JP2013199849A

JP2013199849A - Internal gear pump

Info

Publication number: JP2013199849A
Application number: JP2012067483A
Authority: JP
Inventors: Akihiro Yamazaki; 昭宏山▲崎▼; Shigeo Hisayoshi; 茂生久芳
Original assignee: Hitachi Automotive Systems Ltd
Current assignee: Hitachi Astemo Ltd
Priority date: 2012-03-23
Filing date: 2012-03-23
Publication date: 2013-10-03
Also published as: CN202946371U

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an internal gear pump capable of reducing noise.SOLUTION: An internal gear includes: an inner rotor 2a which is fixed on a drive shaft (a shaft 30) rotatably supported by a bearing (a bearing part 41) provided in a housing 4, and which has outer teeth; and an outer rotor 2b which is arranged, freely fitted in a pump housing hole 400 formed in the housing 4, which includes inner teeth, and which is meshed with the inner rotor 2a. At least one part of a tooth surface 21 of the inner rotor 2a has a first angle θi larger than zero relative to a shaft of the inner rotor 2a, and the distance between the at least one part of the tooth surface of the inner rotor and the shaft center of the inner rotor 2a is gradually reduced from the bearing side (a negative direction side of an x-axis) to an opposite side of the bearing (a positive direction side of the x-axis).

Description

本発明は、内接歯車ポンプに関する。 The present invention relates to an internal gear pump.

従来、外歯を有するインナロータと、内歯を有しインナロータに噛合するアウタロータと、を備えた内接歯車ポンプが知られている。例えば特許文献１に記載のポンプは、軸受により回転自在に支持される駆動軸にインナロータを固定している。 2. Description of the Related Art Conventionally, an internal gear pump including an inner rotor having external teeth and an outer rotor having internal teeth and meshing with the inner rotor is known. For example, in the pump described in Patent Document 1, an inner rotor is fixed to a drive shaft that is rotatably supported by a bearing.

特開２００７−２５５３４１号公報JP 2007-255341 A

しかし、特許文献１に記載のポンプでは、インナロータが傾斜すると、インナロータがアウタロータと干渉して騒音が発生するおそれがあった。本発明の目的とするところは、騒音を低減することができる内接歯車ポンプを提供することにある。 However, in the pump described in Patent Document 1, when the inner rotor is inclined, the inner rotor may interfere with the outer rotor to generate noise. An object of the present invention is to provide an internal gear pump capable of reducing noise.

上記目的を達成するため、本発明のポンプは、好ましくは、インナロータの歯面の少なくとも一部は、軸受側から軸受と反対側へ向かうにつれて、インナロータの軸心からの距離が徐々に短くなることとした。 In order to achieve the above object, the pump of the present invention is preferably such that at least a part of the tooth surface of the inner rotor gradually decreases in distance from the inner rotor axis as it goes from the bearing side to the opposite side of the bearing. It was.

よって、インナロータの傾斜を抑制して、騒音を低減することができる。 Therefore, the inclination of the inner rotor can be suppressed and noise can be reduced.

実施例１のトランスミッションケースに設置されたポンプの軸方向断面図である。It is an axial sectional view of a pump installed in the transmission case of the first embodiment. 実施例１のポンプ部の軸方向正面図である。FIG. 3 is an axial front view of the pump unit according to the first embodiment. 図２のＡ−Ａ視断面図である。FIG. 3 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG. 2. 実施例１のインナロータの（ａ）斜視図と（ｂ）正面図である。It is the (a) perspective view and (b) front view of the inner rotor of Example 1. FIG. 実施例１のアウタロータの（ａ）斜視図と（ｂ）正面図である。It is the (a) perspective view and (b) front view of the outer rotor of Example 1. FIG. 実施例１のアウタロータにインナロータに設置した状態の（ａ）軸受部と反対側から見た正面図と（ｂ）軸受部側から見た正面図である。It is the front view seen from the (a) bearing part side of the state installed in the inner rotor in the outer rotor of Example 1, and (b) the front view seen from the bearing part side. 実施例１のポンプ部の作動中の軸方向断面図である。It is an axial direction sectional view in operation of the pump part of Example 1. 比較例のポンプ部の作動中の軸方向断面図である。It is an axial sectional view during operation of a pump part of a comparative example. 実施例２のインナロータの（ａ）斜視図と（ｂ）正面図である。It is the (a) perspective view and (b) front view of the inner rotor of Example 2. FIG. 実施例２のアウタロータの（ａ）斜視図と（ｂ）正面図である。It is the (a) perspective view and (b) front view of the outer rotor of Example 2. 実施例２のアウタロータにインナロータに設置した状態の（ａ）軸受部と反対側から見た正面図と（ｂ）軸受部側から見た正面図である。(A) The front view seen from the opposite side to a bearing part of the state installed in the inner rotor in the outer rotor of Example 2, (b) The front view seen from the bearing part side.

以下、本発明の内接歯車ポンプを実現する形態を、図面に基づき説明する。 Hereinafter, the form which implement | achieves the internal gear pump of this invention is demonstrated based on drawing.

［実施例１］
実施例１のポンプ１は、電動モータにより駆動される電動ポンプであり、車両の油圧機器に適用される。具体的には、ポンプ１は、車両（自動車）に搭載される自動変速機（ＣＶＴ）用の補助電動ポンプであり、流体として自動変速機（ＣＶＴ）の冷却用のオイル（ＣＶＴＦ）を吸入・吐出する。図１は、トランスミッションケース100に設置されたポンプ１を、その軸心を通る平面で切った断面図である。ポンプ１へ吸入され、ポンプ１から吐出されるオイルの流れを矢印で示す。説明のため、ポンプ１の軸心（シャフト３０）が延びる方向にｘ軸を設け、モータ部３に対しポンプ部２の側を正方向とする。 [Example 1]
The pump 1 according to the first embodiment is an electric pump that is driven by an electric motor, and is applied to a hydraulic device of a vehicle. Specifically, the pump 1 is an auxiliary electric pump for an automatic transmission (CVT) mounted on a vehicle (automobile), and sucks oil (CVTF) for cooling the automatic transmission (CVT) as a fluid. Discharge. FIG. 1 is a cross-sectional view of a pump 1 installed in a transmission case 100 taken along a plane passing through its axis. The flow of oil sucked into the pump 1 and discharged from the pump 1 is indicated by arrows. For the sake of explanation, the x-axis is provided in the direction in which the shaft center (shaft 30) of the pump 1 extends, and the pump unit 2 side with respect to the motor unit 3 is the forward direction.

トランスミッションケース100は、自動変速機のハウジングであり、ポンプ１が嵌合設置される有底円筒状の凹部101が形成されている。凹部101には図示しない吸入油路が開口すると共に、凹部101の底部にはポンプ１の吐出部４５と接続する吐出油路102が開口する。ポンプ１は、オイルを吸入・吐出するポンプ部２と、ポンプ部２を回転駆動するモータ部３と、ポンプ部２及びモータ部３が収容設置されるハウジング４とを有している。 The transmission case 100 is a housing of an automatic transmission, and is formed with a bottomed cylindrical recess 101 into which the pump 1 is fitted and installed. A suction oil passage (not shown) opens in the recess 101, and a discharge oil passage 102 connected to the discharge portion 45 of the pump 1 opens in the bottom of the recess 101. The pump 1 includes a pump unit 2 that sucks and discharges oil, a motor unit 3 that rotationally drives the pump unit 2, and a housing 4 in which the pump unit 2 and the motor unit 3 are accommodated.

ハウジング４は、第１ハウジング４ａと第２ハウジング４ｂを有している。第１ハウジング４ａは、内周側に有底円筒状のポンプ収容孔400を備えるポンプ収容部４０と、ポンプ収容部４０と一体に設けられてポンプ収容孔400の底部からポンプ収容孔400の軸方向反対側（ｘ軸負方向側）に突出し、内周側にシャフト収容孔410を備える軸受部４１と、軸受部４１の外周面に対して径方向隙間を介して対向するようにポンプ収容部４０の底部と一体に設けられ、内周側にステータ収容孔420を備えるモータ収容部４２と、モータ収容部４２の軸方向端部（ｘ軸負方向端部）と一体に外径方向に広がるように設けられたフランジ部４３と、を有している。ポンプ収容部４０には、ポンプ収容孔400の底部に、吸入ポート401と吐出ポート402が凹溝状に設けられている。第２ハウジング４ｂは、吸入油路440が貫通形成された吸入部４４と、吐出油路450が貫通形成された吐出部４５とを有している。第２ハウジング４ｂにおける第１ハウジング４ａとの接合面には、有底凹部460が形成されている。 The housing 4 has a first housing 4a and a second housing 4b. The first housing 4a includes a pump housing portion 40 having a bottomed cylindrical pump housing hole 400 on the inner peripheral side, and the pump housing portion 40 provided integrally with the pump housing portion 40. The bearing portion 41 that protrudes in the opposite direction (x-axis negative direction side) and has a shaft accommodation hole 410 on the inner circumferential side, and the pump housing portion so as to face the outer circumferential surface of the bearing portion 41 via a radial gap 40 is provided integrally with the bottom portion of the motor 40, and includes a motor housing portion 42 having a stator housing hole 420 on the inner peripheral side, and an axial end portion (x-axis negative direction end portion) of the motor housing portion 42 that extends integrally in the outer diameter direction. And a flange portion 43 provided as described above. In the pump accommodating portion 40, a suction port 401 and a discharge port 402 are provided in a concave groove shape at the bottom of the pump accommodating hole 400. The second housing 4b has a suction portion 44 through which a suction oil passage 440 is formed and a discharge portion 45 through which a discharge oil passage 450 is formed. A bottomed recess 460 is formed on the joint surface of the second housing 4b with the first housing 4a.

