JP3801536B2

JP3801536B2 - Internal gear type oil pump and automatic transmission equipped with the same

Info

Publication number: JP3801536B2
Application number: JP2002187753A
Authority: JP
Inventors: 克弘前野; 昭松尾; 和俊野崎; 晶治安倍; 芳信野崎
Original assignee: Aisin AW Co Ltd; Toyota Motor Corp
Current assignee: Aisin AW Co Ltd; Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-06-27
Filing date: 2002-06-27
Publication date: 2006-07-26
Anticipated expiration: 2022-06-27
Also published as: JP2004028005A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、自動車の自動変速機などに作動油を供給する内接歯車式オイルポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】
この種の内接歯車式オイルポンプには、図５および図６に示すように、収容凹部２を形成したポンプボデー１とこれを液密に覆うポンプカバー３により形成されたギヤ室Ｇ内にドライブギヤ３０とこれに噛合する内歯のドリブンギヤ３１を収納したものがある。ポンプボデー１およびポンプカバー３の各内面には、互いに噛合する両ギヤ３０，３１の回転にともない各歯の間に形成される作動室Ｒの容積が次第に増大する吸入領域と対応する位置に互いに対向する１対の吸入ポート４ａ，４ｂが開口され、また作動室Ｒの容積が次第に減少する吐出領域と対応する位置に互いに対向する吐出ポート６ａおよびバランス溝６ｂが開口され、各吸入ポート４ａ，４ｂと吐出ポート６ａにはそれぞれ吸入通路５および吐出通路７が設けられている。この内接歯車式オイルポンプは自動変速機に適用したものであり、ドライブギヤ３０は、軸受ブッシュ９を介してポンプボデー１の中心孔に支持されて駆動源であるエンジンの動力が伝達されるインペラハブ８の先端に支持されて、ドライブギヤ３０の内面から突出するキー３０ａをインペラハブ８の先端に形成したキー溝８ａに係合して回転駆動され、これと噛合するドリブンギヤ３１は収容凹部２の内周面により回転自在に支持されている。トルクコンバータのタービンランナの回転を多段変速機構に伝達する入力軸（図１参照）は記載が省略されている。
【０００３】
この内接歯車式オイルポンプの両ギヤ３０，３１がインペラハブ８により回転駆動されれば、吸入ポート４ａ，４ｂ内の作動油は吸入領域にある作動室Ｒ内に吸入され、吐出領域にある作動室Ｒから吐出ポート６ａ内に吐出される。吸入ポート４ａ，４ｂ内の作動油の圧力は大気圧であるが、吐出ポート６ａ内の圧力は相当な吐出圧力になるので、ドリブンギヤ３１の吐出ポート６ａと対応する範囲には半径方向外向きの力Ｐ１が作用し、この力Ｐ１によりドリブンギヤ３１の外周面と収容凹部２の内周面との間に摩擦抵抗が生じて動力損失をまねき、あるいは吐出圧が変動するとポンプ騒音やポンプ振動を引き起こすという問題がある。これに対しては、収容凹部２の内周面の吐出ポート６ａと対応する範囲に円弧状の凹溝２ａ（図６の二点鎖線参照）を形成し、連通路２ｂにより吐出ポート６ａ内の吐出圧力を導入して力Ｐ１と逆向きで同じ大きさの力Ｐ３を生じさせ、力Ｐ１を打ち消して動力損失をなくし、あるいはポンプ騒音やポンプ振動を低減するという技術が知られている（例えば実開昭６３−１８２号公報および特開平３−３４２４８２号公報参照）。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、前述した内接歯車式オイルポンプのドリブンギヤ３１には、前述した力Ｐ１の他に、吸入ポート４ａ，４ｂの終端部（両ギヤの回転方向側となる端部）と吐出ポート６ａの始端部の間において半径方向外向きに変動（増減）する力Ｑ１が加わる。すなわち、両ギヤ３０，３１の歯の間の各作動室Ｒに吸入された作動油は、吸入ポート４ａ，４ｂに連通される範囲では大気圧であるが、吸入ポート４ａ，４ｂの終端部と吐出ポート６ａの始端部の間で作動室Ｒが実質的に各ポートから遮断された範囲では、ポンプボデー１およびポンプカバー３と両ギヤ３０，３１の歯の間に閉じ込められ圧縮されて圧力が急激に上昇し、吐出ポート６ａに連通されれば圧力は吐出圧力になるので、吸入ポート４ａ，４ｂの終端部と吐出ポート６ａの始端部の間となるドリブンギヤ３１の部分には、周期的に増減する半径方向外向きの力Ｑ１が作用する。この力Ｑ１のため、ドリブンギヤ３１の外周面は収容凹部２の内周面に周期的に当接されて騒音を生じ、摩擦抵抗により動力損失を生じ、またドライブギヤ３０とドリブンギヤ３１の歯の間の隙間が増大して漏れが増えるので吐出量が低下するという問題を生じる。
【０００５】
本発明は、収容凹部の内周面に形成されて吐出ポート２５ａ内の圧力が導入される凹溝の配置を工夫することにより、このような各問題を解決することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明による内接歯車式オイルポンプは、吸入ポートおよび吐出ポートを有するギヤ室が形成されたケーシングと、互いに噛合してギヤ室内に配設されその回転により吸入ポートから作動油を吸入して吐出ポートから吐出する外歯のドライブギヤと内歯のドリブンギヤと、このドリブンギヤの外周面と摺動するギヤ室の内周面の吐出ポート側となる位置に同内周面の円周方向に沿って形成されて吐出ポート内の吐出圧力が導入される凹溝を備えてなる内接歯車式オイルポンプにおいて凹溝は、その内部に導入される吐出圧力によりドリブンギヤを半径方向内向きに押す力と吐出ポート内の吐出圧力により同ドリブンギヤを半径方向外向きに押す力との合力が、吸入ポートの終端部と吐出ポートの始端部との間において両ギヤの歯の間に閉じ込められる作動油の圧縮によりドリブンギヤに半径方向外向きに加わる力を打ち消す向きに作用するように配置したことを特徴とするものである。
