JP2007170320A

JP2007170320A - Variable displacement vane pump

Info

Publication number: JP2007170320A
Application number: JP2005371331A
Authority: JP
Inventors: Shigeaki Yamamuro; 重明山室; Hideo Konishi; 英男小西; Nobuo Senba; 総夫仙波
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2005-12-26
Filing date: 2005-12-26
Publication date: 2007-07-05

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a variable displacement vane pump in which a pump discharge amount is prevented from lowering by reducing the hydraulic pressure introduced into a second hydraulic pressure chamber to suppress the leakage of hydraulic pressure between both side faces of a cam ring and a pump body. <P>SOLUTION: This variable displacement vane pump comprises the cam ring 7 contained in the pump body 1 swingably around a fulcrum surface 12 and forming, on the inner peripheral side, a plurality of pump chambers 16 together with a rotor 9 and vanes 14, a suction port 17 and a discharge port 19 formed at the axial one side of the cam ring, and a first hydraulic pressure chamber 10 and the second hydraulic pressure chamber 11 formed by separating the space on both outer peripheral sides of the cam ring. The hydraulic pressure introduced into the second hydraulic pressure chamber is controlled by a pressure reducing valve 32. At the beginning of the driving of the pump, the high pressure on the downstream side of a metering orifice is introduced, and then the low pressure on the drain side is introduced and maintained. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、車両のパワーステアリングの駆動源などに用いられる可変容量型ベーンポンプの改良に関する。 The present invention relates to an improvement of a variable displacement vane pump used for a drive source of a power steering of a vehicle.

従来の可変容量型ベーンポンプとしては、車両のパワーステアリング装置などに適用された以下の特許文献１に記載されたものが知られている。 As a conventional variable displacement vane pump, one described in the following Patent Document 1 applied to a power steering device of a vehicle is known.

この可変容量型ベーンポンプは、ポンプボディ内に収容固定されたアダプタリングと、該アダプタリングの内周側に配置され、該アダプタリングの内周面に形成された支点面を揺動支点として揺動自在に設けられたカムリングと、ポンプボディ内に挿通した駆動軸に一体に設けられ、前記カムリングの内で回転するロータと、該ロータの外周部に放射方向に沿って複数形成されたスロットと、該各スロット内から放射方向へ出没自在に設けられた複数のベーンと、前記カムリングとロータとを軸方向から挟持する両サイドプレートとを備えている。 This variable displacement vane pump is swingable with an adapter ring housed and fixed in the pump body and a fulcrum surface formed on the inner peripheral surface of the adapter ring as a swing fulcrum. A cam ring provided freely, a rotor provided integrally with a drive shaft inserted into the pump body, rotating within the cam ring, and a plurality of slots formed radially along the outer periphery of the rotor; A plurality of vanes provided so as to be able to project and retract in the radial direction from within each slot, and both side plates for sandwiching the cam ring and the rotor from the axial direction are provided.

また、前記アダプタリングの内周面とカムリングの外周側の両側部には、制御バルブの作動によって内部の流体圧が制御される第１流体圧室と、常時、可変メータリングオリフィス下流側の比較的高い圧力が導入される第２流体圧室がそれぞれ形成されている。 In addition, on both the inner peripheral surface of the adapter ring and the outer peripheral side of the cam ring, the first fluid pressure chamber in which the internal fluid pressure is controlled by the operation of the control valve is always compared with the downstream side of the variable metering orifice. A second fluid pressure chamber into which a high pressure is introduced is formed.

そして、前記第１流体圧室内の流体圧と第２流体圧室側に設けられたスプリングのばね力との相対的な圧力に応じてカムリングを揺動させ、これによって各ポンプ室の容積を変化させてポンプ吐出量を制御するようになっており、ポンプ高回転時には、カムリングを第２流体圧室側へ揺動させてポンプ吐出量を減少させるようになっている。
特開２００４−７６７４５号公報 Then, the cam ring is swung according to the relative pressure between the fluid pressure in the first fluid pressure chamber and the spring force of the spring provided on the second fluid pressure chamber side, thereby changing the volume of each pump chamber. Thus, the pump discharge amount is controlled, and at the time of high pump rotation, the cam ring is swung to the second fluid pressure chamber side to reduce the pump discharge amount.
JP 2004-76745 A

しかしながら、前記従来の可変容量型ベーンポンプにあっては、第２流体圧室内に、常時メータリングオリフィス下流側の比較的高い油圧が導入されていることから、この高油圧がカムリングの軸方向の両側面と該両側面に対向するリアボディの内側面及びプレッシャープレートの内側面との間の隙間を通って低圧側である吸入ポート側へリークしてしまうおそれがある。このリーク量が多くなるとポンプ仕事量に対するポンプ吐出量が減少して、ポンプ効率が低下してしまうといった技術的課題を招来する。 However, in the conventional variable displacement vane pump, since a relatively high hydraulic pressure downstream of the metering orifice is always introduced into the second fluid pressure chamber, this high hydraulic pressure is applied to both sides of the cam ring in the axial direction. There is a risk of leaking to the suction port side, which is the low pressure side, through the gap between the inner surface of the rear body and the inner surface of the pressure plate facing the both surfaces. When this leak amount increases, the pump discharge amount with respect to the pump work amount decreases, resulting in a technical problem that the pump efficiency decreases.