ポンプ部２は、ギヤポンプ、具体的には静音性が比較的高い内接型ギヤポンプ（内接歯車ポンプ）であり、ポンプロータとしてインナロータ２ａとアウタロータ２ｂとを有するポンプ構成体である。インナロータ２ａはｎ枚（実施例では６枚）の歯数を有する外歯歯車であり、その内周側にシャフト設置孔２０が設けられている。シャフト設置孔２０にはポンプ部２（インナロータ２ａ）の駆動軸としてのシャフト３０の一端部（ｘ軸正方向端部）が嵌合して設置され、インナロータ２ａに固定される。インナロータ２ａの歯形はトロコイド歯形である。アウタロータ２ｂはｎ＋１枚（実施例では７枚）の歯数を有する内歯歯車である。アウタロータ２ｂは、第１ハウジング４ａに形成されたポンプ収容部４０（ポンプ収容孔400）内に遊嵌状態で回転自在に収容設置される。アウタロータ２ｂの外周面はアウタロータ２ｂの中心軸（ｘ軸）と略平行に設けられており、シャフト収容孔410の軸（ｘ軸）と略平行に設けられたポンプ収容孔400の内周面に対して、径方向の僅かな隙間を介して対向する。アウタロータ２ｂの歯形はトロコイド歯形である。ポンプ収容孔400が開口する第１ハウジング４ａのｘ軸正方向端面を覆うように第２ハウジング４ｂが設置され、第１ハウジング４ａに対してボルト締結される。第２ハウジング４ｂの吸入油路440はポンプ部２の吸入領域と連通し、吐出油路450はポンプ部２の吐出領域と連通するように配置される。 The pump unit 2 is a gear pump, specifically, an internal gear pump (internal gear pump) having a relatively high silence, and is a pump structure having an inner rotor 2a and an outer rotor 2b as pump rotors. The inner rotor 2a is an external gear having n teeth (six in the embodiment), and a shaft installation hole 20 is provided on the inner peripheral side thereof. One end (x-axis positive direction end) of a shaft 30 as a drive shaft of the pump unit 2 (inner rotor 2a) is fitted and installed in the shaft installation hole 20, and is fixed to the inner rotor 2a. The tooth profile of the inner rotor 2a is a trochoidal tooth profile. The outer rotor 2b is an internal gear having the number of teeth of n + 1 (in the embodiment, 7). The outer rotor 2b is housed and installed rotatably in a loosely fitted state in a pump housing portion 40 (pump housing hole 400) formed in the first housing 4a. The outer peripheral surface of the outer rotor 2b is provided substantially parallel to the central axis (x axis) of the outer rotor 2b, and is arranged on the inner peripheral surface of the pump receiving hole 400 provided substantially parallel to the axis (x axis) of the shaft receiving hole 410. On the other hand, it opposes through a slight gap in the radial direction. The tooth profile of the outer rotor 2b is a trochoidal tooth profile. The second housing 4b is installed so as to cover the end surface in the positive x-axis direction of the first housing 4a where the pump housing hole 400 opens, and is bolted to the first housing 4a. The suction oil passage 440 of the second housing 4 b communicates with the suction region of the pump unit 2, and the discharge oil passage 450 communicates with the discharge region of the pump unit 2.

モータ部３は、ロータ部３ａとステータ部３ｂにより構成されるブラシレスＤＣモータである。ロータ部３ａは、シャフト３０と、マグネット３１と、これらを連結するヨークとしてのロータコア３２とを有する。マグネット３１は円筒状の永久磁石（リング磁石）であり、周方向に複数の磁極を有する界磁石である。ロータコア３２は磁性体であり、鉄系金属材料で形成されている。ロータコア３２は、内周側に凹部320が設けられた有底円筒状であり、その底部にはシャフト設置孔321が貫通形成されている。ロータコア３２の外周側にはマグネット設置部322が形成されている。マグネット設置部322にマグネット３１が接着されることで、マグネット３１がロータコア３２に固定設置される。ステータ部３ｂは、界磁機構としてのステータ３３及びコイル３４を有する。ステータ３３は、ステータコアと絶縁体（インシュレータ）331を有する。ステータコアの各ティース330には、絶縁体331を介して巻線コイル３４が巻回されている。コイル３４に通電されることでステータ３３が磁界を発生し、ロータ部３ａを回転駆動する。 The motor unit 3 is a brushless DC motor including a rotor unit 3a and a stator unit 3b. The rotor part 3a has a shaft 30, a magnet 31, and a rotor core 32 as a yoke for connecting them. The magnet 31 is a cylindrical permanent magnet (ring magnet), and is a field magnet having a plurality of magnetic poles in the circumferential direction. The rotor core 32 is a magnetic body and is made of an iron-based metal material. The rotor core 32 has a bottomed cylindrical shape with a recess 320 provided on the inner peripheral side, and a shaft installation hole 321 is formed through the bottom. A magnet installation portion 322 is formed on the outer peripheral side of the rotor core 32. The magnet 31 is fixedly installed on the rotor core 32 by adhering the magnet 31 to the magnet installation unit 322. The stator portion 3b includes a stator 33 and a coil 34 as a field mechanism. The stator 33 has a stator core and an insulator (insulator) 331. A winding coil 34 is wound around each tooth 330 of the stator core via an insulator 331. When the coil 34 is energized, the stator 33 generates a magnetic field and rotationally drives the rotor portion 3a.

シャフト３０は、軸受部４１のシャフト収容孔410内に回転自在に収容設置（支持）される。軸受部４１（シャフト収容孔410）は滑り軸受であり、吐出ポート402から切り欠き413を介して送られるオイルにより潤滑される。軸受部４１（シャフト収容孔410）のロータ部３ａ側（ｘ軸負方向側）の端部にはシール部材としてのオイルシール411が設置されている。オイルシール411がシャフト３０の外周面に摺接することで、軸受部４１（シャフト収容孔410）に供給されるオイルのモータ部３側への流出が遮断される。なお、軸受部４１には、吸入ポート401とオイルシール411とを連通する連通路412が形成されており、軸受部４１（シャフト収容孔410）に供給されたオイルは、連通路412を介して吸入ポート401へ戻される。シャフト３０は、そのモータ部３側（ｘ軸負方向側）の部分が軸受部４１に回転可能に軸支されることでハウジング４に片持ち支持される。このように片持ち支持されることで、シャフト３０の長さが短縮され、ポンプ１の軸方向寸法が抑制される。軸受部４１からポンプ部２と反対側（ｘ軸負方向側）のモータ収容部４２内に突出するシャフト３０の他端部は、ロータコア３２のシャフト設置孔321に設置され、ロータコア３２に固定される。ロータコア３２は軸受部４１に帽子のように被さって設置される。ロータコア３２の凹部320内に軸受部４１の一部が収容されることで、シャフト３０の長さが短縮され、ポンプ１の軸方向寸法が抑制される。ステータ３３は、その外周面がステータ収容孔420の内周面に接するようにモータ収容部４２に設置され、その内周面がロータ部３ａ（マグネット３１）の外周面に対して僅かな径方向隙間（エアギャップ）を介して対向するように配置される。 The shaft 30 is rotatably housed (supported) in the shaft housing hole 410 of the bearing portion 41. The bearing portion 41 (shaft accommodation hole 410) is a sliding bearing and is lubricated by oil sent from the discharge port 402 via the notch 413. An oil seal 411 as a seal member is installed at the end of the bearing portion 41 (shaft accommodation hole 410) on the rotor portion 3a side (x-axis negative direction side). Since the oil seal 411 is in sliding contact with the outer peripheral surface of the shaft 30, the oil supplied to the bearing portion 41 (shaft housing hole 410) is blocked from flowing out to the motor portion 3 side. The bearing portion 41 is formed with a communication passage 412 that allows the suction port 401 and the oil seal 411 to communicate with each other, and the oil supplied to the bearing portion 41 (shaft housing hole 410) passes through the communication passage 412. Returned to the suction port 401. The shaft 30 is cantilevered by the housing 4 as a portion of the motor portion 3 side (x-axis negative direction side) is rotatably supported by the bearing portion 41. By being cantilevered in this way, the length of the shaft 30 is shortened, and the axial dimension of the pump 1 is suppressed. The other end portion of the shaft 30 protruding from the bearing portion 41 into the motor housing portion 42 on the opposite side (x-axis negative direction side) from the pump portion 2 is installed in the shaft installation hole 321 of the rotor core 32 and fixed to the rotor core 32. The The rotor core 32 is installed so as to cover the bearing portion 41 like a cap. By accommodating a part of the bearing portion 41 in the recess 320 of the rotor core 32, the length of the shaft 30 is shortened and the axial dimension of the pump 1 is suppressed. The stator 33 is installed in the motor housing portion 42 so that the outer circumferential surface thereof is in contact with the inner circumferential surface of the stator housing hole 420, and the inner circumferential surface is slightly radial with respect to the outer circumferential surface of the rotor portion 3a (magnet 31). It arrange | positions so that it may oppose through a clearance gap (air gap).

以上のようにポンプ部２とモータ部３を収容したハウジング４は、トランスミッションケース100の凹部101に嵌合設置される。第２ハウジング４ｂの吐出部４５はトランスミッションケース100の吐出油路102に嵌合設置される。ハウジング４のフランジ部４３は凹部101を囲むようにトランスミッションケース100にボルト締結される。なお、カバー４ｃがフランジ部４３にボルト締結され、ハウジング４のモータ収容部４２の開口を塞ぐことで、モータ収容部４２内の気密性が保たれる。ハウジング４の外周面とトランスミッションケース100（凹部101）の内周面との間の隙間（オイルが充填される吸入部）103は、凹部101の開口部に設置されたシール部材104により、自動変速機の外部との連通が遮断される。また、上記隙間（オイルが充填される吸入部）103は、吐出部４５の外周面と吐出油路102の内周面との間に設置されたシール部材105により、吐出油路102との連通が遮断される。 As described above, the housing 4 accommodating the pump unit 2 and the motor unit 3 is fitted and installed in the recess 101 of the transmission case 100. The discharge portion 45 of the second housing 4 b is fitted and installed in the discharge oil passage 102 of the transmission case 100. The flange portion 43 of the housing 4 is bolted to the transmission case 100 so as to surround the recess 101. In addition, the cover 4c is bolted to the flange portion 43, and the opening of the motor accommodating portion 42 of the housing 4 is closed, whereby the airtightness in the motor accommodating portion 42 is maintained. A gap (suction part filled with oil) 103 between the outer peripheral surface of the housing 4 and the inner peripheral surface of the transmission case 100 (recessed part 101) is automatically changed by a seal member 104 installed in the opening of the recessed part 101. Communication with the outside of the aircraft is interrupted. Further, the gap (suction part filled with oil) 103 communicates with the discharge oil path 102 by a seal member 105 installed between the outer peripheral surface of the discharge part 45 and the inner peripheral surface of the discharge oil path 102. Is cut off.