【０００７】
前項に記載の内接歯車式オイルポンプは、吐出ポート内の吐出圧力によりドリブンギヤを半径方向外向きに押す力と凹溝内に導入される吐出圧力により同ドリブンギヤを半径方向内向きに押す力との合力を、吸入ポートの終端部と吐出ポートの始端部との間においてドリブンギヤに半径方向外向きに加わる力の最大値よりも大とすることが好ましい。
【０００８】
前各項に記載の内接歯車式オイルポンプにおける、ギヤ室の内周面に沿って形成された凹溝の円周方向中央位置と吐出ポートの円周方向中央位置を、前者の中央位置が後者の中央位置よりも吸入ポートの終端部と吐出ポートの始端部との間に近づくように配置することが好ましい。
【０００９】
前各項に記載の内接歯車式オイルポンプは、凹溝に吐出ポート内の吐出圧力を導入する連通路を同凹溝の円周方向両端部にそれぞれ形成することが好ましい。
【００１０】
前各項に記載の内接歯車式オイルポンプは、ケーシングはギヤ室を形成する収容凹部が形成されたポンプボデーと、このポンプボデーに結合固定されたポンプカバーよりなるものとするとともに、ポンプボデーとポンプカバーの材質を互いに異なるものとし、凹溝に吐出ポート内の吐出圧力を導入する連通路は、ポンプボデーとポンプカバーのうち耐摩耗性、耐キャビテーション性または耐キャビテーションエロージョン性が低い方の内面に形成することが好ましい。
【００１１】
前項に記載の内接歯車式オイルポンプは、ポンプボデーは鉄製とし、ポンプカバーは軽合金製として、連通路はポンプカバーの内面に形成することが好ましい。
【００１２】
本発明による自動変速機は、前各項に記載の内接歯車式オイルポンプを備えたことを特徴とするものである。
【００１３】
【発明の作用および効果】
本発明の内接歯車式オイルポンプによれば、ドリブンギヤの外周面と摺動するギヤ室の内周面の吐出ポート側となる位置に円周方向に沿って形成されて吐出ポート内の吐出圧力が導入される凹溝は、その内部に導入される吐出圧力によりドリブンギヤを半径方向内向きに押す力と吐出ポート内の吐出圧力により同ドリブンギヤを半径方向外向きに押す力との合力が、吸入ポートの終端部と吐出ポートの始端部との間において両ギヤの歯の間に閉じ込められる作動油の圧縮によりドリブンギヤに半径方向外向きに加わる力を打ち消す向きに作用するように配置したので、前述のように両ギヤの間に閉じ込められる作動油の圧縮によりドリブンギヤに半径方向外向きに加わる力はこの合力により打ち消されて減少する。従ってドリブンギヤの外周面が収容凹の内周面に周期的に当接されることにより生じる騒音は減少し、ドリブンギヤの外周面と収容凹部の内周面との間の摩擦抵抗による動力損失も減少し、またドライブギヤとドリブンギヤの歯の間の隙間の増大も少なくなって漏れが減少するので吐出量の低下もなくなる。
【００１４】
吐出ポート内の吐出圧力によりドリブンギヤを半径方向外向きに押す力と凹溝内に導入される吐出圧力によりドリブンギヤを半径方向内向きに押す力との合力を、吸入ポートの終端部と吐出ポートの始端部との間においてドリブンギヤに半径方向外向きに加わる力の最大値よりも大とした内接歯車式オイルポンプによれば、後者の半径方向外向きに加わる力にかかわらずドリブンギヤは前者の合力により押し付けられている収容凹部の内周面から離れることはなくなる。従って、前項で述べた騒音、摩擦抵抗による動力損失および漏れによる吐出量の低下は一層減少する。
【００１５】
ギヤ室の内周面に沿って形成された凹溝の円周方向中央位置と吐出ポートの円周方向中央位置を、前者の中央位置が後者の中央位置よりも吸入ポートの終端部と吐出ポートの始端部との間に近づくように配置した内接歯車式オイルポンプによれば、吐出ポート内の吐出圧力によりドリブンギヤを半径方向外向きに押す力と凹溝内に導入される吐出圧力によりドリブンギヤを半径方向内向きに押す力との合力の向きは、吸入ポートの終端部と吐出ポートの始端部との間においてドリブンギヤに半径方向外向きに加わる力の向きと逆向きになり、また両円周方向中央位置の間の距離を調整することにより前者の合力の作用線と後者の半径方向外向きに加わる力の作用線をほゞ一致させることができる。
【００１６】
凹溝に吐出ポート内の吐出圧力を導入する連通路を凹溝の円周方向両端部にそれぞれ形成した内接歯車式オイルポンプによれば、作動油は一方の連通路から凹溝内に入って他方の連通路から出る。これにより凹溝内に作動油が貫流されて異物が溜まることがなくなるので、そのような異物により作動不良が生じるおそれは減少する。
【００１７】
ケーシングをギヤ室を形成する収容凹部が形成されたポンプボデーと、このポンプボデーに結合固定されたポンプカバーよりなるものとするとともに、ポンプボデーとポンプカバーの材質を互いに異なるものとし、凹溝に吐出ポート内の吐出圧力を導入する連通路は、ポンプボデーとポンプカバーのうち耐摩耗性、耐キャビテーション性または耐キャビテーションエロージョン性が低い方の内面に形成した内接歯車式オイルポンプによれば、ドリブンギヤは連通路内の吐出圧力により連通路が形成されていない方のポンプボデーまたはポンプカバー側に押し付けられ、連通路を形成する方のポンプボデーまたはポンプカバーは上述した各耐性を考慮する必要がなくなるので、材質の選定が容易になる。
【００１８】
ポンプボデーは鉄製とし、ポンプカバーは軽合金製として、連通路はポンプカバーの内面に形成した内接歯車式オイルポンプによれば、ドリブンギヤはポンプカバーの内面に形成した連通路内の吐出圧力によりポンプボデー側に押し付けられ、ポンプカバー側に押し付けられる力は減少するので、軽合金製のポンプカバーの摩耗やキャビテーションによるエロージョンは防止される。
【００１９】