特に、ポンプ低回転域などでカムリングが第１流体圧室側に揺動制御されて多くのポンプ吐出量を必要とする場合に、前記リークによるポンプ吐出量の低下によってステアリング操作荷重が大きくなってしまうおそれがある。 In particular, when the cam ring is controlled to swing toward the first fluid pressure chamber in the low rotation speed region of the pump and a large pump discharge amount is required, the steering operation load increases due to the decrease in the pump discharge amount due to the leak. There is a risk that.

本発明は、前記従来における可変容量形ポンプの技術的課題に鑑みて案出されたもので、第２流体圧室内に対する導入油圧を低下させて、カムリングの両側面から作動油のリークを防止して、ポンプ吐出量の減少を防止し得る可変容量形ベーンポンプを提供することを目的としている。 The present invention has been devised in view of the technical problem of the conventional variable displacement pump, and reduces the hydraulic pressure introduced into the second fluid pressure chamber to prevent leakage of hydraulic oil from both sides of the cam ring. An object of the present invention is to provide a variable displacement vane pump that can prevent a decrease in pump discharge amount.

請求項１に記載の発明は、ポンプボディに軸支された駆動軸と、前記ポンプボディ内に回転自在に収容されて、前記駆動軸によって回転駆動されるロータと、該ロータの外周部に形成された複数のスロットに放射方向へ出没自在に設けられた複数のベーンと、前記ポンプボディ内に揺動支点を中心に揺動自在に収容配置され、内周側に前記ロータとベーンと共に複数のポンプ室を形成するカムリングと、該カムリングの軸方向両側に設けられた第１部材及び第２部材と、前記第１部材または第２部材の少なくとも一方側に設けられ、前記複数のポンプ室の容積が増大する領域に開口する吸入ポート及び前記複数のポンプ室の容積が減少する領域に開口する吐出ポートと、前記カムリングの外周側の両側に隔成され、該カムリングの偏心量を制御する第１流体圧室及び第２流体圧室と、前記第１流体圧室内の圧力を制御する圧力制御手段と、前記第２流体圧室内に導入される圧力を所定圧まで減圧し、この減圧された圧力を保持制御する減圧手段と、を備えたことを特徴としている。 According to the first aspect of the present invention, a drive shaft that is pivotally supported by a pump body, a rotor that is rotatably accommodated in the pump body and is driven to rotate by the drive shaft, and an outer peripheral portion of the rotor are formed. And a plurality of vanes provided in the plurality of slots so as to be movable in and out in a radial direction, and accommodated in the pump body so as to be swingable around a swinging fulcrum. A cam ring that forms a pump chamber, a first member and a second member that are provided on both sides in the axial direction of the cam ring, and a volume of the plurality of pump chambers that is provided on at least one side of the first member or the second member. A suction port that opens to a region where the volume of the pump chamber increases, a discharge port that opens to a region where the volume of the plurality of pump chambers decreases, and both sides on the outer peripheral side of the cam ring, and controls the eccentric amount of the cam ring. The first fluid pressure chamber and the second fluid pressure chamber, pressure control means for controlling the pressure in the first fluid pressure chamber, and the pressure introduced into the second fluid pressure chamber are reduced to a predetermined pressure. Pressure reducing means for holding and controlling the generated pressure.

この発明によれば、減圧手段によって、第２流体圧室内の圧力を所定の減圧された圧力に保持することから、かかる圧力で第１流体圧室とのバランスを取りながらカムリングの揺動位置を制御することができる。 According to this invention, since the pressure in the second fluid pressure chamber is maintained at a predetermined reduced pressure by the pressure reducing means, the swing position of the cam ring can be adjusted while balancing with the first fluid pressure chamber at such pressure. Can be controlled.

特に、前記第２流体圧室内には、減圧された所定圧が導入されることから、カムリングが第１流体圧室側に傾動している状態においても、該第２流体圧室内のポンプ油がポンプボディの内周面とカムリングの外周面との間を通って吸入ポート側などの低圧側へリークすることがない。この結果、ポンプ効率の低下を防止できる。 In particular, since a predetermined reduced pressure is introduced into the second fluid pressure chamber, even when the cam ring is tilted toward the first fluid pressure chamber, the pump oil in the second fluid pressure chamber is There is no leakage to the low pressure side such as the suction port side through between the inner peripheral surface of the pump body and the outer peripheral surface of the cam ring. As a result, a decrease in pump efficiency can be prevented.

請求項２に記載の発明にあっては、前記減圧手段は、前記第２流体圧室内の圧力を、常時所定圧に保持することを特徴としている。 The invention according to claim 2 is characterized in that the pressure reducing means always maintains the pressure in the second fluid pressure chamber at a predetermined pressure.

この発明によれば、ポンプ始動から一定時間経過後のポンプ駆動中に、減圧手段が第２流体圧室の圧力を常時所定の圧力に保持することによって、第１、２流体圧室の両流体圧室の圧力制御を行う必要がないため、カムリングの揺動制御が容易になる。 According to the present invention, both the fluids in the first and second fluid pressure chambers are maintained by the decompression means constantly maintaining the pressure in the second fluid pressure chamber at a predetermined pressure while the pump is being driven after a predetermined time has elapsed since the start of the pump. Since it is not necessary to control the pressure in the pressure chamber, the swing control of the cam ring is facilitated.

請求項３に記載の発明によれば、前記カムリングの揺動支点となる支点面を、前記吸入ポートの終端と前記吐出ポートの始端との間の中間点と前記駆動軸の回転中心を結んだ基準線に対し、前記揺動支点から第２流体圧室側に向かって徐々に離間する傾斜面に形成したことを特徴としている。 According to the third aspect of the present invention, the fulcrum surface serving as the swing fulcrum of the cam ring connects the intermediate point between the end of the suction port and the start of the discharge port and the center of rotation of the drive shaft. It is characterized in that it is formed on an inclined surface that gradually separates from the swing fulcrum toward the second fluid pressure chamber side with respect to the reference line.

