JPH11264381A - Oil pump rotor - Google Patents

Oil pump rotor

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JPH11264381A
JPH11264381A JP9643398A JP9643398A JPH11264381A JP H11264381 A JPH11264381 A JP H11264381A JP 9643398 A JP9643398 A JP 9643398A JP 9643398 A JP9643398 A JP 9643398A JP H11264381 A JPH11264381 A JP H11264381A
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rotor
circle
tooth
oil pump
outer rotor
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Katsuaki Hosono
克明 細野
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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To improve pump performance and mechanical efficiency of an oil pump by setting a clearance between the tip of an inner rotor and the tooth space of an outer rotor to a suitable size in a process of meshing of both rotors with each other, and reducing the slide resistance between tooth surfaces of both rotors. SOLUTION: In a rotor, the external rolling epicycloid curved line to be formed by a first external rolling circle E1 to be rolled on a basic circle Bi is taken as the tip, the internal rolling hypocycloid curved surface to be formed by a first internal rolling circle Hi to be rolled on the basic circle Bi is taken as the tooth surface, and an inner rotor 10 having (n) teeth is formed. Moreover, the external rolling epicycloid curved line to be formed by a second external rolling circle E0 to be rolled on the basic circle Bo is taken as the tooth space, the internal rolling hypocycloid curved line to be formed by a second internal rolling circle Ho to be rolled on the basic circle Bo is taken as the tip, and an outer rotor 20 having the n+1 teeth is formed. When the diameters of Ei, Hi, Eo and Ho are taken as D1, di, Do and do, the expressions Do>D1 and d1>do are satisfied, and respective rotors are constituted.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[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ロータに関する
ものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an oil pump rotor for sucking and discharging a fluid by changing the volume of a cell formed between an inner rotor and an outer rotor.

【０００２】[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。2. Description of the Related Art A conventional oil pump includes an inner rotor having n (n is a natural number) external teeth, an outer rotor having n + 1 internal teeth meshing with the external teeth, and a fluid suction. And a casing formed with a discharge port through which a fluid is discharged and a discharge port through which a fluid is discharged,
By rotating the inner rotor, the outer teeth mesh with the inner teeth to rotate the outer rotor, and fluid is sucked and discharged by a change in the volume of a plurality of cells formed between the two rotors.

【０００３】セルは、その回転方向前側と後側で、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。[0003] The cells are individually partitioned on the front side and the rear side in the rotation direction by the outer teeth of the inner rotor and the inner teeth of the outer rotor contacting each other, and both sides are partitioned by casings. Constitutes an independent fluid transfer chamber. Each cell has a minimum volume during the process of engagement between the external teeth and the internal teeth, and then expands the volume when moving along the suction port to inhale the fluid, thereby maximizing the volume. Then, when moving along the discharge port, the volume is reduced to discharge the fluid.

【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、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。[0004] The oil pump having the above-mentioned structure is widely used as a lubricating oil pump for an automobile, an oil pump for an automatic transmission and the like because of its small size and simple structure. When the oil pump is mounted on an automobile, there is a crankshaft direct drive in which an inner rotor is directly connected to a crankshaft of the engine and driven by rotation of the engine as a driving means of the oil pump.

【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。With respect to the above oil pump, in order to reduce noise generated by the pump and to improve mechanical efficiency, the inner pump is rotated at an angle of 180 ° from the meshing position in a state where the inner rotor and the outer rotor are combined. An appropriate amount of tip clearance is set between the tip of the rotor and the tip of the outer rotor.

【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。As means for securing the tip clearance, a clearance is provided between the tooth surfaces of the two rotors by evenly driving the tooth profile of the outer rotor, and the tip clearance is secured between the tooth tips of the two rotors in the engaged state. And those obtained by flattening a cycloid curve.

【０００７】例えば、特開平５−２５６２６８号公報に
開示されたオイルポンプは、ピニオン（インナーロー
タ）の歯先および内歯リングギヤ（アウターロータ）の
歯溝が、ピニオンおよび内歯リングギヤのピッチ円上の
第１のサイクロイド生成円が回転することにより生成さ
れる外サイクロイド形状を有し、ピニオンの歯溝および
内歯リングギヤの歯先が、ピニオンおよび内歯リングギ
ヤのピッチ円上の第２のサイクロイド生成円が回転する
ことにより生成される内サイクロイド形状を有する（第
１のサイクロイド生成円の半径は第２のサイクロイド生
成円の半径と異なる）いわゆるサイクロイドポンプであ
る。このオイルポンプにおいては、ピニオンの歯先およ
び内歯リングギヤの歯溝が同じ第１のサイクロイド生成
円によって生成され、ピニオンの歯溝および内歯リング
ギヤの歯先が第２のサイクロイド生成円によって生成さ
れるというように、２つの転円を用いてピニオンおよび
内歯リングギヤの歯形が形成されている。For example, in the oil pump disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-256268, the tooth tips of the pinion (inner rotor) and the tooth grooves of the internal gear ring gear (outer rotor) are located on the pitch circle of the pinion and the internal gear ring gear. Has the outer cycloid shape generated by the rotation of the first cycloid generating circle of the second embodiment, and the tooth groove of the pinion and the tip of the internal ring gear have the second cycloid generation on the pitch circle of the pinion and the internal ring gear. This is a so-called cycloid pump having an inner cycloid shape generated by rotation of a circle (the radius of the first cycloid generating circle is different from the radius of the second cycloid generating circle). In this oil pump, the tip of the pinion and the tooth groove of the internal ring gear are generated by the same first cycloid generating circle, and the tooth groove of the pinion and the tooth tip of the internal tooth ring gear are generated by the second cycloid generating circle. Thus, the tooth shapes of the pinion and the internal gear are formed using two rolling circles.

【０００８】上記公報に開示されたポンプにおいては、
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、内歯リングギヤとピニオンとが最も深く
噛合する点に対向する領域における歯先間において必要
な半径方向クリアランスに相当し、かつピニオンと内歯
リングギヤとが互いに最も深く噛合する点におけるクリ
アランスが大幅に小さくなる程度にまで２つのサイクロ
イド曲線を平坦化し、これによって流体の送出流脈動を
大幅に低減して雑音の発生と機械効率の向上及び寿命の
延命を図る手段が採用されている。In the pump disclosed in the above publication,
For the purpose of reducing the noise generated by the pump and improving the mechanical efficiency associated therewith, it corresponds to the radial clearance required between the tips in the area facing the point where the internal gear ring gear and the pinion mesh most deeply, and The two cycloidal curves are flattened to the extent that the clearance at the point where the internal ring gear meshes deepest with each other is greatly reduced, thereby greatly reducing the pulsation of the fluid delivery flow and generating noise and improving mechanical efficiency. In addition, means for extending the life is adopted.