上述した各内接歯車式オイルポンプを備えた自動変速機によれば、自動変速機としても上述した各効果が得られる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下に、図１〜図３に示す実施の形態により本発明の説明をする。この実施の形態による内接歯車式オイルポンプは自動車の自動変速機に作動油を供給するもので、主としてドライブギヤ３０と、これと噛合する内歯のドリブンギヤ３１と、この両ギヤ３０，３１を回転自在に収納するギヤ室Ｇが形成されたハウジングＨよりなるもので、ハウジングＨは互いに接合されたポンプボデー１０とポンプカバー１５により形成されている。自動変速機は、ポンプインペラ３６とタービンランナ３７とステータ３８を備えたトルクコンバータ３５と、遊星歯車式の多段変速機構よりなるものであるが、多段変速機構は入力軸４０を除き記載を省略してある。
【００２１】
主として図１に示すように、鋳鉄よりなるポンプボデー１０の平坦な一側面には、両ギヤ３０，３１を回転自在に収納する円形で浅い一定の深さの収容凹部１１が形成され、収容凹部１１の内底面には収容凹部１１の中心に対し、両ギヤ３０，３１の間の偏心量と同じ量だけ偏心して、ポンプボデー１０を貫通する中心孔１２が形成されている。アルミニウムよりなるポンプカバー１５は平坦な一側面により両ギヤ３０，３１が収納された収容凹部１１を液密に覆うようにポンプボデー１０にボルト止めされ、このポンプカバー１５とポンプボデー１０の収容凹部１１により両ギヤ３０，３１を収納するギヤ室Ｇが形成されている。
【００２２】
ポンプボデー１０の中心孔１２と同軸的にポンプカバー１５に形成された中心孔１６に圧入固定された管状のステータシャフト１７は中心孔１２との間に隙間をおいてポンプボデー１０内を通り抜けている。駆動源であるエンジン（図示省略）の動力が伝達されるトルクコンバータ３５のポンプインペラ３６のインペラハブ３６ａは、中心の管状部がステータシャフト１７と中心孔１２の間に差し込まれ、ポンプボデー１０の中心孔１２の内周面に固定した軸受ブッシュ１３により回転自在に支持され、インペラハブ３６ａとポンプボデー１０の間はオイルシール３９によりシールされている。多段変速機構の入力軸４０は、ステータシャフト１７先端部の内周面に固定した軸受ブッシュ１８により回転自在に支持され、タービンランナ３７は入力軸４０の先端にスプライン嵌合されて取り付けられている。またステータ３８は、ステータシャフト１７の先端部にワンウェイクラッチ３８ａを介して支持されている。
【００２３】
外歯のドライブギヤ３０と、これより歯数が１歯大きい内歯のドリブンギヤ３１は同一の厚さで、互いに噛合するトロコイド歯形の歯を有しており、それらの両側面とポンプボデー１０およびポンプカバー１５により形成されるギヤ室Ｇの両内側面は作動油が実質的に洩れない程度の小さい隙間をおいて相対的に摺動回転自在である。ドライブギヤ３０は、その内周面から突出する１対のキー３０ａがインペラハブ３６ａの先端に形成された１対のキー溝３６ｂと係合するように、インペラハブ３６ａの先端部に嵌合支持されて回転駆動されるようになっている。ドリブンギヤ３１の外周面は収容凹部１１の内周面に回転自在に嵌合支持されている。なお両ギヤ３０，３１の間の歯形はトロコイドに限らず、インボリュート、サイクロイドなど、任意のものが使用可能である。
【００２４】
主として図２に示すように、両ギヤ３０，３１とギヤ室Ｇの内面の間の空間は、互いに噛合する各歯によりドライブギヤ３０の外周に沿った多数の作動室Ｒに仕切られ、各作動室Ｒは両ギヤ３０，３１の回転とともに移動しながら容積が増減する。そして、両ギヤ３０，３１のピッチ線の接触位置から両ギヤ３０，３１の回転方向で１８０度にわたる範囲には回転に伴い作動室Ｒの容積が次第に増大する吸入領域が形成され、またピッチ線の接触位置から回転方向と逆向きに１８０度にわたる範囲には回転に伴い作動室Ｒの容積が次第に減少する吐出領域が形成されている。
【００２５】
ポンプボデー１０の収容凹部１１の内底面およびこれと対応するポンプカバー１５の内面には、図１および図２に示すように、吸入領域と対応する相当な角度範囲に沿って開口部の形状および面積が同一の１対の吸入ポート２０ａ，２０ｂが互いに対向して形成されており、各吸入ポート２０ａ，２０ｂの内側縁と外側縁はそれぞれ各ギヤ３０，３１の歯底円とほゞ一致している。この各吸入ポート２０ａ，２０ｂには、ポンプボデー１０とポンプカバー１５内に形成されてリザーバ（図示省略）からの作動油を導入する吸入通路２１が連通されている。
【００２６】
また収容凹部１１の内底面およびこれと対応するポンプカバー１５の内面には、図２および図３に示すように、吐出領域と対応する相当な角度範囲に沿って開口部の形状および面積が同一の吐出ポート２５ａおよびバランス溝２５ｂが互いに対向して形成されている。吐出ポート２５ａとバランス溝２５ｂの内側縁と外側縁はそれぞれ各ギヤ３０，３１の歯底円とほゞ一致している。吐出ポート２５ａにはポンプボデー１０とポンプカバー１５内に形成されて作動油を供給先に供給する吐出通路２６が連通されている。しかしバランス溝２５ｂは、ポンプカバー１５内に形成する流体通路（図示省略）を避けるために吐出ポート２５ａより浅くし、吐出通路２６には連通されていない。
【００２７】
なおこの実施の形態では、１対の吸入ポート２０ａ，２０ｂをポンプボデー１０およびポンプカバー１５に設け、吐出ポート２５ａはポンプボデー１０にのみ設け、吐出ポート２５ａと対向するバランス溝２５ｂをポンプカバー１５に設けた例につき説明したが、吸入ポートはポンプボデー１０とポンプカバー１５の何れか一方にのみ設けるようにしてもよいし、吐出ポートはポンプカバー１５に設けあるいはポンプボデー１０とポンプカバー１５の両方に設け（この場合はバランス溝は不要となる）るようにしてもよい。
【００２８】
図２および図３に示すように、収容凹部１１の内周面の吐出ポート２５ａおよびバランス溝２５ｂ側となる位置には、軸線方向の幅が収容凹部１１の深さより小さい円弧状の凹溝２７が形成されて、ポンプカバー１５の内面に形成された連通路２８により吐出ポート２５ａおよびバランス溝２５ｂ内の吐出圧力が導入されるようになっている。この実施の形態では、凹溝２７は、吐出ポート２５ａおよびバランス溝２５ｂの始端部付近からそれらの終端部よりかなり手前の位置までの範囲にわたって形成されているので、ギヤ室Ｇの内周面に沿って形成された凹溝２７の円周方向中央位置と、同じ内周面に沿ってしかしそれより多少内側に形成された吐出ポート２５ａおよびバランス溝２５ｂの円周方向中央位置は、凹溝２７の中央位置の方が吐出ポート２５ａおよびバランス溝２５ｂの中央位置よりも吸入ポート２０ａ，２０ｂの終端部と吐出ポート２５ａの始端部との間に近づくように配置される。