図２は、第２ハウジング４ｂを取り除いた状態でポンプ部２を軸方向一方側（ｘ軸正方向側）から見た正面図である。図３は、図２のＡ−Ａ視断面を模式的に示す図である。説明のため、インナロータ２ａ（シャフト３０）の軸心Ｏを通るｙ軸とこれに直交するｚ軸を設ける。インナロータ２ａ及びアウタロータ２ｂの回転方向を矢印で示す。インナロータ２ａは、アウタロータ２ｂの内周側にアウタロータ２ｂと噛み合うように設置される。アウタロータ２ｂは、インナロータ２ａの回転により、インナロータ２ａとの噛合い位置で回転駆動される。互いに噛み合うインナロータ２ａの歯の内周面とアウタロータ２ｂの歯の内周面とで囲まれる領域にはポンプ室ｒが形成され、インナロータ２ａの歯数と同数（計６個）のポンプ室ｒ１〜ｒ６が設けられている。インナロータ２ａが図２の矢印の方向に回転すると、ｚ軸よりもｙ軸正方向側のポンプ室ｒ１〜ｒ３の容積は拡大し、ｚ軸よりもｙ軸負方向側のポンプ室ｒ４〜ｒ６の容積は縮小する。ｚ軸よりもｙ軸正方向側の領域は吸入領域である。第１ハウジング４ａの吸入ポート401は、吸入領域に存在するポンプ室ｒ１〜ｒ３と連通するよう、ｘ軸方向から見て三日月状に設けられている。また、吸入領域には第２ハウジング４ｂの吸入油路440が連通する。ｚ軸よりもｙ軸負方向側の領域は吐出領域である。第１ハウジング４ａの吐出ポート402は、吐出領域に存在するポンプ室ｒ４〜ｒ６と連通するよう、ｘ軸方向から見て三日月状に設けられている。また、吐出領域には第２ハウジング４ｂの吐出油路450が連通する。ポンプ部２は、両ロータ２ａ、２ｂを回転させることにより、吸入部（吸入領域に存在するポンプ室ｒ）で吸入したオイルを吐出部（吐出領域に存在するポンプ室ｒ）から吐出する。 FIG. 2 is a front view of the pump unit 2 as viewed from one axial direction side (x-axis positive direction side) with the second housing 4b removed. FIG. 3 is a diagram schematically showing a cross section taken along line AA of FIG. For explanation, a y-axis passing through the axis O of the inner rotor 2a (shaft 30) and a z-axis orthogonal thereto are provided. The rotation directions of the inner rotor 2a and the outer rotor 2b are indicated by arrows. The inner rotor 2a is installed on the inner peripheral side of the outer rotor 2b so as to mesh with the outer rotor 2b. The outer rotor 2b is rotationally driven at the meshing position with the inner rotor 2a by the rotation of the inner rotor 2a. A pump chamber r is formed in a region surrounded by the inner peripheral surface of the teeth of the inner rotor 2a and the inner peripheral surface of the teeth of the outer rotor 2b, and the same number (total of six) pump chambers r1 to r2 of the inner rotor 2a. r6 is provided. When the inner rotor 2a rotates in the direction of the arrow in FIG. 2, the volumes of the pump chambers r1 to r3 on the y axis positive direction side with respect to the z axis increase, and the pump chambers r4 to r6 on the y axis negative direction side with respect to the z axis. The volume decreases. A region on the positive side of the y-axis with respect to the z-axis is a suction region. The suction port 401 of the first housing 4a is provided in a crescent shape when viewed from the x-axis direction so as to communicate with the pump chambers r1 to r3 existing in the suction region. Further, the suction oil passage 440 of the second housing 4b communicates with the suction region. A region on the negative side in the y-axis direction from the z-axis is a discharge region. The discharge port 402 of the first housing 4a is provided in a crescent shape when viewed from the x-axis direction so as to communicate with the pump chambers r4 to r6 existing in the discharge region. Further, the discharge oil passage 450 of the second housing 4b communicates with the discharge region. The pump unit 2 rotates the rotors 2a and 2b to discharge the oil sucked in the suction unit (pump chamber r existing in the suction region) from the discharge unit (pump chamber r existing in the discharge region).

図４は、インナロータ２ａの（ａ）斜視図と（ｂ）ｘ軸正方向側から見た正面図である。図５は、アウタロータ２ｂの（ａ）斜視図と（ｂ）ｘ軸負方向側から見た正面図である。図６は、アウタロータ２ｂの内周側にインナロータ２ａを設置し、（ａ）ｘ軸正方向側から見た正面図と（ｂ）ｘ軸負方向側から見た正面図である。インナロータ２ａの歯面２１は、インナロータ２ａの軸に対してゼロより大きい角度θｉ（図３参照）を有し、軸受部４１側（ｘ軸負方向側）のインナロータ２ａの端面から軸受部４１と反対側（ｘ軸正方向側）のインナロータ２ａの端面に向かうにつれて、インナロータ２ａの軸心から歯面２１までの距離が徐々に短くなるように設けられている。すなわち、歯面２１は、ｘ軸負方向に向かうにつれて徐々に外径側（軸心から離れる側）に広がるテーパ状に設けられている。テーパは、歯面２１の全体に設けられている。インナロータ２ａの軸心を通る断面は、図３に示すように、裾が広がる台形状となる。インナロータ２ａの軸が延びる方向（ｘ軸方向）に対して歯面２１のテーパがなす角度（テーパ角θｉ）は、インナロータ２ａの全周（軸回り方向の全範囲）にわたり一様である。言換えると、歯面２１はインナロータ２ａの全周にわたり角度θｉを有し、θｉはインナロータ２ａの全周にわたり一定である。 4A is a perspective view of the inner rotor 2a, and FIG. 4B is a front view of the inner rotor 2a as viewed from the x-axis positive direction side. 5A is a perspective view of the outer rotor 2b, and FIG. 5B is a front view of the outer rotor 2b viewed from the x-axis negative direction side. FIG. 6 is a front view in which the inner rotor 2a is installed on the inner peripheral side of the outer rotor 2b, and is viewed from the (a) x-axis positive direction side and (b) the x-axis negative direction side. The tooth surface 21 of the inner rotor 2a has an angle θi (see FIG. 3) larger than zero with respect to the axis of the inner rotor 2a, and the bearing portion 41 and the end portion of the inner rotor 2a on the bearing portion 41 side (x-axis negative direction side) The distance from the axial center of the inner rotor 2a to the tooth surface 21 is gradually shortened toward the end face of the inner rotor 2a on the opposite side (x-axis positive direction side). That is, the tooth surface 21 is provided in a tapered shape that gradually spreads toward the outer diameter side (side away from the axis) as it goes in the negative x-axis direction. The taper is provided on the entire tooth surface 21. As shown in FIG. 3, the cross section passing through the axial center of the inner rotor 2 a has a trapezoidal shape in which the bottom is widened. The angle (taper angle θi) formed by the taper of the tooth surface 21 with respect to the direction in which the axis of the inner rotor 2a extends (x-axis direction) is uniform over the entire circumference of the inner rotor 2a (the entire range around the axis). In other words, the tooth surface 21 has an angle θi over the entire circumference of the inner rotor 2a, and θi is constant over the entire circumference of the inner rotor 2a.

アウタロータ２ｂの歯面２２は、アウタロータ２ｂの軸に対してゼロより大きい角度θｏ（図３参照）を有し、軸受部４１側（ｘ軸負方向側）のアウタロータ２ｂの端面から軸受部４１と反対側（ｘ軸正方向側）のアウタロータ２ｂの端面に向かうにつれて、アウタロータ２ｂの軸心から歯面２２までの距離が徐々に短くなるように設けられている。すなわち、歯面２２は、ｘ軸負方向に向かうにつれて徐々に外径側（軸心から離れる側）に広がるテーパ状に設けられている。テーパは、歯面２２の全体に設けられている。アウタロータ２ｂの軸心を通る断面は、図３に示すように台形状となる。アウタロータ２ｂの軸が延びる方向（ｘ軸方向）に対して歯面２２のテーパがなす角度（テーパ角θｏ）は、アウタロータ２ｂの全周にわたり一様である。言換えると、歯面２２はアウタロータ２ｂの全周にわたり角度θｏを有し、θｏはアウタロータ２ｂの全周にわたり一定である。θｏはθｉと略等しくなるように設定されている。 The tooth surface 22 of the outer rotor 2b has an angle θo (see FIG. 3) larger than zero with respect to the axis of the outer rotor 2b, and the bearing portion 41 and the end portion of the outer rotor 2b on the bearing portion 41 side (x-axis negative direction side). The distance from the axial center of the outer rotor 2b to the tooth surface 22 is gradually reduced toward the end face of the outer rotor 2b on the opposite side (x-axis positive direction side). That is, the tooth surface 22 is provided in a tapered shape that gradually spreads toward the outer diameter side (side away from the axis) as it goes in the negative x-axis direction. The taper is provided on the entire tooth surface 22. The cross section passing through the axis of the outer rotor 2b is trapezoidal as shown in FIG. The angle (taper angle θo) formed by the taper of the tooth surface 22 with respect to the direction in which the axis of the outer rotor 2b extends (x-axis direction) is uniform over the entire circumference of the outer rotor 2b. In other words, the tooth surface 22 has an angle θo over the entire circumference of the outer rotor 2b, and θo is constant over the entire circumference of the outer rotor 2b. θo is set to be substantially equal to θi.

［実施例１の作用］
次に、ポンプ１の作用を説明する。図７および図８は、図３と同様の断面図であり、作動中のポンプ部２におけるオイルの流れ及びインナロータ２ａに作用する力を矢印で示す。図７は実施例１を示し、図８は比較例を示す。比較例は、インナロータ２ａの歯面２１とアウタロータ２ｂの歯面２２にテーパが設けられておらず、歯面２１、２２がロータの軸に略平行である点が実施例１と異なり、他の点は実施例１と同様である。 [Operation of Example 1]
Next, the operation of the pump 1 will be described. FIGS. 7 and 8 are cross-sectional views similar to FIG. 3, and the oil flow in the pump unit 2 in operation and the force acting on the inner rotor 2 a are indicated by arrows. FIG. 7 shows Example 1 and FIG. 8 shows a comparative example. The comparative example is different from the first embodiment in that the tooth surface 21 of the inner rotor 2a and the tooth surface 22 of the outer rotor 2b are not tapered, and the tooth surfaces 21 and 22 are substantially parallel to the axis of the rotor. The point is the same as in the first embodiment.