【０００９】[0009]

【発明が解決しようとする課題】上記公報に開示された
ポンプにおいては、平坦化されたサイクロイド曲線の開
始点および終点と、ピッチ円上の未平坦化サイクロイド
曲線の開始点および終点を直線で結ぶことで閉じたサイ
クロイド曲線を生成しているが、サイクロイド曲線の一
部に直線部分が生まれることでピニオンと内歯リングギ
ヤとの噛み合いが円滑に行われなくなる恐れがある。例
えば、ピニオンと内歯リングギヤとの噛み合い位置か
ら、ピニオンの歯先が内歯リングギヤの歯溝面を滑って
移動する過程において、ピニオンの歯先が曲線部分から
直線部分に移行するとき、ピニオンの歯先が直線部分か
ら曲線部分に移行するときにブレを生じる等して噛み合
いの円滑な進行を妨げることが予想されるからである。In the pump disclosed in the above publication, the starting point and the ending point of the flattened cycloid curve and the starting point and the ending point of the unflattened cycloid curve on the pitch circle are connected by a straight line. Thus, a closed cycloid curve is generated, but a linear portion is generated in a part of the cycloid curve, and there is a possibility that the meshing between the pinion and the internal gear ring gear may not be performed smoothly. For example, in a process in which the tip of the pinion slides along the tooth groove surface of the internal gear from the meshing position of the pinion and the internal gear, when the tooth tip of the pinion shifts from a curved portion to a linear portion, This is because when the tooth tip shifts from a straight line portion to a curved portion, it is expected that blurring or the like will occur and hinder the smooth progress of meshing.

【００１０】本発明は上記の事情に鑑みてなされたもの
であり、両ロータが噛み合う過程でのインナーロータの
歯先とアウターロータの歯溝との間隙を適切な大きさに
設定し、両ロータの歯面間の摺動抵抗を低減することで
オイルポンプのポンプ性能および機械効率の向上を図る
ことを目的としている。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been made in view of the above-described circumstances, and has been made to set the gap between the tooth tip of the inner rotor and the tooth groove of the outer rotor to an appropriate size in the process of meshing the two rotors. It is intended to improve the pump performance and mechanical efficiency of the oil pump by reducing the sliding resistance between the tooth surfaces.

【００１１】[0011]

【課題を解決するための手段】上記の課題を解決するた
めの手段として、請求項１記載のオイルポンプロータ
は、インナーロータが、その基礎円に外接してすべりな
く転がる第１外転円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、基礎円に内接してすべりなく
転がる第１内転円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、アウターロータが、
その基礎円に外接してすべりなく転がる第２外転円によ
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、基礎円に内接してすべりなく転がる第２内転円によ
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の直径をｂ
i、第１外転円の直径をＤi、第１内転円の直径をｄi、
アウターロータの基礎円の直径をｂo、第２外転円の直
径をＤo、第２内転円の直径をｄo、インナーロータとア
ウターロータとの偏心量をｅとするとき、 ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi），ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋
ｄo） Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo かつ、 Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo 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。According to a first aspect of the present invention, there is provided an oil pump rotor according to the first aspect, wherein the inner rotor is formed by a first abduction circle which circumscribes the base circle and rolls smoothly. The abduction cycloid curve created is used as the tooth profile of the tooth tip, and the adduction cycloid curve created by the first adduction circle inscribed in the base circle and rolling without slipping is formed as the tooth profile of the tooth space, and the outer rotor is
The abduction cycloid curve created by the second abduction circle circumscribing the base circle and slipping is used as the tooth form of the tooth space, and the adduction created by the second abduction circle rolling slidably inscribed on the base circle. The cycloid curve is formed as the tooth profile of the tip, and the diameter of the base circle of the inner rotor is b
i , the diameter of the first abduction circle is D i , the diameter of the first abduction circle is d i ,
When the diameter of the base circle of the outer rotor is b o , the diameter of the second abduction circle is D o , the diameter of the second adduction circle is d o , and the amount of eccentricity between the inner rotor and the outer rotor is e, b i = N ・ (D i + d i ), b o = (n + 1) ・ (D o +
d o ) D i + d i = D o + d o = 2e (n + 1) · b i = n · b o and D o > D i , d i > d o are satisfied to form the inner rotor and the outer rotor. ing.

【００１２】請求項２記載のオイルポンプロータは、請
求項１記載のオイルポンプロータにおいて、インナーロ
ータの歯先とアウターロータの歯先との間隙の大きさを
ｔ（≠０）とするとき、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo，ｄi−ｔ／２＝ｄo 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。According to a second aspect of the present invention, in the oil pump rotor according to the first aspect, when the size of the gap between the tip of the inner rotor and the tip of the outer rotor is t (ｔ0), The inner rotor and the outer rotor are configured to satisfy D i + t / 2 = D o and d i −t / 2 = d o .

【００１３】請求項３記載のオイルポンプロータは、請
求項２記載のオイルポンプロータにおけるｔの値が、 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。In the oil pump rotor according to the third aspect, the value of t in the oil pump rotor according to the second aspect is set in a range of 0.03 mm ≦ t ≦ 0.25 mm (mm: millimeter), and the inner A rotor and an outer rotor are configured.

【００１４】請求項４記載のオイルポンプロータは、請
求項１または２記載のオイルポンプロータにおいて、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５ 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。According to a fourth aspect of the present invention, there is provided the oil pump rotor according to the first or second aspect, wherein an inner rotor and an outer rotor satisfy 0.850 ≦ D i / D o ≦ 0.995. ing.

【００１５】インナーロータおよびアウターロータの歯
形を決定するために必要な条件とは、まず、インナーロ
ータについて、第１外転円および第１内転円の転がり距
離が１周で閉じなければならない、つまり第１外転円お
よび第１内転円の転がり距離がインナーロータの基礎円
の円周に等しくなければならないことから、 ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi） 同様に、アウターロータについて、第２外転円および第
２内転円の転がり距離がアウターロータの基礎円の円周
に等しくなければならないことから、 ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋ｄo） 次に、インナーロータとアウターロータとが噛み合うこ
とから、 Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ 上記の各式から、 （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo となり、インナーロータおよびアウターロータの歯形は
これらの条件を満たして構成される。The conditions necessary for determining the tooth profile of the inner rotor and the outer rotor are as follows. First, the inner rotor must have a first abduction circle and a first adduction circle that must be closed in one revolution. That is, since the rolling distance of the first abduction circle and the first adduction circle must be equal to the circumference of the base circle of the inner rotor, b i = n · (D i + d i ) Similarly, for the outer rotor, Since the rolling distances of the second abduction circle and the second adduction circle must be equal to the circumference of the base circle of the outer rotor, bo = (n + 1) · (D o + d o ) since the outer rotor meshing, from the equation D i + d i = D o + d o = 2e above, (n + 1) · b i = n · b o , and the tooth profile of the inner rotor and outer rotor which Configured to meet the conditions.