【００２９】
トルクコンバータ３５のインペラハブ３６ａによりドライブギヤ３０が回転駆動されて内接歯車式オイルポンプが作動された状態では、図２に示すように、ドリブンギヤ３１には、吐出ポート２５ａ側の部分に、吐出ポート２５ａおよびバランス溝２５ｂの間となる各作動室Ｒ内に加わる吐出圧力による半径方向外向きの力Ｐ１と、連通路２８を介して凹溝２７内に導入された吐出圧力による半径方向内向きの力Ｐ２が加わり、また前述のように吸入ポート２０ａ，２０ｂの終端部と吐出ポート２５ａおよびバランス溝２５ｂの始端部の間には半径方向外向きに周期的に変動する力Ｑ１が加わる。前述のように、凹溝２７の円周方向中央位置は、吐出ポート２５ａの円周方向中央位置よりも、吸入ポート２０ａ，２０ｂの終端部と吐出ポート２５ａの始端部との間に近づいているので、力Ｐ１と力Ｐ２の合力Ｑ２は、図２に示すように変動する力Ｑ１を打ち消す向きとなる。そして、収容凹部１１の内周面における凹溝２７の面積および円周方向中央位置を調整することにより、合力Ｑ２を力Ｑ１と１８０度逆向きで力Ｑ１の最大値より多少大きい値とすることができる。
【００３０】
そのようにすることにより、力Ｑ１が周期的に増減してもドリブンギヤ３１は合力Ｑ２により押し付けられている収容凹部１１の内周面から離れることはなくなる。従って、吸入ポート２０ａ，２０ｂの終端部と吐出ポート２５ａの始端部の間となるドリブンギヤ３１の外周面が収容凹部１１の内周面に周期的に当接されることはなくなるので、それによる騒音、摩擦抵抗による動力損失、および両ギヤ３０，３１の間の隙間の変動による漏れの増大もなくなる。またこのようにすれば力Ｐ１も打ち消されるので、前述したような力Ｐ１による動力損失もなくすることができる。しかしながら本発明はこれに限られるものではなく、合力Ｑ２は周期的に変動する力Ｑ１を打ち消す向きに作用するものであれば力Ｑ１の最大値より大きくする必要は必ずしもなく、そのようにしてもドリブンギヤ３１が力Ｑ１により収容凹部１１の内周面に周期的に当接される力は減少するので、そのような周期的当接による騒音、摩擦抵抗による動力損失、および両ギヤ３０，３１の間の隙間の変動による漏れの増大は減少する。
【００３１】
またこの実施の形態では、収容凹部１１を形成した鋳鉄製のポンプボデー１０を覆うポンプカバー１５は軽量化のためにアルミニウム製とし、作動室Ｒおよびバランス溝２５ｂを介して吐出ポート２５ａ内の吐出圧力を凹溝２７に導入する連通路２８をポンプカバー１５の内面に形成しており、このようにすればドリブンギヤ３１は、連通路２８内の吐出圧力により耐摩耗性、耐キャビテーション性および耐キャビテーションエロージョン性が高い鋳鉄製のポンプボデー１０側に押し付けられ、上述した各耐性の低いアルミニウム製のポンプカバー１５側に押し付けられる力は減少するのでポンプカバー１５の摩耗やキャビテーションによるエロージョンは防止される。しかしながら本発明はこのような材質のものに限られるものではなく、ポンプボデー１０とポンプカバー１５を構成する物質（通常は金属）の材料組成を異なるものとして、耐摩耗性、耐キャビテーション性および耐キャビテーションエロージョン性が低い方の材料よりなるポンプボデー１０またはポンプカバー１５の方の内面に連通路２８を形成し、上記各耐性が高い方の材料よりなるポンプボデー１０またはポンプカバー１５側にドリブンギヤ３１を押し付けるようにしても同様の効果が得られる。あるいはまたポンプボデー１０とポンプカバー１５を同材質としてもよく、その場合は図３の二点鎖線２８ａに示すように連通路をポンプボデー１０側に形成してもよいし、ポンプボデー１０側とポンプカバー１５側の両方に設けてもよい。
【００３２】
上述した実施の形態では、凹溝２７内に吐出ポート２５ａ内の吐出圧力を導入する連通路２８は凹溝２７の円周方向中央付近の１箇所だけに設けたが、図４に示す変形例のように凹溝２７の円周方向両端付近に各１個の連通路２８を設けてもよい。このようにすれば、吐出ポート２５ａからの作動油は、一方の連通路２８Ａから凹溝２７内に入り、凹溝２７内を貫流して他方の連通路２８から出るようになり、凹溝２７内に異物が溜まることがなくなるので、そのような異物により作動不良が生じるおそれは減少する。
【００３３】
なお上述した実施の形態では、自動車の自動変速機に作動油を供給する内接歯車式オイルポンプに適用した例につき説明したが、本発明はこれに限られるものではなく、自動車の無段変速機その他の種々の機器に使用する作動油の供給源として使用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による内接歯車式オイルポンプの一実施形態の全体構造を示す断面図である。
【図２】図１の２−２断面図である。
【図３】図２の３−３線に沿った部分断面図である。
【図４】図１に示す実施形態の凹溝を吐出ポートに連通する連通路の変形例を示す図２に相当する断面図である。
【図５】従来技術による内接歯車式オイルポンプの一例の図１に相当する断面図である。
【図６】図５の６−６断面図である。
【符号の説明】
１０…ポンプボデー、１１…収容凹部、１５…ポンプカバー、２０ａ，２０ｂ…吸入ポート、２１…吸入通路、２５ａ…吐出ポート、２６…吐出通路、２７…凹溝、２８，２８Ａ…連通路、３０…ドライブギヤ、３１…ドリブンギヤ、Ｇ…ギヤ室、Ｈ…ケーシング。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an internal gear oil pump that supplies hydraulic oil to an automatic transmission of an automobile.