カムリングの支点面を、前記のような特異な構成とすることにより、カムリング揺動制御時における該カムリングの第２流体圧室側への傾動作用が容易になる。このため、ポンプ低回転域やポンプ吐出圧が大きい場合や、ポンプ高回転域やポンプ吐出圧が小さい場合のいずれの状態においてもポンプ脈動や振動を抑制でき、これらの特性を向上させることが可能になる。 By making the fulcrum surface of the cam ring unique as described above, the cam ring can be easily tilted toward the second fluid pressure chamber during cam ring swing control. For this reason, pump pulsation and vibration can be suppressed in any state where the pump low rotation range and pump discharge pressure are large, or the pump high rotation range and pump discharge pressure are small, and these characteristics can be improved. become.

また、カムリングが第２流体圧室側へ倒れ易くなるが、第２流体圧室内に所定圧を導入することによってカムリングの不用意な倒れを抑制することができる。 Further, although the cam ring easily falls to the second fluid pressure chamber side, the cam ring can be prevented from being accidentally collapsed by introducing a predetermined pressure into the second fluid pressure chamber.

以下、本発明にかかる可変容量型ベーンポンプを、車両のパワーステアリング装置に適用した各実施形態を図面に基づいて詳述する。 Embodiments in which a variable displacement vane pump according to the present invention is applied to a power steering apparatus for a vehicle will be described below in detail with reference to the drawings.

すなわち、この可変容量型ベーンポンプは、図３及び図４に示すように、フロントボディ２と第１部材であるリアボディ３とを突き合わせてなるポンプボディ１と、該ポンプボディ１の内部に形成された収容空間４の内面に嵌着されたアダプターリング５と、該アダプターリング５のほぼ楕円形の空間内に、図３中、左右方向へ揺動可能なカムリング７と、該カムリング７の内周側に回転自在に配置され、前記ポンプボディ１内に挿通された駆動軸８に連結されたロータ９とを備えている。 That is, as shown in FIGS. 3 and 4, the variable displacement vane pump is formed in a pump body 1 formed by abutting a front body 2 and a rear body 3 as a first member, and inside the pump body 1. An adapter ring 5 fitted to the inner surface of the housing space 4, a cam ring 7 that can swing in the left-right direction in FIG. 3, and an inner peripheral side of the cam ring 7 in the substantially elliptical space of the adapter ring 5. And a rotor 9 connected to a drive shaft 8 inserted into the pump body 1.

前記アダプターリング５は、図１に示すように、内周面の下部に形成された円弧状の支持溝５ａに前記カムリング７の位置を保持する位置保持ピン６が設けられていると共に、内周面の前記位置保持ピン６の図中左側近傍、つまり後述する第１流体圧室１０側に前記カムリング７の揺動支点となる所定面積を有する支点面１２が形成されている。 As shown in FIG. 1, the adapter ring 5 is provided with a position holding pin 6 for holding the position of the cam ring 7 in an arc-shaped support groove 5a formed at the lower part of the inner peripheral surface. A fulcrum surface 12 having a predetermined area as a swing fulcrum of the cam ring 7 is formed near the left side of the position holding pin 6 in the drawing, that is, on the first fluid pressure chamber 10 side described later.

なお、前記位置保持ピン６は、カムリング７の揺動支点ではなく、カムリング７の位置を保持しつつアダプターリング５に対するカムリング７の回り止めとしての機能を有している。 The position holding pin 6 functions not as a swing fulcrum of the cam ring 7 but as a rotation stop of the cam ring 7 with respect to the adapter ring 5 while holding the position of the cam ring 7.

前記カムリング７は、ほぼ円環状に形成され、このロータ９に対して偏心可能な状態で前記アダプターリング５内に配置されていると共に、前記位置保持ピン６とこれとほぼ対向した位置にあるシール部材２９を介してアダプタリング５との間に、前記第１流体圧力室１０と第２流体圧力室１１を隔成している。また、カムリング７は、前記アダプターリング５の支点面１２の所定位置を揺動中心として第１流体室１０側か、あるいは第２流体圧室１１側へ揺動自在になっている。 The cam ring 7 is formed in a substantially annular shape, and is disposed in the adapter ring 5 so as to be eccentric with respect to the rotor 9, and is a seal that is positioned substantially opposite to the position holding pin 6. The first fluid pressure chamber 10 and the second fluid pressure chamber 11 are separated from the adapter ring 5 via a member 29. Further, the cam ring 7 is swingable to the first fluid chamber 10 side or the second fluid pressure chamber 11 side with a predetermined position of the fulcrum surface 12 of the adapter ring 5 as a swing center.

前記カムリング７とロータ９は、軸方向の両端面が前記リアボディ３と前記フロントボディ２側の収容空間４の底部側に配置された第２部材である円盤状のプレッシャプレート１５によって挟持状態に配置されている。 The cam ring 7 and the rotor 9 are disposed in a state of being sandwiched by a disk-shaped pressure plate 15 which is a second member having both axial end surfaces disposed on the bottom side of the housing space 4 on the rear body 3 and the front body 2 side. Has been.