【００１６】ここで、上記の各条件を満たして構成され
るオイルポンプロータについて、 Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo とすると、第２外転円Ｄoによって形成されるアウター
ロータの歯溝の形状に対する第１外転円Ｄiによって形
成されるインナーロータの歯先の形状、および第１内転
円ｄiによって形成されるインナーロータの歯溝の形状
に対する第２内転円ｄoによって形成されるアウターロ
ータの歯先の形状が、噛み合いの過程で両ロータの歯面
間に設けられるバックラッシュを従来に比べて大きく確
保できるようになる。バックラッシュとは、噛み合いの
過程においてインナーロータの荷重のかかる歯面とは反
対側の歯面とアウターロータの歯面との間にできる間隙
である。[0016] Here, the oil pump rotor constituted satisfies the above conditions, D o> D i, when the d i> d o, the teeth of the outer rotor formed by the second outer rolling circle D o second Uchiten'en d o on the shape of the tooth of the inner rotor formed by the addendum shape of the inner rotor formed by the first outer rolling circle D i for the shape of the groove, and the first Uchiten'en d i As a result, the shape of the tooth tip of the outer rotor formed during the meshing process allows a larger backlash to be provided between the tooth surfaces of the two rotors than in the prior art. The backlash is a gap formed between the tooth surface of the outer rotor opposite to the tooth surface on which the load of the inner rotor is applied in the process of meshing.

【００１７】上記の各関係式は、チップクリアランスを
設けて両ロータの歯形を形成した場合も成立しなければ
ならない。そこで、必要とされるチップクリアランスｔ
を両ロータの噛み合い位置と両ロータの歯先の突き合い
位置（チップクリアランスが設けられる位置）に等分し
（以下、クリアランスとする）、各位置におけるロータ
の歯面間にそれぞれ振り分けるものとする。このクリア
ランスは、次の関係式を用いることで確保することがで
きる。 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo， ｄi−ｔ／２＝ｄo 両ロータの噛み合い位置および両ロータの歯先の突き合
い位置にそれぞれ設けられたクリアランス（ｔ／２）
は、両ロータが組み合わせた状態とすることにより両ロ
ータの歯先の突き合い位置に移行して併合され、チップ
クリアランスｔとして作用する。The above relational expressions must also be satisfied when the tip clearance is provided to form the tooth profile of both rotors. Therefore, the required chip clearance t
Is equally divided into a meshing position of both rotors and a contact position of a tip of both rotors (a position where a tip clearance is provided) (hereinafter, referred to as a clearance), and is distributed between tooth surfaces of the rotor at each position. . This clearance can be secured by using the following relational expression. D i + t / 2 = D o, d i -t / 2 = d o rotors mated position and the rotors of the tip of the thrust mutual clearance provided at positions (t / 2)
When the two rotors are in a combined state, they move to a position where the tips of the rotors abut on each other and are merged, and act as a tip clearance t.

【００１８】本発明のオイルポンプロータにおいては、
インナーロータの歯先の歯形がアウターロータの歯溝の
歯形よりも僅かに小さく、かつインナーロータの歯溝の
歯形がアウターロータの歯先の歯形よりも僅かに大きく
なるようにインナーロータ、アウターロータが構成され
るので、バックラッシュが適切な大きさに設定されると
ともにチップクリアランスが適切な大きさに設定され、
これによってチップクリアランスを小さく維持したまま
でバックラッシュを従来に比べて大きく確保できるよう
になり、流体の圧力脈動が生じ難くなるとともに両ロー
タの歯面間の摺動抵抗が低減される。In the oil pump rotor of the present invention,
The inner rotor and the outer rotor such that the tooth profile of the tooth tip of the inner rotor is slightly smaller than the tooth profile of the tooth groove of the outer rotor, and the tooth profile of the tooth groove of the inner rotor is slightly larger than the tooth profile of the tooth tip of the outer rotor. Is configured, the backlash is set to an appropriate size and the tip clearance is set to an appropriate size,
As a result, it is possible to secure a large backlash as compared with the related art while keeping the tip clearance small, and it becomes difficult to generate pressure pulsation of the fluid, and the sliding resistance between the tooth surfaces of both rotors is reduced.

【００１９】[0019]

【発明の実施の形態】本発明に係るオイルポンプロータ
の第１の実施形態を図に示して説明する。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３０の内部に収納さ
れている。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS A first embodiment of an oil pump rotor according to the present invention will be described with reference to the drawings. The oil pump shown in FIG. 1 has an inner rotor 10 on which n (n is a natural number, in this embodiment, n = 10) external teeth are formed.
And an outer rotor 20 formed with (n + 1) internal teeth meshing with each external tooth. The inner rotor 10 and the outer rotor 20 are housed inside a casing 30.

【００２０】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１
０、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３０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。Inner rotor 10, Outer rotor 20
A plurality of cells C are formed along the rotation direction of both rotors 10 and 20 between the tooth surfaces of. Each cell C has two rotors 1
At the front and rear sides in the rotation directions of 0 and 20, the inner rotor 10
The outer teeth 11 of the outer rotor 20 and the inner teeth 21 of the outer rotor 20 are individually partitioned by contact with each other, and both side surfaces are partitioned by a casing 30, thereby forming an independent fluid transfer chamber. The cell C rotates and moves with the rotation of the rotors 10 and 20, and increases and decreases the volume repeatedly with one rotation as one cycle.

【００２１】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Ｂiに外接してすべり
なく転がる第１外転円Ｅi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Ｂiに内接して
すべりなく転がる第１内転円Ｈi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。The inner rotor 10 is mounted on a rotating shaft and supported so as to be rotatable about an axis O i , and circumscribes a base circle B i of the inner rotor 10 and rolls without slippage. the epicycloid curve which is created by i the tooth tip of the tooth, formed a hypocycloid curve which is created by the first Uchiten'en H i rolling without slip inscribed in the base circle B i as the tooth space of the toothed ing.

【００２２】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３０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Ｂoに外接してすべりなく転がる第２外転円Ｅo
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Ｂoに内接してすべりなく転がる第２内転
円Ｈo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。The outer rotor 20 is eccentric axis O o with respect to the axis O i of the inner rotor 10 (eccentricity: e) are placed in, rotatable in the casing 30 about an axis O o The outer rotor 20
The second outer rolling circle E o rolling without slipping circumscribing of the base circle B o
The epicycloid curve which is created by the tooth space of the tooth, the hypocycloid curve which is created by the second Uchiten'en H o rolling without slip inscribed in the base circle B o is formed as a tooth profile of the tooth tip by I have.

【００２３】ここで、インナーロータ１０の基礎円Ｂi
の直径をｂi、第１外転円Ｅiの直径をＤi、第１内転円
Ｈiの直径をｄi、アウターロータ２０の基礎円Ｂoの直
径をｂo、第２外転円Ｅoの直径をＤo、第２内転円Ｈoの
直径をｄoとするとき、インナーロータ１０とアウター
ロータ２０との間には次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。Here, the base circle B i of the inner rotor 10
Diameter b i of diameter D i of the first circumscribed-rolling circle E i, diameter d i of the first Uchiten'en H i, the diameter of the base circle B o of the outer rotor 20 bo, the second outer rolling circle diameter D o of E o, when the diameter of the second Uchiten'en H o and d o, the following relationship holds between the inner rotor 10 and outer rotor 20. Here, the dimensional unit is mm (millimeter).