[0002]
[Prior art]
As shown in FIGS. 5 and 6, this type of internal gear type oil pump has a gear chamber G formed by a pump body 1 formed with a housing recess 2 and a pump cover 3 covering the liquid body tightly. Some have a drive gear 30 and an internal driven gear 31 meshing therewith. The inner surfaces of the pump body 1 and the pump cover 3 are positioned at positions corresponding to the suction region where the volume of the working chamber R formed between the teeth gradually increases as the gears 30 and 31 meshing with each other rotate. A pair of opposed suction ports 4a and 4b are opened, and a discharge port 6a and a balance groove 6b facing each other are opened at positions corresponding to discharge regions where the volume of the working chamber R gradually decreases, and each suction port 4a, A suction passage 5 and a discharge passage 7 are provided in 4b and the discharge port 6a, respectively. This internal gear type oil pump is applied to an automatic transmission, and a drive gear 30 is supported by a center hole of a pump body 1 via a bearing bush 9 to transmit power of an engine as a drive source. A driven gear 31 that is supported by the tip of the impeller hub 8 and is rotationally driven by engaging a key 30 a that protrudes from the inner surface of the drive gear 30 with a key groove 8 a formed at the tip of the impeller hub 8. The inner peripheral surface is rotatably supported. The description of the input shaft (see FIG. 1) for transmitting the rotation of the turbine runner of the torque converter to the multi-stage transmission mechanism is omitted.
[0003]
If both gears 30 and 31 of this internal gear type oil pump are rotationally driven by the impeller hub 8, the working oil in the suction ports 4a and 4b is sucked into the working chamber R in the suction region and the operation in the discharge region. It is discharged from the chamber R into the discharge port 6a. The pressure of the hydraulic oil in the suction ports 4a and 4b is atmospheric pressure, but the pressure in the discharge port 6a is a considerable discharge pressure, so that the range corresponding to the discharge port 6a of the driven gear 31 is radially outward. A force P1 is applied, and this force P1 causes a frictional resistance between the outer peripheral surface of the driven gear 31 and the inner peripheral surface of the housing recess 2 to cause power loss, or when the discharge pressure fluctuates, causes pump noise and pump vibration. There is a problem. In response to this, an arcuate groove 2a (see a two-dot chain line in FIG. 6) is formed in a range corresponding to the discharge port 6a on the inner peripheral surface of the housing recess 2, and the communication passage 2b allows the discharge port 6a. A technique is known in which a discharge pressure is introduced to generate a force P3 of the same magnitude in the opposite direction to the force P1, and the power P1 is canceled to eliminate power loss or reduce pump noise and pump vibration (for example, (See Japanese Utility Model Laid-Open No. 63-182 and Japanese Patent Laid-Open No. 3-342482).
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the driven gear 31 of the internal gear type oil pump described above, in addition to the force P1 described above, the end portions of the intake ports 4a and 4b (the end portions on the rotational direction side of both gears) and the start end of the discharge port 6a. A force Q1 that fluctuates (increases or decreases) radially outward is applied between the portions. That is, the hydraulic oil sucked into the working chambers R between the teeth of both the gears 30 and 31 is atmospheric pressure in the range where it is communicated with the suction ports 4a and 4b, but the end portions of the suction ports 4a and 4b In the range where the working chamber R is substantially cut off from each port between the start ends of the discharge port 6a, the pressure is confined and compressed between the teeth of the pump body 1, the pump cover 3, and both the gears 30, 31. If the pressure suddenly rises and communicates with the discharge port 6a, the pressure becomes the discharge pressure. Therefore, the driven gear 31 between the end portions of the suction ports 4a and 4b and the start end portion of the discharge port 6a is periodically provided. A radially outward force Q1 that increases or decreases acts. Due to this force Q1, the outer peripheral surface of the driven gear 31 is periodically brought into contact with the inner peripheral surface of the housing recess 2 to generate noise, causing power loss due to frictional resistance, and between the teeth of the drive gear 30 and the driven gear 31. This causes a problem that the discharge amount decreases because the gap increases and leakage increases.
[0005]
An object of the present invention is to solve each of these problems by devising the arrangement of concave grooves that are formed on the inner peripheral surface of the accommodating concave portion and into which the pressure in the discharge port 25a is introduced.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
An internal gear oil pump according to the present invention is disposed in a gear chamber in mesh with a casing having a gear chamber having a suction port and a discharge port. Along the circumferential direction of the inner peripheral surface at a position on the discharge port side of the inner peripheral surface of the gear chamber that slides with the outer peripheral surface of the driven gear and the outer peripheral surface of the driven gear and the external gear that discharges from the port In the internal gear type oil pump that is formed and has a concave groove into which the discharge pressure in the discharge port is introduced, the concave groove has a force and discharge that pushes the driven gear inward in the radial direction by the discharge pressure introduced into the concave groove. The resultant force with the force that pushes the driven gear radially outward by the discharge pressure in the port is confined between the teeth of both gears between the end of the suction port and the start of the discharge port. It is characterized in that it is arranged so as to act in a direction to cancel the force applied to the driven gear in the radially outward direction by compressing the hydraulic oil.
[0007]
The internal gear type oil pump described in the preceding paragraph has a force that pushes the driven gear radially outward by the discharge pressure in the discharge port and a force that pushes the driven gear radially inward by the discharge pressure introduced into the groove. It is preferable that the resultant force be greater than the maximum value of the force applied to the driven gear radially outward between the end portion of the suction port and the start end portion of the discharge port.
[0008]
In the internal gear oil pump described in the preceding paragraphs, the central position in the circumferential direction of the concave groove formed along the inner peripheral surface of the gear chamber and the central position in the circumferential direction of the discharge port are the center positions of the former. It is preferable to dispose it closer to the end portion of the suction port and the start end portion of the discharge port than the latter central position.
[0009]
In the internal gear type oil pump described in the preceding paragraphs, it is preferable to form communication passages for introducing the discharge pressure in the discharge port into the concave groove at both ends in the circumferential direction of the concave groove.
[0010]
In the internal gear type oil pump described in the preceding paragraphs, the casing is composed of a pump body in which a housing recess for forming a gear chamber is formed, and a pump cover coupled and fixed to the pump body. The material of the pump cover and the material of the pump cover are different from each other, and the communication passage that introduces the discharge pressure in the discharge port into the concave groove is the one with the lower wear resistance, cavitation resistance or cavitation erosion resistance of the pump body and the pump cover. It is preferable to form on the inner surface.