図８に示すように、ポンプ部２の作動中、インナロータ２ａの歯面２１には、ｙ軸正方向側の吸入領域では吸入圧が作用し、ｙ軸負方向側の吐出領域では吐出圧が作用する。すなわち、インナロータ２ａは、吸入領域のポンプ室ｒの圧力、および吐出領域のポンプ室ｒの圧力により、ラジアル方向（軸に対して垂直方向）の荷重を受ける。具体的には、インナロータ２ａは、吸入領域では吸入圧（負圧）によりｙ軸正方向に作用する荷重Ｆ１を受け、吐出領域では吐出圧によりｙ軸正方向に作用する荷重Ｆ２を受ける。なお、一般的に吸入圧による荷重Ｆ１よりも吐出圧による荷重Ｆ２のほうが大きい。これらの荷重Ｆ１，Ｆ２はインナロータ２ａに対して共にｙ軸正方向に作用する。これらの荷重Ｆ１，Ｆ２により、軸受部４１のｘ軸正方向側（ポンプ部２の側）の端部Ｐを支点として図８の時計回り方向にインナロータ２ａを回転させようとする回転力（第１の力のモーメントＭ１）が発生する。一方、インナロータ２ａを駆動するシャフト３０は、軸受部４１により片持ち支持される。また、シャフト３０とシャフト収容孔410との間、およびインナロータ２ａとハウジング４との間には、所定の隙間が存在する。よって、第１の力のモーメントＭ１により、インナロータ２ａが端部Ｐを支点として図８の時計回り方向に若干回転し、シャフト収容孔410およびポンプ収容孔400（アウタロータ２ｂ）の軸心に対して傾く（倒れる）。これにより、両ロータ２ａ、２ｂの軸方向端面付近で両ロータ２ａ、２ｂの歯面同士が近接し、両ロータ２ａ、２ｂの歯間最小隙間（チップクリアランス）が過度に小さくなって、両ロータ２ａ、２ｂの歯同士が干渉する。この干渉（歯当たり）により、騒音（歯打ち音）が発生する。また、モータ部３の側でも、シャフト３０が傾くことでロータ部３ａとステータ部３ｂとの間のエアギャップに偏りが生じ、モータ部３が円滑に作動しなくなるおそれがある。 As shown in FIG. 8, during the operation of the pump unit 2, the suction pressure acts on the tooth surface 21 of the inner rotor 2 a in the suction region on the y-axis positive direction side, and the discharge pressure in the discharge region on the y-axis negative direction side. Works. That is, the inner rotor 2a receives a load in the radial direction (perpendicular to the axis) by the pressure in the pump chamber r in the suction region and the pressure in the pump chamber r in the discharge region. Specifically, the inner rotor 2a receives a load F1 that acts in the y-axis positive direction by the suction pressure (negative pressure) in the suction region, and receives a load F2 that acts in the y-axis positive direction by the discharge pressure in the discharge region. In general, the load F2 due to the discharge pressure is larger than the load F1 due to the suction pressure. Both of these loads F1 and F2 act on the inner rotor 2a in the positive y-axis direction. With these loads F1 and F2, the rotational force (the first force) that causes the inner rotor 2a to rotate in the clockwise direction in FIG. 8 with the end portion P of the bearing portion 41 on the x-axis positive direction side (the pump portion 2 side) as a fulcrum. 1 force moment M1) occurs. On the other hand, the shaft 30 that drives the inner rotor 2 a is cantilevered by the bearing portion 41. In addition, there are predetermined gaps between the shaft 30 and the shaft housing hole 410 and between the inner rotor 2a and the housing 4. Therefore, the inner rotor 2a slightly rotates in the clockwise direction in FIG. 8 with the end portion P as a fulcrum by the first force moment M1, and with respect to the shaft centers of the shaft accommodation hole 410 and the pump accommodation hole 400 (outer rotor 2b). Tilt (fall down). As a result, the tooth surfaces of both rotors 2a and 2b are close to each other in the vicinity of the axial end surfaces of both rotors 2a and 2b, and the minimum inter-tooth gap (chip clearance) between both rotors 2a and 2b becomes excessively small. The teeth of 2a and 2b interfere with each other. Due to this interference (tooth contact), noise (gap sound) is generated. Further, even on the motor unit 3 side, the tilt of the shaft 30 causes a bias in the air gap between the rotor unit 3a and the stator unit 3b, and the motor unit 3 may not operate smoothly.

これに対し、実施例１のポンプ部２では、インナロータ２ａの歯面２１は、テーパ角θｉ（図３参照）を有しており、軸受部４１側（ｘ軸負方向側）から軸受部４１と反対側（ｘ軸正方向側）に向かうにつれて、インナロータ２ａの軸心から歯面２１までの距離が徐々に短くなるように設けられている。この歯面２１のテーパ形状に起因して、図７に示すように、インナロータ２ａには、吸入領域のポンプ室ｒの圧力、および吐出領域のポンプ室ｒの圧力により、ラジアル方向の荷重Ｆ１，Ｆ２だけでなく、スラスト方向の荷重Ｆ３，Ｆ４が作用する（吸入領域で作用する荷重を分解するとＦ１，Ｆ３となり、吐出領域で作用する荷重を分解するとＦ２，Ｆ４となる）。具体的には、インナロータ２ａは、吸入領域では吸入圧（負圧）により荷重Ｆ１に加えてｘ軸正方向に作用する荷重Ｆ３を受け、吐出領域では吐出圧により荷重Ｆ２に加えてｘ軸負方向に作用する荷重Ｆ４を受ける。なお、吸入圧による荷重Ｆ３よりも吐出圧による荷重Ｆ４のほうが大きい。これらの荷重Ｆ３，Ｆ４は、端部Ｐを挟んで逆向きに作用する。これらの荷重Ｆ３，Ｆ４により、端部Ｐを支点として図７の反時計回り方向にインナロータ２ａを回転させようとする回転力（第２の力のモーメントＭ２）が発生する。なお、荷重Ｆ３，Ｆ４の大きさ、すなわち第２の力のモーメントＭ２の大きさは、インナロータ２ａの歯面２１につけられたテーパ角θｉが大きいほど、またテーパを設ける範囲が広いほど、大きくなる。この第２の力のモーメントＭ２は、第１の力のモーメントＭ１とは反対方向に作用する。よって、比較例よりも第１の力のモーメントＭ１が低減される。このため、インナロータ２ａの傾き（倒れ）を抑制することができる。よって、インナロータ２ａの歯面がアウタロータ２ｂの歯面と干渉することを抑制し、歯当たりによる騒音（歯打ち音）を低減することができる。また、コンタミの増大を抑制してポンプ部２の耐久性を向上することができる。 On the other hand, in the pump part 2 of Example 1, the tooth surface 21 of the inner rotor 2a has a taper angle θi (see FIG. 3), and the bearing part 41 from the bearing part 41 side (x-axis negative direction side). And the distance from the axial center of the inner rotor 2a to the tooth surface 21 is gradually reduced toward the opposite side (x-axis positive direction side). Due to the tapered shape of the tooth surface 21, as shown in FIG. 7, the inner rotor 2a has a radial load F1, due to the pressure in the pump chamber r in the suction region and the pressure in the pump chamber r in the discharge region. In addition to F2, loads F3 and F4 in the thrust direction act (F1 and F3 are obtained when the load acting on the suction region is disassembled, and F2 and F4 are obtained when the load acting on the discharge region is disassembled). Specifically, the inner rotor 2a receives a load F3 acting in the positive direction of the x axis in addition to the load F1 by the suction pressure (negative pressure) in the suction region, and the negative x axis in addition to the load F2 by the discharge pressure in the discharge region. A load F4 acting in the direction is received. The load F4 due to the discharge pressure is larger than the load F3 due to the suction pressure. These loads F3 and F4 act in opposite directions across the end portion P. With these loads F3 and F4, a rotational force (second force moment M2) is generated to rotate the inner rotor 2a counterclockwise in FIG. 7 with the end portion P as a fulcrum. The magnitudes of the loads F3 and F4, that is, the magnitude of the second force moment M2, increase as the taper angle θi applied to the tooth surface 21 of the inner rotor 2a increases and as the taper range increases. . The moment M2 of the second force acts in the opposite direction to the moment M1 of the first force. Therefore, the moment M1 of the first force is reduced as compared with the comparative example. For this reason, the inclination (falling) of the inner rotor 2a can be suppressed. Therefore, it is possible to suppress the tooth surface of the inner rotor 2a from interfering with the tooth surface of the outer rotor 2b, and to reduce noise (gap sound) due to tooth contact. In addition, the durability of the pump unit 2 can be improved by suppressing the increase in contamination.

なお、荷重Ｆ１，Ｆ２は、インナロータ２ａの軸方向厚み（すなわちインナロータ２ａが径方向で受圧する面積）に応じて変化する。例えば、インナロータ２ａが軸方向で薄ければ、荷重Ｆ１，Ｆ２は小さく、第１の力のモーメントＭ１が小さくなる。よって、Ｍ１を低減するための第２の力のモーメントＭ２も小さくて済むため、テーパ角θｉやテーパを設ける範囲は比較的小さくてよい。モータ部３の側でも、シャフト３０の傾きを抑制することで、ロータ部３ａとステータ部３ｂとの間のエアギャップに軸方向で偏りが生じることを抑制し、モータ部３を円滑に作動させることができる。ここで、図７に示すように、シャフト３０の軸心はシャフト収容孔410の軸心に対してｙ軸正方向側にずれるため、ステータ部３ｂ（ステータ収容孔420）の軸心をシャフト収容孔410の軸心に対して予め吐出領域側（ｙ軸正方向側）に同じ量だけずらしておけば、エアギャップに径方向で偏りが生じることも抑制できる。すなわち、エアギャップを軸方向および径方向で一定とし、モータ部３をより円滑に作動させることができる。なお、アウタロータ２ｂはポンプ収容孔400内でインナロータ２ａに対して自動的に調心される。 The loads F1 and F2 vary according to the axial thickness of the inner rotor 2a (that is, the area that the inner rotor 2a receives in the radial direction). For example, if the inner rotor 2a is thin in the axial direction, the loads F1 and F2 are small, and the moment M1 of the first force is small. Therefore, since the second force moment M2 for reducing M1 may be small, the taper angle θi and the range in which the taper is provided may be relatively small. Even on the motor unit 3 side, by suppressing the inclination of the shaft 30, the air gap between the rotor unit 3a and the stator unit 3b is prevented from being biased in the axial direction, and the motor unit 3 is operated smoothly. be able to. Here, as shown in FIG. 7, the shaft center of the shaft 30 is shifted to the y-axis positive direction side with respect to the shaft center of the shaft housing hole 410, so that the shaft center of the stator portion 3 b (stator housing hole 420) is accommodated in the shaft. If the same amount is shifted to the discharge region side (y-axis positive direction side) in advance with respect to the axial center of the hole 410, it is possible to suppress the occurrence of radial deviation in the air gap. That is, the air gap can be constant in the axial direction and the radial direction, and the motor unit 3 can be operated more smoothly. The outer rotor 2b is automatically aligned with the inner rotor 2a in the pump housing hole 400.