【００２４】まず、インナーロータ１０について、第１
外転円Ｅiおよび第１内転円Ｈi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Ｅiおよび第１
内転円Ｈiの転がり距離が基礎円Ｂiの円周に等しくなけ
ればならないことから、 π・ｂi＝ｎ・π・（Ｄi＋ｄi） すなわち ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi） …（Ｉａ） 同様に、アウターロータ２０について、第２外転円Ｅo
および第２内転円Ｈoの転がり距離が基礎円Ｂoの円周に
等しくなければならないことから、 π・ｂo＝（ｎ＋１）・π・（Ｄo＋ｄo） すなわち ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋ｄo） …（Iｂ） 次に、インナーロータ１０とアウターロータ２０とが噛
み合うことから、 Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ …（II） 上記の式（Iａ）、（Iｂ）、（II）から、 （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo …（III） の関係を満たしている。First, regarding the inner rotor 10, the first
The rolling distance between the abduction circle E i and the first adduction circle H i must be closed in one round, that is, the first abduction circle E i and the first
Since the rolling distance of the adduction circle H i must be equal to the circumference of the base circle B i , π · b i = n · π · (D i + d i ), ie, b i = n · (D i + d i) ) (Ia) Similarly, for the outer rotor 20, the second abduction circle E o
And since the rolling distance of the second Uchiten'en H o must be equal to the circumference of the base circle B o, π · b o = (n + 1) · π · (D o + d o) i.e. b o = (n + 1 ) · (D o + d o ) (Ib) Next, since the inner rotor 10 and the outer rotor 20 mesh with each other, D i + d i = D o + d o = 2e (II) The above formula (Ia), (Ib), from (II), satisfy the relationship of (n + 1) · b i = n · b o ... (III).

【００２５】さらに、両ロータ１０、２０の噛み合い位
置から半回転進んだ位置において外歯１１の歯先と内歯
２１の歯先とが対峙するときに両歯先間に設けられる間
隙、すなわちチップクリアランスの大きさをｔとすると
き、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo …（IV） ｄi−ｔ／２＝ｄo …（V） （Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo）の関係を満たし、かつｔの値が ０．０３ｍｍ≦ｔ≦０．２５ｍｍ …（VI） の範囲に設定されたうえでインナーロータ１０およびア
ウターロータ２０が構成されている。（図１はＤi＝
２．９８６５ｍｍ、ｄi＝４．６５８５ｍｍ、ｔ＝０．
１２ｍｍとして構成されたインナーロータ１０およびア
ウターロータ２０を示す。）Further, a gap provided between the tips of the external teeth 11 and the tips of the internal teeth 21 when the tips of the external teeth 11 and the tips of the internal teeth 21 face each other at a position advanced a half turn from the meshing position of the rotors 10 and 20, ie, the tip when clearance of the size and t, D i + t / 2 = D o ... (IV) d i -t / 2 = d o ... (V) (D o> D i, d i> d o) of the relationship And the value of t is set in the range of 0.03 mm ≦ t ≦ 0.25 mm (VI), and then the inner rotor 10 and the outer rotor 20 are configured. (FIG. 1 shows D i =
2.9865 mm, d i = 4.6585 mm, t = 0.
The inner rotor 10 and the outer rotor 20 configured as 12 mm are shown. )

【００２６】ケーシング３０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。In the casing 30, both rotors 10, 20
Of the cells C formed between the tooth flank surfaces, an arc-shaped suction port (not shown) is formed along the cell C whose volume is increasing, and the cell C whose volume is decreasing.
A discharge port (not shown) is formed along the arc.

【００２７】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。The cell C sucks fluid by increasing the volume when moving along the suction port after the volume is minimized in the middle of the process of meshing between the external teeth 11 and the internal teeth 21. After the maximum is reached, the fluid is discharged with a reduced volume when moving along the discharge port.

【００２８】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）、（V）の関係
を満たすことにより、インナーロータ１０の歯先の歯形
がアウターロータ２０の歯溝の歯形よりも僅かに小さ
く、かつインナーロータ１０の歯溝の歯形がアウターロ
ータ２０の歯先の歯形よりも僅かに大きくなるようにイ
ンナーロータ１０、アウターロータ２０が構成されてい
る。これにより、バックラッシュが適切な大きさに設定
されるとともにチップクリアランスが適切な大きさに設
定され、チップクリアランスを小さく維持したままでバ
ックラッシュが従来に比べて大きく確保されており、流
体の圧力脈動が生じ難くなるとともに両ロータの歯面間
の摺動抵抗が低減されている。By the way, in the oil pump rotor configured as described above, by satisfying the relations of the above equations (IV) and (V), the tooth profile of the tooth tip of the inner rotor 10 is The inner rotor 10 and the outer rotor 20 are configured so as to be slightly smaller than the tooth profile and the tooth profile of the tooth groove of the inner rotor 10 is slightly larger than the tooth profile of the tooth tip of the outer rotor 20. As a result, the backlash is set to an appropriate size, the tip clearance is set to an appropriate size, and the backlash is secured larger than before while keeping the tip clearance small, so that the pressure of the fluid is increased. Pulsation hardly occurs, and sliding resistance between the tooth surfaces of both rotors is reduced.

【００２９】そこで、このことをふまえたうえで、 ｔ＜０．０３ｍｍ …（VII） の範囲を満たしてｔの値を設定しインナーロータ１０と
アウターロータ２０とを構成したとすると、チップクリ
アランスが狭過ぎるために、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
くなってしまう。In view of this, if the value of t is set by satisfying the range of t <0.03 mm (VII) to form the inner rotor 10 and the outer rotor 20, the chip clearance becomes Due to being too narrow, pressure pulsation occurs in the fluid squeezed out from the cell C whose volume is in the process of decreasing, cavitation noise is generated, the operating noise of the pump is increased, and the rotation of both rotors is smoothly performed by the pressure pulsation. Will be gone.

【００３０】しかも、両ロータが噛み合う過程では、外
歯１１の荷重のかかる歯面の後方に位置する反対側の歯
面と内歯２１の歯面との間にできる間隙、すなわちバッ
クラッシュが狭過ぎるために、両ロータの噛み合い点以
外でも歯面間に摺動抵抗を生じるようになるため、イン
ナーロータ１０がアウターロータ２０を回転させるため
の駆動トルクが増大してオイルポンプ自体の機械効率が
低下してしまうばかりか、両ロータの歯面の摩耗が激し
くなって耐久性の低下が起こり得る。In addition, in the process in which the two rotors mesh with each other, the gap formed between the tooth surface of the internal tooth 21 and the opposite tooth surface located behind the tooth surface of the external tooth 11 on which the load is applied, that is, the backlash is narrow. As a result, sliding resistance occurs between the tooth surfaces even at points other than the point of engagement between the two rotors, so that the driving torque for the inner rotor 10 to rotate the outer rotor 20 increases, and the mechanical efficiency of the oil pump itself increases. In addition to the decrease, the wear of the tooth surfaces of both rotors becomes severe, and the durability may decrease.