[0011]
In the internal gear type oil pump described in the preceding paragraph, the pump body is preferably made of iron, the pump cover is made of a light alloy, and the communication path is preferably formed on the inner surface of the pump cover.
[0012]
An automatic transmission according to the present invention includes the internal gear oil pump described in the preceding sections.
[0013]
Operation and effect of the invention
According to the internal gear oil pump of the present invention, the discharge pressure in the discharge port is formed along the circumferential direction at a position on the discharge port side of the inner peripheral surface of the gear chamber that slides with the outer peripheral surface of the driven gear. The concave groove into which is introduced is the combined force of the force that pushes the driven gear radially inward by the discharge pressure introduced into the groove and the force that pushes the driven gear radially outward by the discharge pressure in the discharge port. Since it is arranged between the terminal end of the port and the start end of the discharge port so as to act in a direction to cancel the force applied to the driven gear radially outward by compression of the hydraulic oil confined between the teeth of both gears, As described above, the force applied to the driven gear in the radially outward direction due to the compression of the hydraulic oil confined between the two gears is canceled and reduced by this resultant force. Therefore, the noise generated when the outer peripheral surface of the driven gear is periodically brought into contact with the inner peripheral surface of the receiving recess is reduced, and the power loss due to the frictional resistance between the outer peripheral surface of the driven gear and the inner peripheral surface of the receiving recess is also reduced. In addition, the gap between the teeth of the drive gear and the driven gear is less increased and leakage is reduced, so that the discharge amount is not reduced.
[0014]
The resultant force of the force that pushes the driven gear radially outward by the discharge pressure in the discharge port and the force that pushes the driven gear radially inward by the discharge pressure introduced into the concave groove is the sum of the end of the suction port and the discharge port. According to the internal gear type oil pump that is larger than the maximum value of the force exerted radially outward on the driven gear between the starting end and the driven gear, the driven gear is combined with the former force regardless of the latter force exerted radially outward. It will not be separated from the inner peripheral surface of the housing recess pressed by. Therefore, the noise, the power loss due to frictional resistance, and the decrease in the discharge amount due to leakage described above are further reduced.
[0015]
The circumferential center position of the concave groove formed along the inner peripheral surface of the gear chamber and the circumferential center position of the discharge port, the end position of the suction port and the discharge port of the former center position than the latter center position According to the internal gear type oil pump arranged so as to be close to the starting end of the driven gear, the driven gear is driven by the force that pushes the driven gear radially outward by the discharge pressure in the discharge port and the discharge pressure that is introduced into the groove. The direction of the resultant force with the force that pushes inward in the radial direction is opposite to the direction of the force applied radially outward to the driven gear between the terminal end of the suction port and the start end of the discharge port. By adjusting the distance between the center positions in the circumferential direction, the line of action of the former resultant force and the line of action of the force exerted outward in the radial direction can be substantially matched.
[0016]
According to the internal gear type oil pump in which the communication passage for introducing the discharge pressure in the discharge port into the groove is formed at both ends in the circumferential direction of the groove, the hydraulic oil enters the groove from one communication passage. And exit from the other communication path. As a result, the working oil does not flow through the concave groove and foreign matter does not accumulate, so that the possibility of malfunction due to such foreign matter is reduced.
[0017]
The casing is composed of a pump body with a housing recess that forms a gear chamber, and a pump cover that is coupled and fixed to the pump body. The pump body and the pump cover are made of different materials, and the groove is formed in the groove. According to the internal gear type oil pump formed on the inner surface of the pump body and the pump cover which has lower wear resistance, cavitation resistance or cavitation erosion resistance, the communication path for introducing the discharge pressure in the discharge port is The driven gear is pressed against the pump body or pump cover side where the communication path is not formed by the discharge pressure in the communication path, and the pump body or pump cover that forms the communication path needs to consider the above-mentioned resistances. Since it disappears, the selection of the material becomes easy.
[0018]
The pump body is made of iron, the pump cover is made of light alloy, and the communication path is an internal gear type oil pump formed on the inner surface of the pump cover. The driven gear is driven by the discharge pressure in the communication path formed on the inner surface of the pump cover. Since the force pressed against the pump body side and the pump cover side is reduced, wear of the light alloy pump cover and erosion due to cavitation are prevented.
[0019]
According to the automatic transmission including the above-described internal gear type oil pumps, the above-described effects can be obtained as an automatic transmission.
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
The present invention will be described below with reference to the embodiments shown in FIGS. The internal gear type oil pump according to this embodiment supplies hydraulic oil to an automatic transmission of an automobile, and mainly includes a drive gear 30, an internal driven gear 31 meshing with the drive gear 30, and both the gears 30, 31. The housing H is formed with a gear chamber G in which the gear chamber G is rotatably accommodated. The housing H is formed by a pump body 10 and a pump cover 15 which are joined to each other. The automatic transmission includes a torque converter 35 including a pump impeller 36, a turbine runner 37, and a stator 38, and a planetary gear type multi-stage transmission mechanism. However, the multi-stage transmission mechanism is omitted except for the input shaft 40. It is.
[0021]
As shown mainly in FIG. 1, an accommodation recess 11 having a circular and shallow constant depth for rotatably accommodating both gears 30 and 31 is formed on one flat side surface of a pump body 10 made of cast iron. A center hole 12 is formed on the inner bottom surface of the housing 11 so as to be decentered by the same amount as the amount of eccentricity between the gears 30 and 31 with respect to the center of the housing recess 11 and penetrate the pump body 10. The pump cover 15 made of aluminum is bolted to the pump body 10 so as to liquid-tightly cover the housing recess 11 in which both the gears 30 and 31 are housed by one flat side surface, and the housing cover recess of the pump cover 15 and the pump body 10 11 forms a gear chamber G for housing both gears 30 and 31.
[0022]
A tubular stator shaft 17 that is press-fitted and fixed in a central hole 16 formed in the pump cover 15 coaxially with the central hole 12 of the pump body 10 passes through the pump body 10 with a gap between the central hole 12. Yes. An impeller hub 36a of a pump impeller 36 of a torque converter 35 to which power of an engine (not shown) as a drive source is transmitted is inserted at a center tubular portion between the stator shaft 17 and the center hole 12, and the center of the pump body 10 is inserted. The bearing bush 13 fixed to the inner peripheral surface of the hole 12 is rotatably supported, and the gap between the impeller hub 36a and the pump body 10 is sealed by an oil seal 39. The input shaft 40 of the multi-stage transmission mechanism is rotatably supported by a bearing bush 18 fixed to the inner peripheral surface of the tip end portion of the stator shaft 17, and the turbine runner 37 is attached to the tip end of the input shaft 40 by spline fitting. . The stator 38 is supported at the tip of the stator shaft 17 via a one-way clutch 38a.