ここで、圧力を利用してインナロータ２ａの傾きを抑制する手段として、実施例１のようにインナロータ２ａの歯面２１にテーパを設けるのではなく、例えば、以下のようにすることも考えられる。すなわち、第２ハウジング４ｂの側に、第１ハウジング４ａの吐出ポート402よりも広い面積で開口する吐出ポートを設ける。これにより、吐出領域（ｙ軸負方向側）においてインナロータ２ａが受ける荷重として、軸受部４１側（ｘ軸負方向側）の端面で受ける荷重よりも軸受部４１と反対側（ｘ軸正方向側）の端面で受ける荷重のほうが大きくなる。よって、この荷重の差がｘ軸負方向に作用するため、第１の力のモーメントＭ１を低減し、インナロータ２ａの傾きを抑制する。しかし、この手段では、第２ハウジング４ｂの側に新たに圧力室としての吐出ポートを設ける必要があるため、構造が複雑になり、また、ポンプが大型化するおそれがある。これに対し、実施例１では、歯面２１にテーパを設けるだけでインナロータ２ａの傾きを抑制することができるため、上記手段に比べて構造を簡素化し、また、ポンプ１の小型化を図ることが容易である。 Here, as means for suppressing the inclination of the inner rotor 2a by using pressure, the tooth surface 21 of the inner rotor 2a is not tapered as in the first embodiment, but for example, the following may be considered. That is, a discharge port that opens in a larger area than the discharge port 402 of the first housing 4a is provided on the second housing 4b side. As a result, the load received by the inner rotor 2a in the discharge region (y-axis negative direction side) is opposite to the bearing portion 41 (x-axis positive direction side) than the load received by the end surface on the bearing portion 41 side (x-axis negative direction side). The load received at the end face of) becomes larger. Therefore, since this load difference acts in the negative direction of the x-axis, the moment M1 of the first force is reduced and the inclination of the inner rotor 2a is suppressed. However, with this means, since it is necessary to newly provide a discharge port as a pressure chamber on the second housing 4b side, the structure becomes complicated, and the pump may be increased in size. On the other hand, in Example 1, since the inclination of the inner rotor 2a can be suppressed only by providing the tooth surface 21 with a taper, the structure is simplified as compared with the above-described means, and the pump 1 is reduced in size. Is easy.

また、アウタロータ２ｂの歯面２２は、テーパ角θｏ（図３参照）を有し、軸受部４１側（ｘ軸負方向側）から軸受部４１と反対側（ｘ軸正方向側）に向かうにつれて、アウタロータ２ｂの軸心から歯面２２までの距離が徐々に短くなるように設けられている。このように、インナロータ２ａの歯面２１にテーパを設けるだけでなく、両ロータ２ａ、２ｂの歯面２１，２２間の最小距離（チップクリアランス）が軸方向（ｘ軸方向）で変化することを抑制するように、アウタロータ２ｂの歯面２２にもテーパを設けた。よって、インナロータ２ａの歯面２１がアウタロータ２ｂの歯面２２と干渉することを抑制し、歯当たりによる騒音（歯打ち音）を効果的に低減することができる。また、隣接するポンプ室ｒ間でのオイルのリークを低減し、ポンプ効率の低下を抑制することができる。具体的には、少なくとも、周方向で歯面２１，２２間の距離が最小となる部位で、θｏがθｉと略等しくなるように設けられている。よって、チップクリアランスを軸方向（ｘ軸方向）で略一定に保つことができ、上記作用効果を向上することができる。 Further, the tooth surface 22 of the outer rotor 2b has a taper angle θo (see FIG. 3), and moves from the bearing portion 41 side (x-axis negative direction side) to the opposite side of the bearing portion 41 (x-axis positive direction side). The distance from the axis of the outer rotor 2b to the tooth surface 22 is provided so as to be gradually shortened. In this way, not only the tooth surface 21 of the inner rotor 2a is tapered, but the minimum distance (chip clearance) between the tooth surfaces 21 and 22 of both rotors 2a and 2b changes in the axial direction (x-axis direction). In order to suppress, the tooth surface 22 of the outer rotor 2b is also tapered. Therefore, it is possible to suppress the tooth surface 21 of the inner rotor 2a from interfering with the tooth surface 22 of the outer rotor 2b, and to effectively reduce noise (gap sound) caused by tooth contact. In addition, it is possible to reduce oil leakage between adjacent pump chambers r and suppress a decrease in pump efficiency. Specifically, at least at a portion where the distance between the tooth surfaces 21 and 22 is minimum in the circumferential direction, θo is provided to be substantially equal to θi. Therefore, the tip clearance can be kept substantially constant in the axial direction (x-axis direction), and the above-described effects can be improved.

テーパは、両ロータ２ａ、２ｂの全周にわたり一様な角度でつけられている。具体的には、インナロータ２ａの歯面２１はインナロータ２ａの全周にわたり角度θｉを有しており、θｉはインナロータ２ａの全周にわたり一定である。このように、インナロータ２ａの歯面２１の（歯先や歯底を含めた）周方向全体にテーパを設けることで、テーパを設ける範囲を可及的に広くすることができる。よって、テーパにより発生する第２の力のモーメントＭ２を大きくし、傾き抑制力を増大することができる。また、アウタロータ２ｂの歯面２２はアウタロータ２ｂの全周にわたり角度θｏを有しており、θｏはアウタロータ２ｂの全周にわたり一定である。このように、一様な角度θｉ、θｏでテーパを設けることで、両ロータ２ａ、２ｂの製造を容易にすることができる。 The taper is applied at a uniform angle over the entire circumference of both rotors 2a and 2b. Specifically, the tooth surface 21 of the inner rotor 2a has an angle θi over the entire circumference of the inner rotor 2a, and θi is constant over the entire circumference of the inner rotor 2a. Thus, by providing a taper over the entire circumferential direction (including the tooth tip and the tooth bottom) of the tooth surface 21 of the inner rotor 2a, the range in which the taper is provided can be made as wide as possible. Accordingly, the moment M2 of the second force generated by the taper can be increased, and the tilt suppression force can be increased. Further, the tooth surface 22 of the outer rotor 2b has an angle θo over the entire circumference of the outer rotor 2b, and θo is constant over the entire circumference of the outer rotor 2b. Thus, by providing the taper with uniform angles θi and θo, the manufacture of both rotors 2a and 2b can be facilitated.

なお、実施例１では、インナロータ２ａとアウタロータ２ｂの歯数差を１として両歯車が多点で連続的に接触し（チップクリアランスを保ち）ながら回転するものとしたが、これに限らず、歯数差が２以上であってもよい。実施例では、歯数差を１としたため、両ロータ２ａ、２ｂの歯同士の干渉による騒音の抑制効果を顕著に得ることができる。また、実施例１のテーパ構造を、インボリュートその他の歯形を有する内接歯車ポンプに適用してもよい。実施例１では、両ロータ２ａ，２ｂの歯形はトロコイド歯形である。よって、加工が容易であり、作りやすい。また、実施例１の内接歯車ポンプ（ポンプ部２）を、内燃機関等により駆動することとしてもよい。実施例１のポンプ１は、ポンプ部２が電動モータ（モータ部３）により駆動される電動ポンプである。よって、ポンプ１の静音性を高めることで、その品質や商品性を向上できる。さらに、実施例１の電動ポンプ１は、車両に搭載される油圧機器（自動変速機）に適用される。よって、上記車両がアイドリングストップを行う車両や電気自動車等である場合には、ポンプ１の静音性を高めることで、車両の品質や商品性を向上できる。例えば、アイドリングストップ車において、自動変速機に適用される電動ポンプは、エンジン停止中等の静音環境で使用されることが多く、静音性の向上が課題となる。これに対し、実施例１のポンプ１は、ロータの歯当たりによる騒音を低減することで、静音性を向上できる。 In the first embodiment, the difference in the number of teeth between the inner rotor 2a and the outer rotor 2b is set to 1, and both gears rotate while continuously contacting at multiple points (maintaining the tip clearance). The number difference may be two or more. In the embodiment, since the difference in the number of teeth is set to 1, the noise suppressing effect due to the interference between the teeth of both the rotors 2a and 2b can be remarkably obtained. Further, the tapered structure of the first embodiment may be applied to an internal gear pump having an involute or other tooth profile. In Example 1, the tooth profile of both rotors 2a and 2b is a trochoidal tooth profile. Therefore, processing is easy and easy to make. The internal gear pump (pump unit 2) of the first embodiment may be driven by an internal combustion engine or the like. The pump 1 according to the first embodiment is an electric pump in which a pump unit 2 is driven by an electric motor (motor unit 3). Therefore, the quality and merchantability can be improved by increasing the quietness of the pump 1. Furthermore, the electric pump 1 according to the first embodiment is applied to a hydraulic device (automatic transmission) mounted on a vehicle. Therefore, when the vehicle is a vehicle that performs idling stop, an electric vehicle, or the like, the quality and merchantability of the vehicle can be improved by increasing the silence of the pump 1. For example, in an idling stop vehicle, an electric pump applied to an automatic transmission is often used in a silent environment such as when the engine is stopped, and improvement of the silent performance becomes a problem. On the other hand, the pump 1 of Example 1 can improve the silence by reducing the noise caused by the tooth contact of the rotor.

［実施例１の効果］
以下、実施例１のポンプ部２ないしポンプ１が奏する効果を列挙する。
（１）ハウジング４に設けられた軸受（軸受部４１）により回転自在に支持される駆動軸（シャフト３０）に固定され、外歯を有するインナロータ２ａと、ハウジング４に形成されたポンプ収容孔400内に遊嵌状態で設置され、内歯を有しインナロータ２ａに噛合するアウタロータ２ｂと、を備え、インナロータ２ａの歯面２１の少なくとも一部は、インナロータ２ａの軸に対してゼロより大きい第１の角度θｉを有し、軸受側（ｘ軸負方向側）から軸受と反対側（ｘ軸正方向側）へ向かうにつれて、インナロータ２ａの軸心からの距離が徐々に短くなる。
よって、テーパによりインナロータ２ａの傾きを抑制することで、歯当たりによる騒音（歯打ち音）を低減することができる。 [Effect of Example 1]
Hereinafter, effects of the pump unit 2 to the pump 1 according to the first embodiment will be listed.
(1) An inner rotor 2 a fixed to a drive shaft (shaft 30) rotatably supported by a bearing (bearing portion 41) provided in the housing 4 and having external teeth, and a pump housing hole 400 formed in the housing 4. And an outer rotor 2b that has internal teeth and meshes with the inner rotor 2a. At least a part of the tooth surface 21 of the inner rotor 2a is greater than zero with respect to the axis of the inner rotor 2a. And the distance from the shaft center of the inner rotor 2a gradually decreases from the bearing side (x-axis negative direction side) toward the bearing opposite side (x-axis positive direction side).
Therefore, by suppressing the inclination of the inner rotor 2a by the taper, it is possible to reduce noise (tooth rattling sound) due to tooth contact.