前記ロータ９は、図外のクランクシャフトによって従動プーリ２３を介して駆動軸８が回転駆動されると、図１の矢印方向（反時計方向）に回転するようになっていると共に、外周部には、円周方向の等間隔位置に放射方向に沿ったスロット１３が複数形成されている。この各スロット１３内には、ベーン１４がそれぞれ前記カムリング７の内周面方向へ放射状に出没自在に保持されている。また、前記各スロット１３の内周側端部に、ほぼ円形状の背圧室１３ａが連続一体に設けられている。 The rotor 9 is rotated in the direction of the arrow in FIG. 1 (counterclockwise direction) when the drive shaft 8 is rotationally driven by a crankshaft (not shown) via the driven pulley 23, and at the outer peripheral portion. Are formed with a plurality of slots 13 along the radial direction at equally spaced positions in the circumferential direction. In each slot 13, vanes 14 are held so as to be able to protrude and retract radially toward the inner peripheral surface of the cam ring 7. Further, a substantially circular back pressure chamber 13a is provided continuously and integrally at the inner peripheral side end of each slot 13.

また、前記カムリング７とロータ９との間に形成される空間内に、隣接する二枚のベーン１４によってポンプ室１６が形成されており、前記カムリング７を前記支点面１２の揺動支点を中心として揺動させることによって、このポンプ室１６の容積を増減させるようになっている。 In addition, a pump chamber 16 is formed by two adjacent vanes 14 in a space formed between the cam ring 7 and the rotor 9, and the cam ring 7 is centered on the swing fulcrum of the fulcrum surface 12. The volume of the pump chamber 16 is increased or decreased by swinging as follows.

また、前記ロータ９の回転に伴って前記各ポンプ室１６の容積が漸次拡大する吸入領域における前記リアボディ３のロータ９側の内側面には、円弧状の吸入ポート１７が形成されている。この吸入ポート１７は、吸入通路１８を介してリザーバタンクから吸い込んだ作動油を前記各ポンプ室１６に供給するようになっている。 An arc-shaped suction port 17 is formed on the inner surface of the rear body 3 on the rotor 9 side in the suction region where the volume of each pump chamber 16 gradually expands as the rotor 9 rotates. The suction port 17 supplies hydraulic oil sucked from the reservoir tank via the suction passage 18 to each pump chamber 16.

また、前記ロータ９の回転に伴って、前記各ポンプ室１６の容積が漸次縮小していく吐出領域における前記プレッシャプレート１５の内側面には、円弧状の吐出ポート１９とこれに連通する吐出孔１９ａが形成されており、ポンプ室１６から吐出された作動流体が、前記吐出ポート１９及び吐出孔１９ａを介して、フロントボディ２の底部に形成された吐出側圧力室１９ｂに導入される。この吐出側圧力室１９ｂに導入された作動流体は、ポンプボディ１に形成された図外の吐出通路から配管３０を介してパワーステアリング装置の油圧パワーシリンダに送られるようになっている。 In addition, an arc-shaped discharge port 19 and a discharge hole communicating with the arc-shaped discharge port 19 are formed on the inner surface of the pressure plate 15 in the discharge region in which the volume of each pump chamber 16 gradually decreases as the rotor 9 rotates. 19a is formed, and the working fluid discharged from the pump chamber 16 is introduced into the discharge-side pressure chamber 19b formed at the bottom of the front body 2 through the discharge port 19 and the discharge hole 19a. The working fluid introduced into the discharge-side pressure chamber 19b is sent from a discharge passage (not shown) formed in the pump body 1 to the hydraulic power cylinder of the power steering device via the pipe 30.

また、フロントボディ２の上端内部には、前記駆動軸８と直交する方向に向いた圧力制御手段である制御バルブ２０が設けられている。この制御バルブ２０は、図３に示すように、前記フロントボディ２内に形成されたバルブ収容孔２１内に摺動自在に収容された弁体であるスプール弁２２と、該スプール弁２２を図１の左方向に付勢してバルブ孔２１のプラグ２３に当接させるバルブスプリング２４と、前記プラグ２３とスプール弁２２の先端部との間に形成されて、前記配管２９に設けられたメータリングオリフィス３０の上流側の作動油圧、つまり吐出ポート１９内の油圧が導入される圧力室である高圧室２５とを備えている。 Further, a control valve 20 which is a pressure control means oriented in a direction orthogonal to the drive shaft 8 is provided inside the upper end of the front body 2. As shown in FIG. 3, the control valve 20 includes a spool valve 22 which is a valve body slidably received in a valve receiving hole 21 formed in the front body 2, and the spool valve 22. 1 is formed between a valve spring 24 urged to the left of 1 and abutted against the plug 23 of the valve hole 21, and the plug 23 and the tip of the spool valve 22. There is provided a high pressure chamber 25 which is a pressure chamber into which working hydraulic pressure upstream of the ring orifice 30, that is, hydraulic pressure in the discharge port 19 is introduced.

そして、前記メータリングオリフィス３０の下流側の流体圧が前記バルブスプリング２４の収容室２６に供給され、この収容室２６と高圧室２５の両圧力差が所定以上になると、スプール弁２２がバルブスプリング２４のばね圧に抗して図中右方向に移動する。 Then, the fluid pressure downstream of the metering orifice 30 is supplied to the storage chamber 26 of the valve spring 24, and when the pressure difference between the storage chamber 26 and the high pressure chamber 25 exceeds a predetermined value, the spool valve 22 is moved to the valve spring. It moves to the right in the figure against the spring pressure of 24.