[0023]
The external drive gear 30 and the internal driven gear 31 having one tooth larger than this have the same thickness and have trochoidal teeth that mesh with each other. Both inner side surfaces of the gear chamber G formed by the pump cover 15 are relatively slidable and rotatable with a small gap such that the hydraulic oil does not substantially leak. The drive gear 30 is fitted and supported at the tip of the impeller hub 36a so that the pair of keys 30a protruding from the inner peripheral surface thereof engage with a pair of key grooves 36b formed at the tip of the impeller hub 36a. It is designed to rotate. The outer peripheral surface of the driven gear 31 is rotatably fitted and supported on the inner peripheral surface of the housing recess 11. Note that the tooth profile between the gears 30 and 31 is not limited to the trochoid, and an arbitrary one such as an involute or a cycloid can be used.
[0024]
As shown mainly in FIG. 2, the space between the gears 30 and 31 and the inner surface of the gear chamber G is partitioned into a number of working chambers R along the outer periphery of the drive gear 30 by the respective meshing teeth. The volume of the chamber R increases and decreases while moving with the rotation of both gears 30 and 31. A suction area in which the volume of the working chamber R gradually increases with rotation is formed in a range extending 180 degrees in the rotation direction of the both gears 30 and 31 from the contact position of the pitch lines of both the gears 30 and 31. A discharge region in which the volume of the working chamber R gradually decreases with rotation is formed in a range extending 180 degrees from the contact position in the direction opposite to the rotation direction.
[0025]
As shown in FIGS. 1 and 2, the inner bottom surface of the housing recess 11 of the pump body 10 and the inner surface of the pump cover 15 corresponding thereto have a shape of an opening along a considerable angular range corresponding to the suction region, and A pair of suction ports 20a, 20b having the same area are formed to face each other, and the inner edge and the outer edge of each suction port 20a, 20b are substantially coincident with the root circle of each gear 30, 31 respectively. ing. A suction passage 21 that is formed in the pump body 10 and the pump cover 15 and introduces hydraulic oil from a reservoir (not shown) is communicated with the suction ports 20a and 20b.
[0026]
Further, as shown in FIGS. 2 and 3, the inner bottom surface of the housing recess 11 and the inner surface of the pump cover 15 corresponding thereto have the same shape and area of the opening along a considerable angular range corresponding to the discharge region. The discharge port 25a and the balance groove 25b are formed to face each other. The inner and outer edges of the discharge port 25a and the balance groove 25b are substantially coincident with the root circles of the gears 30 and 31, respectively. A discharge passage 26 formed in the pump body 10 and the pump cover 15 and supplying hydraulic oil to a supply destination is communicated with the discharge port 25a. However, the balance groove 25 b is shallower than the discharge port 25 a in order to avoid a fluid passage (not shown) formed in the pump cover 15, and is not communicated with the discharge passage 26.
[0027]
In this embodiment, a pair of suction ports 20a, 20b is provided in the pump body 10 and the pump cover 15, the discharge port 25a is provided only in the pump body 10, and the balance groove 25b facing the discharge port 25a is provided in the pump cover 15. However, the suction port may be provided only on one of the pump body 10 and the pump cover 15, and the discharge port may be provided on the pump cover 15 or between the pump body 10 and the pump cover 15. They may be provided on both sides (in this case, no balance groove is required).
[0028]
As shown in FIGS. 2 and 3, an arcuate groove 27 whose axial width is smaller than the depth of the housing recess 11 is located at a position on the inner peripheral surface of the housing recess 11 on the discharge port 25 a and balance groove 25 b side. The discharge pressure in the discharge port 25a and the balance groove 25b is introduced by the communication passage 28 formed on the inner surface of the pump cover 15. In this embodiment, the concave groove 27 is formed over a range from the vicinity of the start end portions of the discharge port 25a and the balance groove 25b to a position considerably before the end portion thereof, so that it is formed on the inner peripheral surface of the gear chamber G. The circumferential center position of the concave groove 27 formed along the circumferential direction and the circumferential center position of the discharge port 25a and the balance groove 25b formed along the same inner circumferential surface but slightly inside thereof are defined as the concave groove 27. Is arranged so that it is closer to the end portions of the suction ports 20a and 20b and the start end portion of the discharge port 25a than the center positions of the discharge port 25a and the balance groove 25b.
[0029]
In a state where the drive gear 30 is rotationally driven by the impeller hub 36a of the torque converter 35 and the internal gear type oil pump is operated, as shown in FIG. 2, the driven gear 31 includes a discharge port 25a on the discharge port 25a side. The radially outward force P1 due to the discharge pressure applied in each working chamber R between 25a and the balance groove 25b and the radially inward force due to the discharge pressure introduced into the concave groove 27 via the communication path 28. A force P2 is applied, and a force Q1 that periodically varies radially outward is applied between the end portions of the suction ports 20a and 20b and the start ends of the discharge port 25a and the balance groove 25b as described above. As described above, the circumferential center position of the concave groove 27 is closer to the end portions of the suction ports 20a and 20b and the start end portion of the discharge port 25a than the circumferential center position of the discharge port 25a. Therefore, the resultant force Q2 of the force P1 and the force P2 is in a direction that cancels the varying force Q1 as shown in FIG. Then, by adjusting the area of the groove 27 and the center position in the circumferential direction on the inner peripheral surface of the housing recess 11, the resultant force Q2 is set to a value slightly larger than the maximum value of the force Q1 by 180 degrees opposite to the force Q1. Can do.