【００３１】一方、 ｔ＞０．２５ｍｍ …（VIII） の範囲を満たしてｔの値を設定しインナーロータ１０と
アウターロータ２０とを構成したとすると、チップクリ
アランスが広くなって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、バックラッシュが広がって摺
動抵抗が減少し機械効率が向上するが、その反面、チッ
プクリアランスが広くなることで個々のセルＣにおける
液密性が損われてしまい、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。On the other hand, if the value of t is set to satisfy the range of t> 0.25 mm (VIII) and the inner rotor 10 and the outer rotor 20 are configured, the tip clearance becomes wide and the pressure pulsation of the fluid becomes large. As a result, the running noise is reduced, the backlash is widened, the sliding resistance is reduced, and the mechanical efficiency is improved, but on the other hand, the liquid tightness of each cell C is impaired due to the widened chip clearance. In addition, the pump performance, particularly the volumetric efficiency, is deteriorated. In addition, the transmission of the driving torque at the correct meshing position is not performed, and the loss of rotation is increased, so that the mechanical efficiency is also reduced.

【００３２】図２は、ｔの値と、ポンプの機械効率ζお
よび容積効率ηとの関係を示すグラフである。このグラ
フによると、上記式（VII）を満たす範囲では、容積効
率ηは高く安定するものの、ｔが小さくなるほど機械効
率ζが非常に低い値を示すことが解る。また、上記式
（VIII）を満たす範囲では、ｔが大きくなるほど機械効
率ζ、容積効率ηともに低い値を示すことが解る。さら
にグラフから、より好適なｔの値は、 ０．０５ｍｍ≦ｔ≦０．２０ｍｍ を満たす範囲に含まれ、最も好適なｔの値は０．１２付
近であることが解る。ることが解る。FIG. 2 is a graph showing the relationship between the value of t and the mechanical efficiency ζ and volumetric efficiency η of the pump. According to this graph, within the range satisfying the above equation (VII), the volumetric efficiency η is high and stable, but as t becomes smaller, the mechanical efficiency ζ shows a very low value. In addition, within the range satisfying the above formula (VIII), it can be seen that as t increases, both the mechanical efficiency ζ and the volumetric efficiency η show lower values. Further, from the graph, it is understood that a more preferable value of t is included in a range satisfying 0.05 mm ≦ t ≦ 0.20 mm, and the most preferable value of t is around 0.12. You can see that

【００３３】したがって、グラフからも解るように上記
式（VI）を満たしてインナーロータ１０とアウターロー
タ２０とを構成すれば、バックラッシュが適切な大きさ
に設定されるとともにチップクリアランスが適切な大き
さに設定され、チップクリアランスを小さく維持したま
までバックラッシュを従来に比べて大きく確保すること
ができ、流体の圧力脈動が生じ難くなるとともに両ロー
タの歯面間の摺動抵抗が低減されるので、ポンプの運転
音を低く抑えつつ、容積効率が高くポンプ性能に優れ、
かつ駆動トルクが小さく機械効率に優れたオイルポンプ
を実現することができる。Therefore, if the inner rotor 10 and the outer rotor 20 are configured so as to satisfy the above formula (VI) as can be understood from the graph, the backlash is set to an appropriate size and the chip clearance is set to an appropriate size. The backlash can be secured larger than before, while keeping the tip clearance small, making it difficult for fluid pressure pulsation to occur and reducing the sliding resistance between the tooth surfaces of both rotors. Therefore, while suppressing the operation noise of the pump, the volume efficiency is high and the pump performance is excellent,
In addition, an oil pump having a small driving torque and excellent mechanical efficiency can be realized.

【００３４】次に、本発明に係るオイルポンプロータの
第２の実施形態を図に示して説明する。図３に示すオイ
ルポンプは、ｍ（ｍは自然数、本実施形態においてｍは
１０）枚の外歯１１１が形成されたインナーロータ１１
０と、各外歯と噛み合うｍ＋１枚の内歯１２１が形成さ
れたアウターロータ１２０とを備え、これらインナーロ
ータ１１０とアウターロータ１２０とがケーシング１３
０の内部に収納されている。Next, a second embodiment of the oil pump rotor according to the present invention will be described with reference to the drawings. The oil pump shown in FIG. 3 has an inner rotor 11 on which m (m is a natural number, m is 10 in this embodiment) external teeth 111 are formed.
0, and an outer rotor 120 formed with (m + 1) internal teeth 121 meshing with each external tooth. The inner rotor 110 and the outer rotor 120
0.

【００３５】ここで、第１の実施形態と同様に、インナ
ーロータ１１０の軸心Ｏiに対するアウターロータ１２
０の軸心Ｏoの偏心量をｅ、インナーロータ１１０の基
礎円Ｂiの直径をｂi、第１外転円Ｅiの直径をＤi、第１
内転円Ｈiの直径をｄi、アウターロータ１２０の基礎円
Ｂoの直径をｂo、第２外転円Ｅoの直径をＤo、第２内転
円Ｈoの直径をｄoとしたとき、インナーロータ１１０と
アウターロータ１２０との間には次の関係式が成り立
つ。[0035] Here, as in the first embodiment, the outer rotor 12 with respect to the axis O i of the inner rotor 110
The eccentricity of the axis O o of 0 e, diameter b i of the base circle B i of the inner rotor 110, the diameter of the first circumscribed-rolling circle E i D i, first
Uchiten'en H i diameter d i of diameter b o of the base circle B o of the outer rotor 120, the diameter of the second circumscribed-rolling circle E o D o, the diameter of the second Uchiten'en H o d o Then, the following relational expression is established between the inner rotor 110 and the outer rotor 120.

【００３６】まず、インナーロータ１１０について、 ｂi＝ｍ・（Ｄi＋ｄi） …（IXａ） 同様に、アウターロータ１２０について、 ｂo＝（ｍ＋１）・（Ｄo＋ｄo） …（IXｂ） 次に、インナーロータ１１０とアウターロータ１２０と
が噛み合うことから、 Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ …（X） 上記の式（IXａ）、（IXｂ）、（X）から、 （ｍ＋１）・ｂi＝ｍ・ｂo …（XI）First, for the inner rotor 110, b i = m · (D i + d i ) (IXa) Similarly, for the outer rotor 120, b o = (m + 1) · (D o + d o ) (IXb) Next, since the inner rotor 110 and the outer rotor 120 mesh with each other, D i + d i = D o + d o = 2e (X) From the above equations (IXa), (IXb), and (X), (m + 1) B i = m · b o (XI)

【００３７】さらにインナーロータ１１０およびアウタ
ーロータ１２０は、第２外転円Ｅoの直径Ｄoに対する第
１外転円Ｅiの直径Ｄiの比を示す値が、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５ …（XII） の範囲を満して構成されている。（図４はＤi／Ｄoの値
を０．９５として構成されたインナーロータ１１０およ
びアウターロータ１２０を示す。）Furthermore the inner rotor 110 and outer rotor 120, a value indicating the ratio of the diameter D i of the first circumscribed-rolling circle E i to the diameter D o of the second circumscribed-rolling circle E o, 0.850 ≦ D i / D o ≦ 0.995 (XII). (FIG. 4 shows the inner rotor 110 and the outer rotor 120 configured with a value of D i / D o of 0.95.)