（１−１）ポンプロータとして、外歯を有しシャフト３０の一端部（ｘ軸正方向端部）に設けられたインナロータ２ａと、内歯を有しインナロータ２ａと噛み合うアウタロータ２ｂとを有し、ポンプロータ２ａ、２ｂを回転させることにより、吸入部（吸入領域に存在するポンプ室ｒ）で吸入した流体（オイル）を吐出部（吐出領域に存在するポンプ室ｒ）から吐出するポンプ構成体（ポンプ部２）と、シャフト３０の他端部（ｘ軸負方向端部）に設けられ、通電されることによりシャフト３０を回転駆動し、シャフト３０を介してインナロータ２ａに回転力を伝達する電動モータ（モータ部３）と、シャフト３０の中間部を回転自在に支持する軸受（軸受部４１）が設けられ、ポンプ構成体と電動モータを内部に収容するハウジング４と、を備える。
よって、テーパによりインナロータ２ａ（シャフト３０）の傾きを抑制することで、モータ部３を円滑に作動させることができると共に、電動ポンプ１の静音性を高めることで、その品質や商品性を向上できる。 (1-1) As a pump rotor, there are an inner rotor 2a that has external teeth and is provided at one end of the shaft 30 (end in the positive x-axis direction), and an outer rotor 2b that has internal teeth and meshes with the inner rotor 2a. The pump structure that discharges the fluid (oil) sucked in the suction portion (pump chamber r existing in the suction region) from the discharge portion (pump chamber r existing in the discharge region) by rotating the pump rotors 2a and 2b. (Pump unit 2) and the other end portion (end portion in the x-axis negative direction) of the shaft 30, and when energized, the shaft 30 is rotationally driven, and the rotational force is transmitted to the inner rotor 2a via the shaft 30. An electric motor (motor unit 3), and a bearing (bearing unit 41) that rotatably supports an intermediate portion of the shaft 30; a housing 4 that houses the pump structure and the electric motor; Provided.
Therefore, by suppressing the inclination of the inner rotor 2a (shaft 30) by the taper, the motor unit 3 can be operated smoothly, and the quietness of the electric pump 1 can be improved, thereby improving the quality and commerciality. .

（２）アウタロータ２ｂの歯面２２の少なくとも一部は、アウタロータ２ｂの軸に対してゼロより大きい第２の角度θｏを有し、軸受側（ｘ軸負方向側）から軸受と反対側（ｘ軸正方向側）へ向かうにつれて、アウタロータ２ｂの軸心からの距離が徐々に短くなる。
よって、チップクリアランスが軸方向（ｘ軸方向）で変化することを抑制することで、歯打ち音を効果的に低減することができ、また、ポンプ効率の低下を抑制することができる。 (2) At least a part of the tooth surface 22 of the outer rotor 2b has a second angle θo larger than zero with respect to the axis of the outer rotor 2b, and from the bearing side (x-axis negative direction side) to the opposite side of the bearing (x The distance from the axial center of the outer rotor 2b is gradually shortened toward the axial positive direction side.
Therefore, by suppressing the tip clearance from changing in the axial direction (x-axis direction), the rattling noise can be effectively reduced, and a decrease in pump efficiency can be suppressed.

（３）インナロータ２ａの歯面２１はインナロータ２ａの全周にわたり第１の角度θｉを有し、第１の角度θｉはインナロータ２ａの全周にわたり一定であり、アウタロータ２ｂの歯面２２はアウタロータ２ｂの全周にわたり第２の角度θｏを有し、第２の角度θｏはアウタロータ２ｂの全周にわたり一定であって第１の角度θｉと等しい。
よって、テーパによるインナロータ２ａの傾き抑制力を増大することができる。 (3) The tooth surface 21 of the inner rotor 2a has a first angle θi over the entire circumference of the inner rotor 2a, and the first angle θi is constant over the entire circumference of the inner rotor 2a, and the tooth surface 22 of the outer rotor 2b is the outer rotor 2b. And the second angle θo is constant over the entire circumference of the outer rotor 2b and equal to the first angle θi.
Therefore, the inclination suppressing force of the inner rotor 2a due to the taper can be increased.

［実施例２］
実施例２のポンプは、ポンプロータの歯形のパラメータである基礎円径と創生円径を、ポンプロータの一方の端面から他方の端面にわたり徐々に変化させることで、テーパの形状を実施例１と異ならせたものである。図９は、インナロータ２ａの（ａ）斜視図と（ｂ）ｘ軸正方向側から見た正面図である。図１０は、アウタロータ２ｂの（ａ）斜視図と（ｂ）ｘ軸負方向側から見た正面図である。図１１は、アウタロータ２ｂの内周側にインナロータ２ａを設置し、（ａ）ｘ軸正方向側から見た正面図と（ｂ）ｘ軸負方向側から見た正面図である。両ロータ２ａ、２ｂの歯形はトロコイド歯形である。基礎円の円周上を動円が転がるときの描画点の描く軌跡がトロコイド曲線であり、トロコイド曲線上の点を中心とする創生円の包絡線がトロコイド歯形となる。よって、トロコイド歯形を設計するときのパラメータとしては、少なくとも、基礎円の半径（基礎円径）と創生円の直径（創生円径）とがある。 [Example 2]
In the pump of the second embodiment, the basic circle diameter and the wound circle diameter, which are parameters of the tooth profile of the pump rotor, are gradually changed from one end face of the pump rotor to the other end face, so that the taper shape is changed to the first embodiment. It is something different. 9A is a perspective view of the inner rotor 2a, and FIG. 9B is a front view of the inner rotor 2a as viewed from the x-axis positive direction side. 10A is a perspective view of the outer rotor 2b, and FIG. 10B is a front view of the outer rotor 2b viewed from the x-axis negative direction side. FIG. 11 is a front view when the inner rotor 2a is installed on the inner peripheral side of the outer rotor 2b, and is seen from (a) the x-axis positive direction side and (b) the x-axis negative direction side. The tooth profile of both rotors 2a, 2b is a trochoidal tooth profile. The locus drawn by the drawing point when the moving circle rolls on the circumference of the basic circle is the trochoid curve, and the envelope of the creation circle centered on the point on the trochoid curve is the trochoidal tooth profile. Therefore, the parameters for designing the trochoidal tooth profile include at least the radius of the foundation circle (basic circle diameter) and the diameter of the creation circle (creation circle diameter).

インナロータ２ａの設計においては、軸受部４１側（ｘ軸負方向側）から軸受部４１と反対側（ｘ軸正方向側）へ向かうにつれて、インナロータ２ａの創生円径を徐々に大きくすると共に基礎円径を徐々に小さくする。よって、図９に示すように、インナロータ２ａの歯面２１には、軸受部４１側（ｘ軸負方向側）から軸受部４１と反対側（ｘ軸正方向側）に向かうにつれて、インナロータ２ａの軸心から歯面２１までの距離が徐々に短くなるテーパ形状が設けられる。歯先側の所定領域（歯底と歯先との間を２等分したときの歯先側の領域）では、歯底側から歯先側に向かうにつれてテーパ角θｉが小さくなる。テーパ角θｉは、インナロータ２ａの軸心から歯面２１までの距離が基準距離（テーパ角θｉをゼロとしたときの上記距離）に対して乖離する（上回る）程度と相関する。よって、歯底側から歯先側に向かうにつれてテーパ角θｉが小さくなるということは、歯底側から歯先側に向かうにつれて上記乖離の程度が小さくなることを意味する。実施例２では、インナロータ２ａの歯先（頂点）において、上記乖離の程度がゼロとなり、歯面２１がインナロータ２ａの軸に対してなす角度（テーパ角θｉ）がゼロとなるように設けられている。一方、歯底側の所定領域（歯底と歯先との間を２等分したときの歯底側の領域）では、歯先側から歯底側に向かうにつれてテーパ角θｉが小さくなる。実施例２では、インナロータ２ａの歯底（頂点）において、上記乖離の程度がゼロとなり、テーパ角θｉがゼロとなるように設けられている。 In the design of the inner rotor 2a, the creation circle diameter of the inner rotor 2a is gradually increased from the bearing portion 41 side (x-axis negative direction side) toward the opposite side of the bearing portion 41 (x-axis positive direction side) and the foundation Reduce the circle diameter gradually. Therefore, as shown in FIG. 9, the tooth surface 21 of the inner rotor 2 a has an inner rotor 2 a as it goes from the bearing portion 41 side (x-axis negative direction side) to the bearing portion 41 opposite side (x-axis positive direction side). A tapered shape is provided in which the distance from the shaft center to the tooth surface 21 is gradually shortened. In a predetermined region on the tooth tip side (region on the tooth tip side when the space between the tooth bottom and the tooth tip is equally divided), the taper angle θi decreases from the tooth bottom side toward the tooth tip side. The taper angle θi correlates with the extent to which the distance from the axis of the inner rotor 2a to the tooth surface 21 deviates (becomes) from the reference distance (the above distance when the taper angle θi is zero). Therefore, the taper angle θi becoming smaller from the root side toward the tooth tip side means that the degree of the divergence becomes smaller as going from the tooth bottom side to the tooth tip side. In the second embodiment, at the tooth tip (vertex) of the inner rotor 2a, the degree of deviation is zero, and the angle (taper angle θi) formed by the tooth surface 21 with respect to the axis of the inner rotor 2a is zero. Yes. On the other hand, in a predetermined region on the tooth bottom side (a region on the tooth bottom side when the space between the tooth bottom and the tooth tip is equally divided), the taper angle θi decreases from the tooth tip side toward the tooth bottom side. In the second embodiment, the inner rotor 2a is provided such that the degree of deviation is zero and the taper angle θi is zero at the root (apex) of the inner rotor 2a.

アウタロータ２ｂの設計においては、軸受部４１側（ｘ軸負方向側）から軸受部４１と反対側（ｘ軸正方向側）へ向かうにつれて、アウタロータ２ｂの創生円径を徐々に大きくすると共に基礎円径を徐々に小さくする。よって、図１０に示すように、アウタロータ２ｂの歯面２２には、軸受部４１側（ｘ軸負方向側）から軸受部４１と反対側（ｘ軸正方向側）に向かうにつれて、アウタロータ２ｂの軸心から歯面２２までの距離が徐々に短くなるテーパ形状が設けられる。歯底側の所定領域（歯底と歯先との間を２等分したときの歯底側の領域）では、歯先側から歯底側に向かうにつれてテーパ角θｏが小さくなる。テーパ角θｏは、アウタロータ２ｂの軸心から歯面２２までの距離が基準距離（テーパ角θｏをゼロとしたときの上記距離）に対して乖離する（下回る）程度と相関する。よって、歯先側から歯底側に向かうにつれてテーパ角θｏが小さくなるということは、歯先側から歯底側に向かうにつれて上記乖離の程度が小さくなることを意味する。実施例２では、アウタロータ２ｂの歯底（頂点）において、上記乖離の程度がゼロとなり、歯面２２がアウタロータ２ｂの軸に対してなす角度（テーパ角θｏ）がゼロとなるように設けられている。一方、歯先側の所定領域（歯底と歯先との間を２等分したときの歯先側の領域）では、歯底側から歯先側に向かうにつれてテーパ角θｏが小さくなる。実施例２では、アウタロータ２ｂの歯先（頂点）において、上記乖離の程度がゼロとなり、テーパ角θｏがゼロとなるように設けられている。他の構成は実施例１と同様であるため、説明を省略する。 In the design of the outer rotor 2b, the creation circle diameter of the outer rotor 2b is gradually increased from the bearing portion 41 side (x-axis negative direction side) toward the opposite side of the bearing portion 41 (x-axis positive direction side) and the foundation Reduce the circle diameter gradually. Therefore, as shown in FIG. 10, the tooth surface 22 of the outer rotor 2b has the outer rotor 2b as it goes from the bearing portion 41 side (x-axis negative direction side) to the opposite side of the bearing portion 41 (x-axis positive direction side). A tapered shape is provided in which the distance from the shaft center to the tooth surface 22 is gradually shortened. In a predetermined region on the tooth bottom side (the region on the tooth bottom side when the space between the tooth bottom and the tooth tip is equally divided), the taper angle θo decreases from the tooth tip side toward the tooth bottom side. The taper angle θo correlates with the degree to which the distance from the axis of the outer rotor 2b to the tooth surface 22 deviates (becomes) from the reference distance (the above distance when the taper angle θo is zero). Therefore, the taper angle θo becoming smaller from the tooth tip side toward the tooth bottom side means that the degree of the divergence becomes smaller from the tooth tip side toward the tooth bottom side. In the second embodiment, at the tooth bottom (vertex) of the outer rotor 2b, the degree of divergence is zero, and the angle (taper angle θo) formed by the tooth surface 22 with respect to the axis of the outer rotor 2b is zero. Yes. On the other hand, in the predetermined region on the tooth tip side (the region on the tooth tip side when the space between the tooth bottom and the tooth tip is equally divided), the taper angle θo decreases from the tooth bottom side toward the tooth tip side. In the second embodiment, the tip of the outer rotor 2b is provided such that the degree of deviation is zero and the taper angle θo is zero. Since other configurations are the same as those of the first embodiment, the description thereof is omitted.