前記第１流体圧室１０は、前記スプール弁２２が図３に示すように、左側に位置するときは、連通路２７を介してバルブ収容孔２１のポンプ吸入室２８に連通されており、このポンプ吸入室２８内にはフロントボディ２内に形成された図外の吸入孔を介して前記吸入ポート１７からの低圧が導入されるようになっている。 When the spool valve 22 is located on the left side as shown in FIG. 3, the first fluid pressure chamber 10 communicates with the pump suction chamber 28 of the valve housing hole 21 via the communication passage 27. A low pressure from the suction port 17 is introduced into the pump suction chamber 28 through a suction hole (not shown) formed in the front body 2.

一方、前記差圧によってスプール弁２２が右側に摺動した場合は、ポンプ吸入室２８が漸次遮断されて、第１流体圧室１０には、高圧室２５と連通して高圧な作動流体が導入されるようになっている（図５参照）。これによって、ポンプ吸入室２８の低圧とメータリングオリフィス３０の上流側の高圧が選択的に供給されるようになっている。 On the other hand, when the spool valve 22 slides to the right side due to the differential pressure, the pump suction chamber 28 is gradually cut off, and high pressure working fluid is introduced into the first fluid pressure chamber 10 in communication with the high pressure chamber 25. (See FIG. 5). As a result, the low pressure of the pump suction chamber 28 and the high pressure upstream of the metering orifice 30 are selectively supplied.

一方、前記第２流体圧室１１は、ポンプボディ１の上端内部に形成された後述する減圧手段である減圧弁３１を介して所定圧、ポンプ駆動初期には高圧が、その後は、比較的低い油圧が導入されるようになっている。 On the other hand, the second fluid pressure chamber 11 has a predetermined pressure through a pressure reducing valve 31, which will be described later, formed inside the upper end of the pump body 1, a high pressure at the beginning of pump driving, and a relatively low thereafter. Hydraulic pressure is introduced.

また、前記フロントボディ２の第２流体圧室１１側には、カムリング７を第２流体圧室１１から第１流体圧室１０側へ付勢するコイルスプリング型のばね部材３２が設けられている。 A coil spring type spring member 32 is provided on the second fluid pressure chamber 11 side of the front body 2 to urge the cam ring 7 from the second fluid pressure chamber 11 to the first fluid pressure chamber 10 side. .

また、前記スプール弁２２の内部に設けられたリリーフバルブ５０は、前記収容室２６の圧力が所定以上に達したとき、つまりパワーステアリング装置の作動圧力が所定以上に達したときに開放して、この作動流体を逃がすようになっている。 The relief valve 50 provided inside the spool valve 22 is opened when the pressure in the storage chamber 26 reaches a predetermined value, that is, when the operating pressure of the power steering device reaches a predetermined value. This working fluid is allowed to escape.

前記アダプターリング５の支点面１２は、第１流体圧室１０側から位置保持ピン６までの所定面積に形成されていると共に、図１に示すように、前記吸入ポート１７の終端１７ａと吐出ポート１９の始端１９ａとの中間点と前記駆動軸８の回転中心Ｐを結ぶ基準線Ｘに対して徐々に離間するように、第２流体圧室１１側へ下り傾斜状に形成されている。この下り傾斜角度は、前記基準線Ｘを基準としてほぼ数度に設定されている。 The fulcrum surface 12 of the adapter ring 5 is formed in a predetermined area from the first fluid pressure chamber 10 side to the position holding pin 6 and, as shown in FIG. 1, the terminal end 17a of the suction port 17 and the discharge port The second fluid pressure chamber 11 is formed so as to be inclined downwardly so as to be gradually separated from a reference line X connecting the intermediate point of the 19 start end 19 a and the rotation center P of the drive shaft 8. This downward inclination angle is set to approximately several degrees with reference to the reference line X.

前記減圧弁３１は、図１、図２及び図４に示すように、フロントボディ２とリアボディ３とに跨って駆動軸８の軸方向に沿って形成された減圧バルブ収容孔３３と、該減圧バルブ収容孔３２の内部に摺動自在に設けられ、段差径の棒軸状に形成された弁体３４と、前記減圧バルブ収容孔３３の一端側に有し、前記第２流体圧室１１に圧力導入通路３５を介して連通する圧力導入室３６と、減圧バルブ収容室３２の圧力導入室３６と反対側に形成されたスプリング収容室３７内に設けられて、前記弁体３４を圧力導入室３６方向へ付勢するバルブスプリング３８と、を備えている。 As shown in FIGS. 1, 2, and 4, the pressure reducing valve 31 includes a pressure reducing valve housing hole 33 formed along the axial direction of the drive shaft 8 across the front body 2 and the rear body 3, and the pressure reducing valve 31. A valve body 34 that is slidably provided inside the valve housing hole 32 and is formed in the shape of a rod shaft having a step diameter, and one end side of the pressure reducing valve housing hole 33, is provided in the second fluid pressure chamber 11. A pressure introducing chamber 36 communicating with the pressure introducing passage 35 and a spring accommodating chamber 37 formed on the opposite side of the pressure introducing chamber 36 to the pressure reducing valve accommodating chamber 32 are provided, and the valve element 34 is connected to the pressure introducing chamber 36. And a valve spring 38 for urging in the 36 direction.