【００３８】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、両ロータの噛み合いの関係を考慮して、
インナーロータ１１０の歯先の歯形がアウターロータ１
２０の歯溝の歯形よりも大きくなる、すなわちＤi／Ｄo
の値が１以上となることはなく、Ｄi／Ｄoの値が１より
も小さい値をとるように設計されている。In the oil pump rotor configured as described above, taking into account the relationship between the two rotors,
The tooth profile of the tip of the inner rotor 110 is the outer rotor 1
20 larger than the tooth profile of the tooth space, that is, D i / D o
Is not greater than 1, and the value of D i / D o is designed to be smaller than 1.

【００３９】そこで、このことをふまえたうえで、 Ｄi／Ｄo＞０．９９５ …（XIII） の範囲を満たしてインナーロータ１１０とアウターロー
タ１２０とを構成したとすると、インナーロータ１１０
の歯先とアウターロータ１２０の歯先との間隙、チップ
クリアランスが狭くなり過ぎ、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
なくなってしまう。Then, taking this fact into consideration, assuming that the inner rotor 110 and the outer rotor 120 are configured to satisfy the range of D i / D o > 0.995 (XIII),
The gap between the tip of the outer rotor 120 and the tip of the outer rotor 120, the tip clearance is too narrow, pressure pulsation occurs in the fluid squeezed out from the cell C whose volume is in the process of decreasing, cavitation noise is generated, and the operating noise of the pump is reduced. As the pressure increases, the rotation of both rotors cannot be performed smoothly due to the pressure pulsation.

【００４０】しかも、両ロータが噛み合う過程では、外
歯１１１の荷重のかかる歯面の後方に位置する反対側の
歯面と内歯１２１の歯面との間にできる間隙、すなわち
バックラッシュが狭くなり過ぎ、両ロータの噛み合い点
以外でも歯面間に摺動抵抗を生じるようになるため、イ
ンナーロータ１１０がアウターロータ１２０を回転させ
るための駆動トルクが増大してオイルポンプ自体の機械
効率が低下してしまうばかりか、両ロータの歯面の摩耗
が激しくなって耐久性の低下が起こり得る。In addition, in the process in which the two rotors mesh with each other, the gap between the tooth surface of the internal tooth 121 and the opposite tooth surface located behind the tooth surface of the external tooth 111 on which the load is applied, that is, the backlash, is narrow. In other words, a sliding resistance is generated between the tooth surfaces even at a point other than the meshing point of the two rotors, so that the driving torque for rotating the inner rotor 110 to rotate the outer rotor 120 increases and the mechanical efficiency of the oil pump itself decreases. In addition, the wear on the tooth surfaces of both rotors becomes severe, and the durability may decrease.

【００４１】一方、 Ｄi／Ｄo＜０．８５０ …（XIV） の範囲を満たしてインナーロータ１１０とアウターロー
タ１２０とを構成したとすると、チップクリアランスが
広くなって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、バックラッシュが広がって摺動抵抗が減
少し機械効率が向上するが、その反面、チップクリアラ
ンスが広くなることで個々のセルＣにおける液密性が損
われてしまい、ポンプ性能、特に容積効率を悪化させて
しまう。On the other hand, if the inner rotor 110 and the outer rotor 120 are configured so as to satisfy the range of D i / D o <0.850 (XIV), the tip clearance is widened and the pressure pulsation of the fluid does not occur. The operating noise is reduced, the backlash is widened, the sliding resistance is reduced, and the mechanical efficiency is improved. On the other hand, the liquid tightness of each cell C is impaired due to the widened chip clearance, and the pump It degrades performance, especially volumetric efficiency.

【００４２】図４は、Ｄi／Ｄoの値と、ロータを回転さ
せるために必要な駆動トルクＴおよびポンプの容積効率
ηとの関係を示すグラフである。このグラフによると、
上記式（XIII）の範囲では、容積効率ηは高く安定する
ものの、Ｄi／Ｄoの値が大きくなるほど駆動トルクＴが
急激に増加することが解る。また、上記式（XIV）の範
囲では、駆動トルクＴは低く安定するものの、Ｄi／Ｄo
の値が小さくなるほど容積効率ηが急激に低下すること
が解る。FIG. 4 is a graph showing the relationship between the value of D i / D o , the driving torque T required to rotate the rotor, and the volumetric efficiency η of the pump. According to this graph,
In the range of the formula (XIII), although the volumetric efficiency η is high stabilized, it can be seen that the D i / D as the value of o is greater drive torque T increases sharply. Further, in the range of the above formula (XIV), the driving torque T is low and stable, but D i / D o.
It can be seen that the smaller the value of, the sharper the volumetric efficiency η decreases.

【００４３】さらにグラフから、より好適なＤi／Ｄoの
値は、 ０．９５≦Ｄi／Ｄo≦０．９９ の範囲に含まれ、最も好適なＤi／Ｄoの値は０．９５で
あることが解る。Further, from the graph, the more preferable value of D i / D o is in the range of 0.95 ≦ D i / D o ≦ 0.99, and the most preferable value of D i / D o is 0. .95.

【００４４】したがって、グラフからも解るように上記
式（XII）を満してインナーロータ１１０とアウターロ
ータ１２０とを構成すれば、バックラッシュが適切な大
きさに設定されるとともにチップクリアランスが適切な
大きさに設定され、チップクリアランスを小さく維持し
たままでバックラッシュを従来に比べて大きく確保する
ことができ、流体の圧力脈動が生じ難くなるとともに両
ロータの歯面間の摺動抵抗が低減されるので、ポンプの
運転音を低く抑えつつ、容積効率が高くポンプ性能に優
れ、かつ駆動トルクが小さく機械効率に優れたオイルポ
ンプを実現することができる。Therefore, if the inner rotor 110 and the outer rotor 120 are configured so as to satisfy the expression (XII) as can be seen from the graph, the backlash is set to an appropriate size and the chip clearance is set to an appropriate value. The size is set to a large value, and the backlash can be secured larger than before, while keeping the tip clearance small, making it difficult for fluid pressure pulsation to occur and reducing the sliding resistance between the tooth surfaces of both rotors. Therefore, it is possible to realize an oil pump having a high volumetric efficiency, excellent pump performance, a small driving torque, and excellent mechanical efficiency while suppressing the operation noise of the pump.