[0030]
By doing so, even if the force Q1 increases or decreases periodically, the driven gear 31 does not leave the inner peripheral surface of the accommodating recess 11 pressed by the resultant force Q2. Therefore, the outer peripheral surface of the driven gear 31 between the end portions of the suction ports 20a and 20b and the start end portion of the discharge port 25a is not periodically brought into contact with the inner peripheral surface of the housing recess 11, so that noise caused thereby Further, there is no power loss due to frictional resistance, and no increase in leakage due to fluctuations in the gap between the gears 30 and 31. In this way, since the force P1 is also canceled out, the power loss due to the force P1 as described above can be eliminated. However, the present invention is not limited to this, and it is not always necessary to make the resultant force Q2 larger than the maximum value of the force Q1 as long as the resultant force Q2 acts in a direction to cancel the periodically varying force Q1. Since the force with which the driven gear 31 is periodically abutted against the inner peripheral surface of the housing recess 11 by the force Q1 is reduced, noise due to such a periodic abutment, power loss due to frictional resistance, and both the gears 30, 31 The increase in leakage due to variations in the gap between them is reduced.
[0031]
In this embodiment, the pump cover 15 that covers the cast iron pump body 10 in which the housing recess 11 is formed is made of aluminum for weight reduction, and the discharge in the discharge port 25a is performed via the working chamber R and the balance groove 25b. A communication passage 28 for introducing pressure into the concave groove 27 is formed on the inner surface of the pump cover 15, and in this way, the driven gear 31 has wear resistance, cavitation resistance and cavitation resistance due to the discharge pressure in the communication passage 28. Since the force pressed against the pump body 10 made of cast iron having high erosion property and pressed against the above-described aluminum pump cover 15 with low resistance is reduced, erosion due to wear or cavitation of the pump cover 15 is prevented. However, the present invention is not limited to such a material, and the material composition of the substance (usually metal) constituting the pump body 10 and the pump cover 15 is different, so that the wear resistance, cavitation resistance and resistance are reduced. A communication passage 28 is formed on the inner surface of the pump body 10 or the pump cover 15 made of a material having a lower cavitation erosion property, and the driven gear 31 is provided on the pump body 10 or the pump cover 15 side made of a material having a higher resistance. The same effect can be obtained by pressing. Alternatively, the pump body 10 and the pump cover 15 may be made of the same material. In this case, a communication path may be formed on the pump body 10 side as shown by a two-dot chain line 28a in FIG. It may be provided on both sides of the pump cover 15.
[0032]
In the above-described embodiment, the communication passage 28 for introducing the discharge pressure in the discharge port 25a into the concave groove 27 is provided only at one place near the center in the circumferential direction of the concave groove 27. However, the modification shown in FIG. As described above, one communication path 28 may be provided in the vicinity of both ends in the circumferential direction of the groove 27. In this way, the hydraulic oil from the discharge port 25a enters the concave groove 27 from one communication path 28A, flows through the concave groove 27, and exits from the other communication path 28. Since foreign matter does not accumulate in the interior, the risk of malfunction caused by such foreign matter is reduced.
[0033]
In the above-described embodiment, an example in which the present invention is applied to an internal gear oil pump that supplies hydraulic oil to an automatic transmission of an automobile has been described. However, the present invention is not limited to this, and the continuously variable transmission of an automobile. It can be used as a supply source of hydraulic oil used in various machines and other various devices.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing the overall structure of an embodiment of an internal gear oil pump according to the present invention.
2 is a cross-sectional view taken along the line 2-2 in FIG.
FIG. 3 is a partial cross-sectional view taken along line 3-3 in FIG.
4 is a cross-sectional view corresponding to FIG. 2 showing a modification of the communication passage that communicates the concave groove of the embodiment shown in FIG. 1 with the discharge port.
FIG. 5 is a cross-sectional view corresponding to FIG. 1 of an example of an internal gear oil pump according to the prior art.
6 is a cross-sectional view taken along the line 6-6 in FIG.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Pump body, 11 ... Housing recessed part, 15 ... Pump cover, 20a, 20b ... Suction port, 21 ... Suction passage, 25a ... Discharge port, 26 ... Discharge passage, 27 ... Concave groove, 28, 28A ... Communication path, 30 ... drive gear, 31 ... driven gear, G ... gear chamber, H ... casing.

Claims

A casing having a gear chamber having a suction port and a discharge port, and an external tooth drive that meshes with each other and is disposed in the gear chamber and sucks hydraulic oil from the suction port by the rotation thereof and discharges it from the discharge port. The discharge port is formed along the circumferential direction of the inner peripheral surface at a position on the discharge port side of the inner peripheral surface of the gear chamber that slides with the outer peripheral surface of the gear and the internal gear driven gear. In the internal gear type oil pump having a concave groove into which the discharge pressure inside is introduced,
The concave groove has a combined force of a force that pushes the driven gear radially inward by a discharge pressure introduced therein and a force that pushes the driven gear radially outward by a discharge pressure in the discharge port. Between the terminal end portion of the port and the start end portion of the discharge port, it is arranged so as to act in a direction to counteract the radially outward force applied to the driven gear by compression of hydraulic oil confined between the teeth of the two gears. An internal gear type oil pump characterized by that.

2. The internal gear type oil pump according to claim 1, wherein the driven gear is moved radially inward by a force pushing the driven gear radially outward by a discharge pressure in the discharge port and a discharge pressure introduced into the concave groove. The resultant force with the pushing force in the direction is larger than the maximum value of the force exerted radially outward on the driven gear between the end portion of the suction port and the start end portion of the discharge port. Closed gear oil pump.

The internal gear type oil pump according to claim 1 or 2, wherein a circumferential center position of the concave groove formed along an inner circumferential surface of the gear chamber and a circumferential center position of the discharge port. Is arranged such that the former center position is closer to the end portion of the suction port and the start end portion of the discharge port than the center position of the latter.

The internal gear type oil pump according to any one of claims 1 to 3, wherein the communication path for introducing the discharge pressure in the discharge port into the concave groove is provided at both circumferential ends of the concave groove. An internal gear oil pump characterized by being formed respectively.

In the internal gear type oil pump according to any one of claims 1 to 4,
The casing is composed of a pump body in which a housing recess that forms the gear chamber is formed, and a pump cover that is coupled and fixed to the pump body, and the materials of the pump body and the pump cover are different from each other.
The communication passage for introducing the discharge pressure in the discharge port into the concave groove is formed on the inner surface of the pump body and the pump cover which has lower wear resistance, cavitation resistance or cavitation erosion resistance. An internal gear oil pump.

In the internal gear type oil pump according to claim 5,
The pump body is made of iron, the pump cover is made of a light alloy,
The internal gear oil pump according to claim 1, wherein the communication passage is formed on an inner surface of the pump cover.

An automatic transmission comprising the internal gear type oil pump according to any one of claims 1 to 6.