前記減圧バルブ収容室３２は、スプリング収容室３７側が大径状に形成された段差円柱状に形成され、軸方向のほぼ中央位置に、円筒状の低圧導入溝３９が形成されていると共に、該低圧導入溝３９と圧力導入室３６との間の位置に、前記制御バルブ２０の収容室２６と連通させる油通路孔４０の一端側の開口４０ａが臨設されている。したがって、前記油通路孔４０には、前記メータリングオリフィス３０下流側の高圧な油圧が導入されるようになっている。 The pressure reducing valve storage chamber 32 is formed in a stepped columnar shape having a large diameter on the spring storage chamber 37 side, and a cylindrical low pressure introduction groove 39 is formed at a substantially central position in the axial direction. An opening 40 a on one end side of the oil passage hole 40 communicating with the storage chamber 26 of the control valve 20 is provided at a position between the low pressure introduction groove 39 and the pressure introduction chamber 36. Accordingly, a high hydraulic pressure downstream of the metering orifice 30 is introduced into the oil passage hole 40.

前記弁体３４は、圧力導入室３６側の一端側が大径部３４ａに形成され、スプリング収容室３７側の他端側が小径部３４ｂに形成され、前記大径部３４ａ側の外周に、摺動位置に応じて前記油通路孔４０の開口４０ａと連通あるいは連通が遮断される環状溝３４ｃが形成されていると共に、前記大径部３４ａの圧力導入室３６側の端面が受圧面３４ｄとなっている。 The valve body 34 has one end side on the pressure introducing chamber 36 side formed in the large diameter portion 34a, the other end side on the spring accommodating chamber 37 side formed in the small diameter portion 34b, and slides on the outer periphery on the large diameter portion 34a side. Depending on the position, an annular groove 34c is formed which communicates with or blocks communication with the opening 40a of the oil passage hole 40, and the end surface of the large diameter portion 34a on the pressure introduction chamber 36 side serves as a pressure receiving surface 34d. Yes.

また、この弁体３４は、大径部側の内部軸方向に、一端が前記圧力導入室３６に開口する軸方向孔４１ａが穿設されていると共に、ほぼ中央位置の径方向には、一端が前記軸方向孔４１ａに連通し、他端が弁体３４の摺動位置に応じて前記低圧導入溝３９と連通あるいは連通が遮断される径方向孔４１ｂが径方向に沿って貫通形成されている。また、前記環状溝３４ｃの底部には、前記軸方向孔４１ａと連通する連通孔３４ｅが貫通形成されている。 Further, the valve body 34 is provided with an axial hole 41a having one end opened in the pressure introduction chamber 36 in the internal axial direction on the large diameter side, and one end in the radial direction at a substantially central position. Is communicated with the axial hole 41a, and a radial hole 41b is formed penetrating along the radial direction with the other end communicating with or blocking communication with the low pressure introduction groove 39 according to the sliding position of the valve body 34. Yes. In addition, a communication hole 34e communicating with the axial hole 41a is formed through the bottom of the annular groove 34c.

前記圧力導入通路３５は、フロントボディ２の内部に形成されて、前記圧力導入室３６と連通するメイン通路孔３５ａと、前記アダプタリング５の幅方向のほぼ中央位置に穿設されて、前記メイン通路孔３５ａと第２流体圧室１１とを連通する油孔３５ｂとから構成されている。 The pressure introduction passage 35 is formed in the front body 2 and is formed in a main passage hole 35 a communicating with the pressure introduction chamber 36 and at a substantially central position in the width direction of the adapter ring 5. An oil hole 35 b that communicates the passage hole 35 a and the second fluid pressure chamber 11 is formed.

前記スプリング収容室３７は、前記低圧導入溝３９に連通可能になっていると共に、前記吸入通路１８に連通してドレン流路を構成している。したがって、前記低圧導入溝３９には、低圧なドレン圧（吸入圧）が常時導入されるようになっている。 The spring accommodating chamber 37 can communicate with the low-pressure introduction groove 39 and communicates with the suction passage 18 to form a drain channel. Therefore, a low pressure drain pressure (suction pressure) is always introduced into the low pressure introduction groove 39.

前記バルブスプリング３８は、一端がスプリング収容室３７の底面に弾持されている共に、他端が前記弁体３４の段差面に円環状のスプリングリテーナ４２を介して弾持されている。 One end of the valve spring 38 is elastically supported by the bottom surface of the spring accommodating chamber 37, and the other end is elastically supported by a step surface of the valve body 34 via an annular spring retainer 42.

なお、前記フロントボディ２とリアボディ３との間には、前記減圧弁３１の減圧バルブ収容孔３３をシールするシールリング４３が設けられている。 A seal ring 43 that seals the pressure reducing valve housing hole 33 of the pressure reducing valve 31 is provided between the front body 2 and the rear body 3.

したがって、この実施形態によれば、ポンプの駆動初期及び低回転域では、第１流体圧室１０内には、一時的に制御バルブ２０からの吸入側の低圧が導入される一方、ポンプ駆動初期には、第２流体圧室１１内には前記減圧弁３１を介してメータリングオリフィス３０下流側の比較的高い油圧が導入される。 Therefore, according to this embodiment, in the initial stage of driving the pump and in the low rotation range, the low pressure on the suction side from the control valve 20 is temporarily introduced into the first fluid pressure chamber 10, while the initial stage of driving the pump In the second fluid pressure chamber 11, a relatively high oil pressure downstream of the metering orifice 30 is introduced through the pressure reducing valve 31.