【００４５】図５は、Ｄi／Ｄoの値を０．９８４として
構成されたインナーロータ１１０およびアウターロータ
１２０を備えるオイルポンプを示している（インナーロ
ータ１１０の歯数ｍは１１）。このオイルポンプロータ
においては、チップクリアランスおよびバックラッシュ
が小さめに設定されており、図４のグラフからも解るよ
うに、駆動トルクの低減よりも容積効率の向上に重点が
おかれたものといえる。このようにＤi／Ｄoの値は、オ
イルポンプに求められる特性を十分考慮して適宜選択す
ることが望ましい。FIG. 5 shows an oil pump including an inner rotor 110 and an outer rotor 120 having a value of D i / D o of 0.984 (the number m of teeth of the inner rotor 110 is 11). In this oil pump rotor, the tip clearance and the backlash are set to be small, and as can be seen from the graph of FIG. 4, it can be said that the emphasis is on improving the volumetric efficiency rather than reducing the driving torque. As described above, it is desirable that the value of D i / D o be appropriately selected in consideration of the characteristics required of the oil pump.

【００４６】[0046]

【発明の効果】以上説明したように、請求項１記載のオ
イルポンプロータによれば、インナーロータが、その基
礎円に外接してすべりなく転がる第１外転円によって創
成される外転サイクロイド曲線を歯先の歯形とし、基礎
円に内接してすべりなく転がる第１内転円によって創成
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、アウターロータが、その基礎円に外接してすべりな
く転がる第２外転円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、基礎円に内接してすべりなく
転がる第２内転円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るものとし、インナー
ロータの基礎円の直径をｂi、第１外転円の直径をＤi、
第１内転円の直径をｄi、アウターロータの基礎円の直
径をｂo、第２外転円の直径をＤo、第２内転円の直径を
ｄo、インナーロータとアウターロータとの偏心量をｅ
とするとき、 ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi），ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋
ｄo） Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo の関係を満たしてインナーロータとアウターロータとを
構成することにより、インナーロータの歯先の歯形がア
ウターロータの歯溝の歯形よりも僅かに小さく、かつイ
ンナーロータの歯溝の歯形がアウターロータの歯先の歯
形よりも僅かに大きくなるようにインナーロータ、アウ
ターロータが構成されるので、両ロータの噛み合いの関
係が良好に保たれて円滑な回転を得ることができる。As described above, according to the oil pump rotor of the first aspect, the inner rotor has an abduction cycloid curve formed by the first abduction circle circumscribing the base circle and rolling smoothly. Is formed as the tooth shape of the tooth groove, and the adduction cycloid curve created by the first adduction circle that inscribes in the base circle and rolls without slipping is formed as the tooth shape of the tooth groove, and the outer rotor slides in circumscription of the base circle. The abducted cycloid curve created by the second abducted circle without rolling is defined as the tooth profile of the tooth groove, and the adduction cycloid curve created by the second abducted circle that is inscribed in the base circle and rolls without slip is defined as the tooth profile of the tooth tip. The diameter of the base circle of the inner rotor is b i , the diameter of the first abduction circle is D i ,
The diameter of the first adduction circle is d i , the diameter of the base circle of the outer rotor is b o , the diameter of the second abduction circle is D o , the diameter of the second adduction circle is d o , and the inner and outer rotors are The eccentricity of
Where b i = n ・ (D i + d i ), b o = (n + 1) ・ (D o +
satisfy a relationship of d o) D i + d i = D o + d o = 2e (n + 1) · b i = n · b o D o> D i, d i> d o constituting the inner rotor and outer rotor Accordingly, the tooth profile of the tooth tip of the inner rotor is slightly smaller than the tooth profile of the tooth groove of the outer rotor, and the tooth profile of the tooth groove of the inner rotor is slightly larger than the tooth profile of the tooth tip of the outer rotor. Since the outer rotor is formed, the relationship between the two rotors can be maintained well, and smooth rotation can be obtained.

【００４７】請求項２記載のオイルポンプロータによれ
ば、チップクリアランスの大きさをｔとするとき、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo，ｄi−ｔ／２＝ｄo の関係を満たしてインナーロータとアウターロータとを
構成することにより、常に所定の大きさのチップクリア
ランスを確保することができる。[0047] According to the oil pump rotor according to claim 2, wherein, when the magnitude of the tip clearance is t, the inner satisfies D i + t / 2 = D o, the relation of d i -t / 2 = d o By configuring the rotor and the outer rotor, a predetermined size of chip clearance can always be ensured.

【００４８】請求項３記載のオイルポンプロータによれ
ば、 ０．０３ｍｍ≦ｔ≦０．２５ｍｍ の範囲に設定したうえでインナーロータとアウターロー
タとを構成することにより、バックラッシュが適切な大
きさに設定されるとともにチップクリアランスが適切な
大きさに設定され、チップクリアランスを小さく維持し
たままでバックラッシュを従来に比べて大きく確保する
ことができる。これにより、流体の圧力脈動が生じ難く
なるとともに両ロータの歯面間の摺動抵抗が低減される
ので、ポンプの運転音を低く抑えつつ、容積効率が高く
ポンプ性能に優れ、かつ駆動トルクが小さく機械効率に
優れたオイルポンプを実現することができる。According to the oil pump rotor of the third aspect, by setting the inner rotor and the outer rotor after setting the range of 0.03 mm ≦ t ≦ 0.25 mm, the backlash has an appropriate size. And the chip clearance is set to an appropriate size, and a large backlash can be ensured as compared with the related art while keeping the chip clearance small. As a result, pressure pulsation of the fluid is less likely to occur and the sliding resistance between the tooth surfaces of both rotors is reduced, so that the pump operation noise is suppressed, the volume efficiency is high, the pump performance is excellent, and the driving torque is reduced. An oil pump that is small and has excellent mechanical efficiency can be realized.

【００４９】請求項４記載のオイルポンプロータによれ
ば、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５ を満たしてインナーロータとアウターロータとを構成す
ることにより、バックラッシュが適切な大きさに設定さ
れるとともにチップクリアランスが適切な大きさに設定
され、チップクリアランスを小さく維持したままでバッ
クラッシュを従来に比べて大きく確保することができ
る。これにより、流体の圧力脈動が生じ難くなるととも
に両ロータの歯面間の摺動抵抗が低減されるので、ポン
プの運転音を低く抑えつつ、容積効率が高くポンプ性能
に優れ、かつ駆動トルクが小さく機械効率に優れたオイ
ルポンプを実現することができる。According to the oil pump rotor of the fourth aspect, since the inner rotor and the outer rotor are configured so as to satisfy 0.850 ≦ D i / D o ≦ 0.995, the backlash has an appropriate size. And the chip clearance is set to an appropriate size, and a large backlash can be ensured as compared with the related art while keeping the chip clearance small. As a result, pressure pulsation of the fluid is less likely to occur and the sliding resistance between the tooth surfaces of both rotors is reduced, so that the pump operation noise is suppressed, the volume efficiency is high, the pump performance is excellent, and the driving torque is reduced. An oil pump that is small and has excellent mechanical efficiency can be realized.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【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、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo ｄi−ｔ／２＝ｄo 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ロータを備えるオ
イルポンプを示す平面図である。FIG. 1 is a view showing a first embodiment of an oil pump rotor according to the present invention, in which an inner rotor and an outer rotor are arranged such that D i + t / 2 = D o d i −t / 2 = d o . FIG. 7 is a plan view showing an oil pump including an oil pump rotor that satisfies the relationship and is configured such that the value of t is set to t = 0.12 mm.

