部に開口し、その開口が次第に長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃの基端部側に移動して最終的にポンプ室２０が吐出チャンバ１３の一般部に直接開口する。
【００３６】
そして、ポンプ室２０が最初に長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃの先端部に開口するときには、長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃの先端部を通して吐出チャンバ１３側の圧力がポンプ室２０内に導入されるが、このとき長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃの先端部にきている圧力は吐出チャンバ１３の圧力がそののままでなく、各長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃの流通抵抗によって充分に減圧された圧力となっている。したがって、ポンプ室２０が長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃに連通する瞬間には、充分に減圧された圧力がポンプ室２０内に導入されることとなり、このときキャビテーションによる気泡２６は急激に押し潰されることなく、自然に消滅する。
【００３７】
とりわけ、この実施形態においては、二つの長溝２３ａ，２３ｂがポンプ室２０内の歯先部近傍の接点２４からインナロータ１７の歯底部１７ａに亙る部位に連通するため、この部位に滞留している気泡２６を効率良く消滅させることができる。そして、この二つの長溝２３ａ，２３ｂは残余の長溝２３ｃよりも小断面積に形成されているため、気泡２６の滞留している部位に直接作用する圧力自体は充分に減圧することができる。したがって、気泡２６が急激に押し潰されることによる異音や振動、エロージョン等の発生は確実に防止される。
【００３８】
一方、ポンプが低・中速回転状態にあるときには、ポンプ室２０は充分な吸入が得られることから最大容積側仕切領域２１を通過するときに正圧となり、回転が進むにつれてポンプ室２０内の圧力は吐出チャンバ１２の圧力よりも大きくなろうとする。この状態からポンプ室２０が長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃに開口すると、ポンプ室２０内のオイルは長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃを通って吐出チャンバ１３に吐出される。このとき、長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃの総開口面積は充分に大きいため、ポンプ室２０からの排出流量は充分に確保されており、このことからポンプ室２０内の急激な圧力上昇は抑制される。したがって、このときポンプ室２０内の圧力上昇に起因する駆動馬力の損失は生じない。
【００３９】
とりわけ、この実施形態においては、ポンプ回転時に遠心力によってオイルが押しやられるアウタロータ１９の歯底部１９ａ近傍に向かって長溝２３ｃが形成され、しかも、この長溝２３ｃが他の長溝２３ａ，２３ｂに比較して大断面積に形成されているため、ポンプ低・中速回転時にはポンプ室２０から吐出チャンバ１３によりスムーズにオイルを流すことができる。
【００４０】
以上のように、このオイルポンプは、断面積を縮小する、若しくは、長さを長くする等によって個々の長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃの流通抵抗を増大させることにより、ポンプ高速回転時における圧力特性を図１１中の（ウ）のように設定してポンプ室２０が長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃに開口する瞬間における圧力差ΔＰ₁を充分に小さくすることができ、しかも、長溝の本数を増やして総開口面積を増大させることにより、ポンプ低・中速回転時における消費馬力を図１２中の（エ）の特性のように低減することができる。
【００４１】
尚、本発明の実施形態は以上で説明したものに限るものでなく、例えば、長溝は直線状に形成する代わりに、図７に示すように長溝１２３ａ〜１２３ｃを円弧状に形成したり、図８に示すように長溝２２３ａ〜２２３ｃを先端が収斂するように形成するようにしても良い。図７に示す実施形態の場合にはオイルの流れをよりスムーズにすることができ、図８に示す実施形態の場合には、ポンプ室２０から吐出チャンバ１３への排出流量を漸増させることができるという利点がある。
【００４２】
また、上述した実施形態においては、最大容積側仕切領域２１をポンプ室２０の容積が実際に最大になる位置付近に設定しているが、高速回転での使用を重視するポンプの場合には、最大容積側仕切領域２１をさらに吐出チャンバ１３寄りに設定しても良い。さらにまた、長溝２３ａ，２３ｂ，２３ｃはハウジング１０の本体部側だけでなく蓋部材側に同様に設けるようにしても良いし、蓋部材側だけでも良い。
【００４３】
さらに、以上では、オイルポンプのポンプ本体にトロコイド型のポンプ機構を採用したものについて説明したが、ポンプ本体部分は、円周方向に設けられた複数のポンプ室を回転方向に移動させつつその容積を増減変化させるものであれば、ベーンポンプその他のポンプ機構であっても良い。また、長溝の断面積はすべて同一に形成しても良い。
【００４４】
以上のように、本発明は、吐出チャンバの端部に長溝を三本以上形成するようにしたため、個々の長溝の断面積を小さくするとともに、長溝の本数を増加して長溝の総断面積を拡大することにより、ポンプ高速回転時には、ポンプ室が吐出チャンバに開口する瞬間に同チャンバからポンプ室内に作用する高圧を充分に減圧することができ、しかも、ポンプ低・中速回転時には、ポンプ室から吐出チャンバに誘導されるオイルの流量を複数の長溝によって充分に確保してポンプ室の圧力増加を抑制することができる。したがって、ポンプ高速回転時における異音や振動、エロージョン等の抑制と、ポンプ低・中速回転時における消費馬力の低減とを同時に図ることができる。