すなわち、前記減圧弁３１は、図１に示すように、制御バルブ２０の収容室２６内の高い油圧が油通路孔４０から環状溝３４ｃ内に流入して、ここから連通孔３４ｅ及び軸方向孔４１ａを通って圧力導入室３６内に流入し、さらにここから圧力導入通路３５を介して第２流体圧室１１内に導入される。 That is, in the pressure reducing valve 31, as shown in FIG. 1, high hydraulic pressure in the accommodation chamber 26 of the control valve 20 flows into the annular groove 34c from the oil passage hole 40, and from here, the communication hole 34e and the axial hole It flows into the pressure introducing chamber 36 through 41a, and is further introduced into the second fluid pressure chamber 11 from here through the pressure introducing passage 35.

したがって、カムリング７は、図３に示すように、前記ばね部材３２のばね力と第２流体圧室１１内の高い圧力によって、支点面１２の揺動支点を中心に第１流体圧室１１側（左側）へ揺動して、ロータ９に対する偏心量が最大となる。このため、ポンプの吐出量が多くかつ吐出ポート１９側の圧力が大きくなる。 Therefore, as shown in FIG. 3, the cam ring 7 has the first fluid pressure chamber 11 side centered on the swing fulcrum of the fulcrum surface 12 by the spring force of the spring member 32 and the high pressure in the second fluid pressure chamber 11. The amount of eccentricity with respect to the rotor 9 becomes maximum by swinging to the (left side). For this reason, the discharge amount of the pump is large and the pressure on the discharge port 19 side becomes large.

その後、第２流体圧室１１内は、速やかに低圧状態になる。すなわち、前記減圧弁３１の圧力導入室３６に流入した高圧が、受圧面３４ｄに作用して、弁体３４を、図２に示すように、バルブスプリング３８のばね力に抗して右方向へ摺動させ、大径部３４ａの外周面で前記油通路孔４０の開口４０ａを閉塞して環状溝３４ｃとの連通を遮断すると同時に、低圧導入溝３９と径方向孔４１ｂの開口とを連通させる。 Thereafter, the inside of the second fluid pressure chamber 11 quickly becomes a low pressure state. That is, the high pressure flowing into the pressure introducing chamber 36 of the pressure reducing valve 31 acts on the pressure receiving surface 34d, causing the valve body 34 to move rightward against the spring force of the valve spring 38 as shown in FIG. The opening 40a of the oil passage hole 40 is closed by the outer peripheral surface of the large-diameter portion 34a to block communication with the annular groove 34c, and at the same time, the low-pressure introduction groove 39 and the opening of the radial hole 41b are communicated. .

このため、圧力導入室３６には、前記径方向孔４１ｂ及び軸方向孔４１ａを介して低圧導入溝３９内の低圧が導入され、したがって、前記第２流体圧室１１には、圧力導入通路３５を介してドレン側の吸入圧が導入される。 For this reason, the low pressure in the low pressure introduction groove 39 is introduced into the pressure introduction chamber 36 via the radial hole 41b and the axial hole 41a. Therefore, the pressure introduction passage 35 is introduced into the second fluid pressure chamber 11. The suction pressure on the drain side is introduced through the.

ここで、前記弁体３４は、バルブスプリング３８のばね力と受圧面３４ｄが受けるドレン圧とのバランスによって軸方向のほぼ定位置に保持される（図１と図２の中間の状態）。したがって、第２流体圧室１１は、前記ポンプ駆動初期以外は常時ほぼ一定の低圧に減圧保持される。 Here, the valve body 34 is held at a substantially fixed position in the axial direction by a balance between the spring force of the valve spring 38 and the drain pressure received by the pressure receiving surface 34d (an intermediate state between FIGS. 1 and 2). Therefore, the second fluid pressure chamber 11 is always held at a substantially constant low pressure except during the initial stage of driving the pump.

この第２流体圧室１１内の油圧の変化特性を、図６に示せば、ポンプ駆動初期では、ポンプ吐出圧Ｐ_P（Ｘ線）とほぼ同じ立ち上がり特性（Ｚ線）となるが、減圧弁３１によって流路が低圧導入溝３９側に切り換えられた段階で、ほぼ水平な特性Ｐ_G（Ｙ線）となり、減圧弁３１によって、この低圧状態が一定に保持される。この低圧保持時の圧力は、前記最大ポンプ吐出圧Ｐ_Pの約１／５になるように設定されている。 If the change characteristic of the oil pressure in the second fluid pressure chamber 11 is shown in FIG. 6, the rising characteristic (Z line) is substantially the same as the pump discharge pressure P _P (X line) in the initial stage of pump driving. When the flow path is switched to the low pressure introduction groove 39 side by 31, the substantially horizontal characteristic P _G (Y line) is obtained, and this low pressure state is kept constant by the pressure reducing valve 31. The pressure during the low pressure holding is set to be about 1/5 of the maximum pump discharge pressure P _P.

ポンプ高回転域に移行すると、第１流体圧室１０内には、制御バルブ２０から吐出ポート１９からの高圧が導入される、一方、第２流体圧室１１内には、前述のように、減圧弁３１によってドレン側の油圧が導入され続けているため、低圧状態を維持している。 When the pump shifts to the high rotation speed range, the high pressure from the discharge port 19 is introduced from the control valve 20 into the first fluid pressure chamber 10, while the second fluid pressure chamber 11 is introduced into the second fluid pressure chamber 11 as described above. Since the drain side hydraulic pressure continues to be introduced by the pressure reducing valve 31, the low pressure state is maintained.