【図２】 ｔの値を任意に選択した場合、その値を採用
して構成されたインナーロータとアウターロータとを備
えるオイルポンプの機械効率ζおよびポンプの容積効率
ηを示すグラフである。FIG. 2 is a graph showing a mechanical efficiency の and a pump volumetric efficiency η of an oil pump including an inner rotor and an outer rotor configured by adopting the value of t when the value is arbitrarily selected.

【図３】 本発明に係るオイルポンプロータの第２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、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５（Ｄi／Ｄo＝０．９
５） を満たして構成されたオイルポンプロータを備えるオイ
ルポンプを示す平面図である。FIG. 3 is a view showing a second embodiment of the oil pump rotor according to the present invention, wherein an inner rotor and an outer rotor are arranged such that 0.850 ≦ D i / D o ≦ 0.995 (D i / D o = 0.9
FIG. 5 is a plan view showing an oil pump including an oil pump rotor configured to satisfy the condition (5).

【図４】 Ｄi／Ｄoの値を任意に選択した場合、その値
を採用して構成されたインナーロータとアウターロータ
とを備えるオイルポンプの駆動トルクＴおよびポンプの
容積効率ηを示すグラフである。FIG. 4 is a graph showing a driving torque T of an oil pump having an inner rotor and an outer rotor and a volumetric efficiency η of the pump when the value of D i / D o is arbitrarily selected. It is.

【図５】 本発明に係るオイルポンプロータの他の実施
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、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５（Ｄi／Ｄo＝０．９
８４） を満たして構成されたオイルポンプロータを備えるオイ
ルポンプを示す平面図である。FIG. 5 is a view showing another embodiment of the oil pump rotor according to the present invention, wherein an inner rotor and an outer rotor are arranged such that 0.850 ≦ D i / D o ≦ 0.995 (D i / D o) = 0.9
84) is a plan view showing an oil pump including an oil pump rotor configured to satisfy the following condition.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１０ インナーロータ １１ 外歯 ２０ アウターロータ ２１ 内歯 ３０ ケーシング Ｂi インナーロータの基礎円 Ｂo アウターロータの基礎円 Ｅi 第１外転円 Ｈi 第１内転円 Ｅo 第２外転円 Ｈo 第２内転円 ｔ チップクリアランスReference Signs List 10 inner rotor 11 outer teeth 20 outer rotor 21 inner teeth 30 casing B i basic circle of inner rotor B o basic circle of outer rotor E i first abduction circle H i first abduction circle E o second abduction circle H o the second Uchiten'en t chip clearance

Claims (4)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項１】 ｎ（ｎは自然数）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、 インナーロータが、その基礎円に外接してすべりなく転
がる第１外転円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、基礎円に内接してすべりなく転が
る第１内転円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、アウターロータが、その
基礎円に外接してすべりなく転がる第２外転円によって
創成される外転サイクロイド曲線を歯溝の歯形とし、基
礎円に内接してすべりなく転がる第２内転円によって創
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の直径をｂi、第１外転円の直
径をＤi、第１内転円の直径をｄi、アウターロータの基
礎円の直径をｂo、第２外転円の直径をＤo、第２内転円
の直径をｄo、インナーロータとアウターロータとの偏
心量をｅとするとき、 ｂi＝ｎ・（Ｄi＋ｄi），ｂo＝（ｎ＋１）・（Ｄo＋
ｄo） Ｄi＋ｄi＝Ｄo＋ｄo＝２ｅ （ｎ＋１）・ｂi＝ｎ・ｂo かつ、 Ｄo＞Ｄi，ｄi＞ｄo 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。1. An inner rotor formed with n (n is a natural number) external teeth, an outer rotor formed with n + 1 internal teeth meshing with the external teeth, a suction port through which fluid is sucked, and a fluid And a casing having a discharge port through which the fluid is discharged. When the two rotors rotate while meshing with each other, the fluid is conveyed by sucking and discharging the fluid due to a volume change of a cell formed between the tooth surfaces of the both rotors. In an oil pump rotor used for an oil pump, an inner rotor has an abduction cycloid curve created by a first abduction circle circumscribing the base circle and rolling without slipping, and has a tooth profile of a tooth tip, and is inscribed in the base circle. The adduction cycloid curve created by the first adduction circle rolling without slippage is formed as the tooth profile of the tooth space, and the outer rotor circumscribes the base circle. The abducted cycloid curve created by the second abducted circle that rolls smoothly is defined as the tooth profile of the tooth groove, and the adduction cycloid curve created by the second abducted circle that is inscribed in the base circle and rolls smoothly is the tooth profile of the tooth tip. The diameter of the base circle of the inner rotor is b i , the diameter of the first abduction circle is D i , the diameter of the first adduction circle is d i , the diameter of the base circle of the outer rotor is b o , When the diameter of the second abduction circle is D o , the diameter of the second adduction circle is d o , and the amount of eccentricity between the inner rotor and the outer rotor is e, b i = n · (D i + d i ), b o = (n + 1) · (D o +
d o ) D i + d i = D o + d o = 2e (n + 1) · b i = n · b o and D o > D i , d i > d o are satisfied to form the inner rotor and the outer rotor. An oil pump rotor characterized by: 【請求項２】 請求項１記載のオイルポンプロータにお
いて、 インナーロータの歯先とアウターロータの歯先との間隙
の大きさをｔ（≠０）とするとき、 Ｄi＋ｔ／２＝Ｄo，ｄi−ｔ／２＝ｄo 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。2. The oil pump rotor according to claim 1, wherein when the size of the gap between the tip of the inner rotor and the tip of the outer rotor is t (≠ 0), D i + t / 2 = D o. , D i −t / 2 = d o to form an inner rotor and an outer rotor. 【請求項３】 請求項２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。3. The oil pump rotor according to claim 2, wherein the inner rotor and the outer rotor are configured such that 0.03 mm ≦ t ≦ 0.25 mm (mm: millimeter). Characterized oil pump rotor. 【請求項４】 請求項１または２記載のオイルポンプロ
ータにおいて、 ０．８５０≦Ｄi／Ｄo≦０．９９５ 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。4. The oil pump rotor according to claim 1, wherein the inner rotor and the outer rotor satisfy 0.850 ≦ D i / D o ≦ 0.995. Pump rotor.
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