次に、実施例２の作用を説明する。インナロータ２ａの歯面２１の少なくとも一部（歯先と歯底を除く領域）は、インナロータ２ａの軸に対してゼロより大きい角度θｉを有し、ｘ軸負方向側からｘ軸正方向側に向かうにつれて、インナロータ２ａの軸心からの距離が徐々に短くなる。よって、実施例１と同様、テーパにより第２の力のモーメントＭ２を発生し、インナロータ２ａの傾きを抑制することで、歯当たりによる騒音（歯打ち音）を低減することができる。また、アウタロータ２ｂの歯面２２の少なくとも一部（歯先と歯底を除く領域）は、アウタロータ２ｂの軸に対してゼロより大きい角度θｏを有し、ｘ軸負方向側からｘ軸正方向側に向かうにつれて、アウタロータ２ｂの軸心からの距離が徐々に短くなる。よって、実施例１と同様、チップクリアランスが軸方向（ｘ軸方向）で変化することを抑制することで、歯打ち音を効果的に低減することができ、また、ポンプ効率の低下を抑制することができる。具体的には、少なくとも、周方向で歯面２１，２２間の距離が最小となる部位で、θｏがθｉと略等しくなるように設けられている。よって、チップクリアランスを軸方向（ｘ軸方向）で略一定に保つことができる。 Next, the operation of the second embodiment will be described. At least a part of the tooth surface 21 of the inner rotor 2a (a region excluding the tooth tip and the tooth bottom) has an angle θi larger than zero with respect to the axis of the inner rotor 2a, and from the x-axis negative direction side to the x-axis positive direction side. The distance from the axial center of the inner rotor 2a gradually decreases as it goes. Therefore, as in the first embodiment, the second force moment M2 is generated by the taper, and the inclination of the inner rotor 2a is suppressed, so that noise (tooth rattling sound) due to tooth contact can be reduced. Further, at least a part of the tooth surface 22 of the outer rotor 2b (a region excluding the tooth tip and the root) has an angle θo larger than zero with respect to the axis of the outer rotor 2b, and the x-axis positive direction from the x-axis negative direction side. The distance from the axial center of the outer rotor 2b is gradually shortened toward the side. Therefore, as in the first embodiment, by suppressing the tip clearance from changing in the axial direction (x-axis direction), it is possible to effectively reduce the rattling noise and to suppress the decrease in pump efficiency. be able to. Specifically, at least at a portion where the distance between the tooth surfaces 21 and 22 is minimum in the circumferential direction, θo is provided to be substantially equal to θi. Therefore, the tip clearance can be kept substantially constant in the axial direction (x-axis direction).

さらに、インナロータ２ａの歯面２１は、歯先側の所定領域では、歯底側から歯先側に向かうにつれてテーパ角θｉが小さくなり、アウタロータ２ｂの歯面２２は、歯底側の所定領域では、歯先側から歯底側に向かうにつれてテーパ角θｏが小さくなるように設けられている。すなわち、ポンプ部２の固有吐出量を変えない場合、テーパ角θｉ、θｏを設ける分だけ、ポンプ部２（ポンプロータ）の径方向寸法が増大するおそれがある。これに対し、テーパ角θｉ、θｏが（他の領域よりも）小さくなる領域を設けることで、同じ固有吐出量で比べたとき、テーパを一様に設ける実施例１よりも、ポンプ部２の径方向寸法の増大を抑制できる。すなわち、ポンプ部２のスペースを削減してポンプ１の小型化を図ることができると共に、ポンプ部２のレイアウト性を向上することができる。具体的には、インナロータ２ａの歯先におけるテーパ角θｉはゼロであり、アウタロータ２ｂの歯底におけるテーパ角θｏはゼロである。すなわち、インナロータ２ａの歯先およびアウタロータ２ｂの歯底は、それぞれインナロータ２ａおよびアウタロータ２ｂの軸に略平行である。よって、上記作用効果を最大化できる。 Further, the tooth surface 21 of the inner rotor 2a has a taper angle θi that decreases in the predetermined region on the tooth tip side from the tooth bottom side toward the tooth tip side, and the tooth surface 22 of the outer rotor 2b has a tooth surface 22 in the predetermined region on the tooth bottom side. The taper angle θo is provided so as to decrease from the tooth tip side toward the tooth bottom side. That is, if the specific discharge amount of the pump unit 2 is not changed, the radial dimension of the pump unit 2 (pump rotor) may increase by the amount of taper angles θi and θo. On the other hand, by providing a region where the taper angles θi and θo are smaller (than other regions), the pump unit 2 is more uniform than the first example in which the taper is uniform when compared with the same specific discharge amount. An increase in radial dimension can be suppressed. That is, the space of the pump unit 2 can be reduced to reduce the size of the pump 1 and the layout of the pump unit 2 can be improved. Specifically, the taper angle θi at the tooth tip of the inner rotor 2a is zero, and the taper angle θo at the tooth bottom of the outer rotor 2b is zero. That is, the tooth tip of the inner rotor 2a and the tooth bottom of the outer rotor 2b are substantially parallel to the axes of the inner rotor 2a and the outer rotor 2b, respectively. Therefore, the said effect can be maximized.

また、インナロータ２ａの歯面２１は、歯底側の所定領域では、歯先側から歯底側に向かうにつれてテーパ角θｉが小さくなり、アウタロータ２ｂの歯面２２は、歯先側の所定領域では、歯底側から歯先側に向かうにつれてテーパ角θｏが小さくなるように設けられている。よって、上記と同様、テーパ角θｉ、θｏが（他の領域よりも）小さくなる領域を設けることで、ポンプ部２の径方向寸法の増大を抑制できるため、ポンプ１の小型化を図ること等ができる。具体的には、インナロータ２ａの歯底におけるテーパ角θｉはゼロであり、アウタロータ２ｂの歯先におけるテーパ角θｏはゼロである。すなわち、インナロータ２ａの歯底およびアウタロータ２ｂの歯先は、それぞれインナロータ２ａおよびアウタロータ２ｂの軸に略平行である。よって、上記作用効果を最大化できる。 Further, the tooth surface 21 of the inner rotor 2a has a taper angle θi that decreases in the predetermined region on the tooth bottom side from the tooth tip side toward the tooth bottom side, and the tooth surface 22 of the outer rotor 2b has a tooth surface 22 in the predetermined region on the tooth tip side. The taper angle θo is provided so as to decrease from the root side toward the tooth tip side. Therefore, as described above, by providing a region in which the taper angles θi and θo are smaller (than other regions), an increase in the radial dimension of the pump unit 2 can be suppressed, so that the pump 1 can be reduced in size, and the like. Can do. Specifically, the taper angle θi at the tooth bottom of the inner rotor 2a is zero, and the taper angle θo at the tooth tip of the outer rotor 2b is zero. That is, the tooth bottom of the inner rotor 2a and the tooth tip of the outer rotor 2b are substantially parallel to the axes of the inner rotor 2a and the outer rotor 2b, respectively. Therefore, the said effect can be maximized.

実施例２では、両ロータ２ａ、２ｂの歯底および歯先を、各ロータ２ａ、２ｂの軸に略平行としている。よって、両ロータ２ａ、２ｂの歯面２１，２２にテーパ角θｉ、θｏを設けても、ポンプ固有吐出量を変えずに、両ロータ２ａ、２ｂの歯先円径と歯底円径を、テーパを設けないものと同じ寸法とすることが可能となる。また、実施例２では、両ロータ２ａ、２ｂの歯形のパラメータである基礎円径と創生円径を軸方向で徐々に変化させることで、上記各構成を実現する。具体的には、軸受部４１側（ｘ軸負方向側）から軸受部４１と反対側（ｘ軸正方向側）へ向かうにつれて、インナロータ２ａの創生円径を徐々に大きくすると共に基礎円径を徐々に小さくし、アウタロータ２ｂの創生円径を徐々に大きくすると共に基礎円径を徐々に小さくする。このように簡単な設計により、両ロータ２ａ、２ｂのテーパ角θｉ、θｏが、歯先側および歯底側に向かうにつれて徐々に小さくなるようなテーパ形状を設けることができる。 In Example 2, the roots and tips of the rotors 2a and 2b are substantially parallel to the axes of the rotors 2a and 2b. Therefore, even if the taper angles θi and θo are provided on the tooth surfaces 21 and 22 of both the rotors 2a and 2b, the tooth tip diameters and the root diameters of the rotors 2a and 2b are changed without changing the pump specific discharge amount. It becomes possible to make it the same dimension as what does not provide a taper. In the second embodiment, the above-described configurations are realized by gradually changing the basic circle diameter and the wound circle diameter, which are the parameters of the tooth profiles of the two rotors 2a and 2b, in the axial direction. Specifically, as the diameter from the bearing portion 41 side (x-axis negative direction side) toward the opposite side to the bearing portion 41 (x-axis positive direction side) increases, the creation circle diameter of the inner rotor 2a is gradually increased and the basic circle diameter is increased. Is gradually reduced to gradually increase the wound circle diameter of the outer rotor 2b and gradually decrease the basic circle diameter. With such a simple design, it is possible to provide a tapered shape in which the taper angles θi and θo of both the rotors 2a and 2b are gradually reduced toward the tooth tip side and the tooth bottom side.