特に、インナロータ側に位置する長溝を、アウタロータ側に位置する長溝よりも早くポンプ室に連通するように形成したことにより、該インナロータ側に位置する長溝によって気泡の滞留しやすいポンプ室の径方向内側の領域に対して充分に減圧された流体圧を導入することが可能になるため、気泡をより効果的かつ穏やかに消滅させることができる。この結果、気泡を消滅させる際の異音や振動、エロージョンなどの発生がより確実に防止される。
【００４５】
また、とりわけ、請求項３に記載の発明は、長溝によって減圧された圧力をポンプ室内のキャビテーションによる気泡の集まる部位に導入することができるため、ポンプ高速回転時にポンプ室内の気泡を速やかに消滅させ、キャビテーションによって引き起こされる各種の問題を未然に防止することができる。
【００４６】
請求項４に記載の発明は、ポンプ室内の外側に押しやられるオイルを長溝を通して効率良く吐出チャンバに誘導することができるため、ポンプ低・中速回転時における駆動馬力の損失をより低減することができる。
【００４７】
請求項５に記載の発明は、長溝によって減圧された吐出チャンバの圧力をキャビテーションによる気泡の集まり易い部位に効率良く導入することができるため、ポンプ高速回転時においてポンプ室内の気泡をより速やかに消滅させることができる。
【００４８】
請求項６及び７に記載の発明は、ポンプ高速回転時にはキャビテーションによる気泡の集まり易い部位に対してより大きな減圧効果を作用させ、ポンプ低・中速回転時には回転によってオイルが押しやられる部位から吐出チャンバに効率良くオイルを流出させることができるため、ポンプ高速回転時における異音や振動、エロージョン等の抑制と、ポンプ低・中速回転時における消費馬力の低減とをより高いレベルで両立させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態のオイルポンプを示すものであり、蓋部材を取り去った正面図。
【図２】同オイルポンプを示すものであり、蓋部材を取り去ったハウジングの正面図。
【図３】同オイルポンプを示す図１の要部の拡大正面図。
【図４】同オイルポンプを示す図３のＡ−Ａ線に沿う断面図。
【図５】実施形態の変形例を示す図４と同様の断面図。
【図６】同実施形態の別の変形例を示す図４と同様の断面図。
【図７】本発明の他の実施形態を示す図２に対応の要部の拡大正面図。
【図８】本発明のさらに他の実施形態を示す図２に対応の要部の拡大正面図。
【図９】従来の技術を示す断面図。
【図１０】別の従来の技術を示す断面図。
【図１１】本発明と従来の技術の圧力−ポンプ室変位特性を示すグラフ。
【図１２】本発明と従来の技術の消費馬力−ポンプ回転速度特性を示すグラフ。
【符号の説明】
１０…ハウジング
１２…吸入チャンバ
１３…吐出チャンバ
１６…外歯
１７…インナロータ
１７ａ…歯底部
１８…内歯
１９…アウタロータ
１９ａ…歯底部
２０…ポンプ室
２１…最大容積側仕切領域
２３ａ，２３ｂ，２３ｃ…長溝
２４…接点

Claims

両側部をハウジング内の固定側壁で閉塞された状態で駆動回転され、円周方向に設けられた複数のポンプ室を回転方向に移動させつつその容積を増減変化させるポンプ本体と、
前記固定側壁に、ポンプ本体の吸入領域と吐出領域に夫々臨んで形成された吸入チャンバ及び吐出チャンバと、
前記固定側壁の、ポンプ室の移動軌跡上でポンプ室が最大容積となる位置の付近に設けられ、ポンプ室が吸入チャンバと吐出チャンバのいずれにも跨らない区間を作り出す最大容積側仕切領域と、を備えていると共に、
前記ポンプ本体は、外歯と内歯を夫々有するインナロータとアウタロータを備え、
前記吐出チャンバの端部に、該吐出チャンバの周方向の横断面積よりも小さい横断面積を有する長溝を径方向へ並列に少なくとも三本以上形成し、
該各長溝は、最大容積側仕切領域に向かって延出して前記吐出チャンバに対して周方向反対側の端部にそれぞれ独立した終端部を有すると共に、
該各長溝のうち、前記インナロータ側に位置する長溝を、前記アウタロータ側に位置する長溝よりも早くポンプ室に連通するように形成したことを特徴とするオイルポンプ。
ポンプ本体は、アウタロータの内歯がインナロータの外歯よりも一つ分歯数が多く形成されるとともに、両者が偏心状態で噛合され、インナロータとアウタロータの歯面間に形成される複数のポンプ室が、インナロータの駆動回転によって円周方向に移動しつつその容積を増減変化させるポンプ機構であることを特徴とする請求項１に記載のオイルポンプ。
複数の長溝のうちの少なくとも一つを、最大容積側仕切領域において、インナロータとアウタロータの歯先部の接点からインナロータの歯底に亙る部位が移動してくる位置に向けて形成したことを特徴とする請求項２に記載のオイルポンプ。
複数の長溝のうちの少なくとも一つを、最大容積側仕切領域において、アウタロータの歯元が移動してくる位置に向けて形成したことを特徴とする請求項２または３に記載のオイルポンプ。
最大容積側仕切領域において、アウタロータの歯元が移動してくる位置に向けて形成する長溝よりも、インナロータとアウタロータの歯先部の接点からインナロータの歯底に亙る部位が移動してくる位置に向けて形成する長溝の数を多く設定したことを特徴とする請求項４に記載のオイルポンプ。
最大容積側仕切領域において、アウタロータの歯元が移動してくる位置に向けて形成する長溝よりも、インナロータとアウタロータの歯先部の接点からインナロータの歯底に亙る部位が移動してくる位置に向けて形成する長溝の流体抵抗を大きく設定したことを特徴とする請求項２または５に記載のオイルポンプ。
前記各長溝のうち、前記ポンプ本体の相対回転に伴いポンプ室が最大容積側仕切領域から吐出チャンバへ移動する際に前記インナロータとアウタロータの歯先部の接点よりも径方向外側に位置する長溝の横断面積に対して、前記両ロータの歯先部の接点に位置する長溝及び該長溝よりも径方向内側に位置する長溝の横断面積を小さく設定したことを特徴とする請求項１に記載のオイルポンプ。