以下、実施例２のポンプ部２ないしポンプ１が奏する効果を列挙する。
（４）インナロータ２ａの歯面２１は、歯先側の所定領域では、歯底側から歯先側に向かうにつれて角度θｉが小さくなり、アウタロータ２ｂの歯面２２は、歯底側の所定領域では、歯先側から歯底側に向かうにつれて角度θｏが小さくなる。
よって、ポンプ部２の径方向寸法の増大を抑制できる。 Hereinafter, effects exhibited by the pump unit 2 or the pump 1 of the second embodiment will be listed.
(4) The tooth surface 21 of the inner rotor 2a has a smaller angle θi from the root side toward the tooth tip side in a predetermined region on the tooth tip side, and the tooth surface 22 of the outer rotor 2b The angle θo decreases from the tooth tip side toward the tooth bottom side.
Therefore, an increase in the radial dimension of the pump unit 2 can be suppressed.

（５）インナロータ２ａの歯先における歯面２１がインナロータ２ａの軸に対してなす角度θｉはゼロであり、アウタロータ２ｂの歯底における歯面２２がアウタロータ２ｂの軸に対してなす角度θｏはゼロである。
よって、上記（４）の効果を最大化できる。 (5) The angle θi formed by the tooth surface 21 of the tooth tip of the inner rotor 2a with respect to the axis of the inner rotor 2a is zero, and the angle θo formed by the tooth surface 22 of the tooth bottom of the outer rotor 2b with respect to the axis of the outer rotor 2b is zero. It is.
Therefore, the effect (4) can be maximized.

（６）インナロータ２ａの歯面２１は、歯底側の所定領域では、歯先側から歯底側に向かうにつれて角度θｉが小さくなり、アウタロータ２ｂの歯面２２は、歯先側の所定領域では、歯底側から歯先側に向かうにつれて角度θｏが小さくなる。
よって、ポンプ部２の径方向寸法の増大を抑制できる。 (6) The tooth surface 21 of the inner rotor 2a has a smaller angle θi from the tooth tip side toward the tooth bottom side in a predetermined region on the tooth bottom side, and the tooth surface 22 of the outer rotor 2b has a tooth surface 22 in a predetermined region on the tooth tip side. The angle θo decreases from the root side toward the tooth tip side.
Therefore, an increase in the radial dimension of the pump unit 2 can be suppressed.

（７）インナロータ２ａの歯底における歯面２１がインナロータ２ａの軸に対してなす角度θｉはゼロであり、アウタロータ２ｂの歯先における歯面２２がアウタロータ２ｂの軸に対してなす角度θｏはゼロである。
よって、上記（６）の効果を最大化できる。 (7) The angle θi formed by the tooth surface 21 at the tooth bottom of the inner rotor 2a with respect to the axis of the inner rotor 2a is zero, and the angle θo formed by the tooth surface 22 at the tooth tip of the outer rotor 2b with respect to the axis of the outer rotor 2b is zero. It is.
Therefore, the effect (6) can be maximized.

（８）ポンプロータ２ａ、２ｂの歯形はトロコイド歯形である。
よって、製造が容易である。 (8) The tooth profile of the pump rotors 2a and 2b is a trochoidal tooth profile.
Therefore, manufacture is easy.

（９）ポンプロータ２ａ、２ｂの歯形のパラメータである基礎円径と創生円径を、ポンプロータ２ａ、２ｂの軸方向で徐々に変化させ、軸受側（ｘ軸負方向側）から軸受と反対側（ｘ軸正方向側）へ向かうにつれて、インナロータ２ａの創生円径を徐々に大きくすると共に基礎円径を徐々に小さくし、軸受側から軸受と反対側へ向かうにつれて、アウタロータ２ｂの創生円径を徐々に大きくすると共に基礎円径を徐々に小さくする。
よって、簡単な設計により、上記（４）（６）の効果を重畳的に得ることができる。 (9) The basic circle diameter and the wound circle diameter, which are parameters of the tooth profile of the pump rotors 2a and 2b, are gradually changed in the axial direction of the pump rotors 2a and 2b, and the bearing side (x-axis negative direction side) The creation diameter of the inner rotor 2a is gradually increased and the basic circle diameter is gradually reduced as it goes to the opposite side (x-axis positive direction side), and the outer rotor 2b is created as it goes from the bearing side to the opposite side of the bearing. The raw circle diameter is gradually increased and the basic circle diameter is gradually decreased.
Therefore, the effects (4) and (6) can be obtained in a superimposed manner with a simple design.

（１０）ポンプロータ２ａ、２ｂの歯先および歯底における歯面２１，２２がポンプロータ２ａ、２ｂの軸に対してなす角度θｉ、θｏはゼロである。
よって、テーパ形状によりインナロータ２ａの傾きを抑制しつつ、ポンプ部２の径方向寸法を、テーパを設けないものと同じ寸法まで抑制することができる。 (10) The angles θi and θo formed by the tooth surfaces 21 and 22 at the tooth tips and bottom of the pump rotors 2a and 2b with respect to the axes of the pump rotors 2a and 2b are zero.
Therefore, the radial dimension of the pump part 2 can be suppressed to the same dimension as that without the taper while suppressing the inclination of the inner rotor 2a by the tapered shape.

［他の実施例］
以上、本発明を実現するための形態を、実施例に基づいて説明してきたが、本発明の具体的な構成は実施例に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても、本発明に含まれる。例えば、ハウジングは、実施例のように複数の部材により構成してもよいし、単一の部材により構成してもよいし、実施例とは別様に複数の部材に分割してもよい。吸入油路や吐出油路等の配置は実施例のものに限らない。また、テーパ角は、ポンプロータの軸方向全範囲で一定であってもよいし、ポンプロータの軸方向位置に応じて変化することとしてもよい。実施例では、テーパ角をポンプロータの軸方向全範囲にわたって（一方の端面から他方の端面にわたって）設けることとしたが、テーパ角を軸方向の一部の範囲に設けることとしてもよい。実施例のように軸方向全範囲にテーパ角を設けた場合には、テーパによるインナロータの傾き抑制力を増大することができる。 [Other embodiments]
As mentioned above, although the form for implement | achieving this invention has been demonstrated based on the Example, the concrete structure of this invention is not limited to an Example, The design change of the range which does not deviate from the summary of invention Are included in the present invention. For example, the housing may be constituted by a plurality of members as in the embodiment, may be constituted by a single member, or may be divided into a plurality of members different from the embodiment. The arrangement of the suction oil passage and the discharge oil passage is not limited to that of the embodiment. Further, the taper angle may be constant in the entire axial range of the pump rotor, or may be changed according to the axial position of the pump rotor. In the embodiment, the taper angle is provided over the entire axial range of the pump rotor (from one end surface to the other end surface), but the taper angle may be provided in a partial range in the axial direction. When the taper angle is provided in the entire axial range as in the embodiment, it is possible to increase the inclination suppressing force of the inner rotor due to the taper.

２ａインナロータ
２１歯面
２ｂアウタロータ
２２歯面
３モータ部（電動モータ）
３０シャフト（駆動軸）
４ハウジング
４１軸受部（軸受）
４００ポンプ収容孔 2a Inner rotor 21 Tooth surface 2b Outer rotor 22 Tooth surface 3 Motor part (electric motor)
30 shaft (drive shaft)
4 Housing 41 Bearing part (bearing)
400 Pump hole

Claims

An inner rotor fixed to a drive shaft rotatably supported by a bearing provided in the housing and having external teeth;
An outer rotor installed in a loosely fitted state in a pump housing hole formed in the housing, and having an inner tooth and meshing with the inner rotor,
At least a portion of the tooth surface of the inner rotor has a first angle greater than zero with respect to the axis of the inner rotor, and the distance from the axis of the inner rotor toward the opposite side of the bearing from the bearing side. An internal gear pump characterized by the fact that is gradually shortened.

The internal gear pump according to claim 1,
At least a portion of the tooth surface of the outer rotor has a second angle greater than zero with respect to the axis of the outer rotor, and the distance from the shaft center of the outer rotor as it goes from the bearing side to the opposite side of the bearing. An internal gear pump characterized by the fact that is gradually shortened.

The internal gear pump according to claim 2,
The tooth surface of the inner rotor has the first angle over the entire circumference of the inner rotor, and the first angle is constant over the entire circumference of the inner rotor;
The tooth surface of the outer rotor has the second angle over the entire circumference of the outer rotor, and the second angle is constant over the entire circumference of the outer rotor and is equal to the first angle. Closed gear pump.

The internal gear pump according to claim 2,
The tooth surface of the inner rotor, in a predetermined region on the tooth tip side, the first angle becomes smaller from the tooth bottom side toward the tooth tip side,
The internal gear pump characterized in that the second angle of the tooth surface of the outer rotor decreases in a predetermined region on the tooth bottom side from the tooth tip side toward the tooth bottom side.

The internal gear pump according to claim 4,
The angle formed by the tooth surface at the tooth tip of the inner rotor with respect to the axis of the inner rotor is zero,
The internal gear pump, wherein an angle formed by a tooth surface of a tooth bottom of the outer rotor with respect to an axis of the outer rotor is zero.

The internal gear pump according to claim 2,
The tooth surface of the inner rotor, in a predetermined region on the tooth bottom side, the first angle decreases from the tooth tip side toward the tooth bottom side,
The internal gear pump characterized in that the second angle of the tooth surface of the outer rotor decreases in a predetermined region on the tooth tip side from the tooth bottom side toward the tooth tip side.

The internal gear pump according to claim 6,
The angle formed by the tooth surface at the root of the inner rotor with respect to the axis of the inner rotor is zero,
The internal gear pump, wherein an angle formed by a tooth surface at a tooth tip of the outer rotor with respect to an axis of the outer rotor is zero.

The internal gear pump according to claim 1,
The inner rotor pump and the outer rotor tooth profile is a trochoidal tooth profile.

The internal gear pump according to claim 8,
The basic circle diameter and the wound circle diameter which are parameters of the tooth profile of the inner rotor and the outer rotor are gradually changed in the axial direction of the inner rotor and the outer rotor,
As it goes from the bearing side to the opposite side of the bearing, the creation circle diameter of the inner rotor is gradually increased and the foundation circle diameter is gradually decreased,
An internal gear pump characterized in that, as it goes from the bearing side toward the opposite side to the bearing, the wound circle diameter of the outer rotor is gradually increased and the basic circle diameter is gradually decreased.

The internal gear pump according to claim 9,
The angle formed by the tooth surface of the tooth tip and the tooth bottom of the inner rotor with respect to the axis of the inner rotor is zero,
The internal gear pump, wherein the angle formed by the tooth surfaces of the tooth tip and the tooth bottom of the outer rotor with respect to the axis of the outer rotor is zero.