したがって、カムリング７は、図４に示すように、第１流体圧室１０内の高圧によってばね部材３２のばね力及び第２流体圧室１１内の低圧に抗して第２流体圧室１１側へ徐々に揺動して偏心量が小さくなる。これにより、ポンプ吐出量が必要量まで減少して最適なポンプ吐出特性を得ることができる。 Therefore, as shown in FIG. 4, the cam ring 7 is against the spring force of the spring member 32 and the low pressure in the second fluid pressure chamber 11 due to the high pressure in the first fluid pressure chamber 10. The amount of eccentricity becomes smaller by oscillating gradually. As a result, the pump discharge amount can be reduced to the required amount, and optimal pump discharge characteristics can be obtained.

また、この実施形態によれば、減圧弁３２によって、第２流体圧室１１内の圧力が所定の減圧されたドレン圧に保持されることから、かかる圧力で第１流体圧室１０とのバランスを取りながらカムリング７の揺動位置を制御することができる。 Further, according to this embodiment, the pressure in the second fluid pressure chamber 11 is maintained at a predetermined reduced pressure of the drain pressure by the pressure reducing valve 32, so that the balance with the first fluid pressure chamber 10 is maintained at such pressure. The swing position of the cam ring 7 can be controlled while taking

また、前述のように、前記第２流体圧室１１内には、減圧されたドレン圧が導入されていることから、カムリング７が第１流体圧室１０側に揺動（傾動）している状態においても、該第２流体圧室１１内のポンプ油がカムリング７の軸方向の両側面７ａ、７ｂと該両側面７ａ、７ｂに対向するリアボディ３の内面及びプレッシャプレート１５の内側面との間を通って吸入ポート側などの低圧側へリークすることがない。この結果、特に、多くの吐出量を必要とするポンプ低回転じにもかかる要求量を十分に確保することができ、ポンプ効率の低下を防止できる。 Further, as described above, since the reduced drain pressure is introduced into the second fluid pressure chamber 11, the cam ring 7 swings (tilts) toward the first fluid pressure chamber 10. Even in the state, the pump oil in the second fluid pressure chamber 11 is formed between the both side surfaces 7a and 7b in the axial direction of the cam ring 7, the inner surface of the rear body 3 facing the both side surfaces 7a and 7b, and the inner surface of the pressure plate 15. There is no leakage to the low pressure side such as the suction port side. As a result, it is possible to sufficiently secure the required amount especially for the low rotation speed of the pump that requires a large discharge amount, and to prevent the pump efficiency from being lowered.

また、ポンプ始動から一定時間経過後のポンプ駆動中に、減圧弁３２が、第２流体圧室の圧力を常時一定の低圧に保持することによって、第１、２流体圧室１０，１１の圧力制御を行う必要がないため、カムリング７の揺動制御が容易になる。 Further, the pressure reducing valve 32 keeps the pressure of the second fluid pressure chamber at a constant low pressure during the pump driving after a certain time has elapsed from the start of the pump, so that the pressures of the first and second fluid pressure chambers 10 and 11 are maintained. Since it is not necessary to perform control, the swing control of the cam ring 7 is facilitated.

また、前記カムリング７の支点面１２を、前記のような傾斜面に形成することにより、カムリング７の揺動制御時における該カムリング７の第２流体圧室１１側への傾動作用が容易になる。このため、ポンプ低回転域やポンプ吐出圧が大きい場合や、ポンプ高回転域やポンプ吐出圧が小さい場合のいずれの状態においてもポンプ脈動や振動を抑制でき、これらの特性を向上させることが可能になる。 Further, by forming the fulcrum surface 12 of the cam ring 7 as an inclined surface as described above, the cam ring 7 can be easily tilted toward the second fluid pressure chamber 11 when the cam ring 7 is controlled to swing. . For this reason, pump pulsation and vibration can be suppressed in any state where the pump low rotation range and pump discharge pressure are large, or the pump high rotation range and pump discharge pressure are small, and these characteristics can be improved. become.

また、ポンプ吐出圧の低いポンプ駆動初期には、第２流体圧室１１内に比較的高いメータリングオリフィス３０下流側の圧力を導入するため、ばね部材３２のばね力との合成力によってカムリング７を第１流体圧室１０側へ付勢することから、カムリング７の第２流体圧室１１側への不用意な倒れを防止することができる。 Further, in the initial stage of pump driving with a low pump discharge pressure, a relatively high pressure downstream of the metering orifice 30 is introduced into the second fluid pressure chamber 11, so that the cam ring 7 is combined with the combined force of the spring force of the spring member 32. Is biased toward the first fluid pressure chamber 10 side, so that the cam ring 7 can be prevented from being accidentally collapsed toward the second fluid pressure chamber 11 side.

さらに、前記圧力導入通路３５の油孔３５ｂを、アダプタリング５に形成したことから、前記リアボディ３やプレッシャプレート１５に圧力導入通路３５を形成した場合に比較して、該圧力導入通路３５とカムリング７の径方向の距離を大きく取ることができると共に、カムリング７の軸方向側面と圧力導入通路３５とがオーバーラップすることがない。これにより、圧力導入通路３５から直接カムリング７の軸方向の側面へ油圧がリークするのを防止することができる。 Furthermore, since the oil hole 35b of the pressure introduction passage 35 is formed in the adapter ring 5, the pressure introduction passage 35 and the cam ring are compared with the case where the pressure introduction passage 35 is formed in the rear body 3 and the pressure plate 15. 7 in the radial direction, and the side surface in the axial direction of the cam ring 7 and the pressure introduction passage 35 do not overlap. Thereby, it is possible to prevent the hydraulic pressure from leaking directly from the pressure introducing passage 35 to the side surface in the axial direction of the cam ring 7.

また、前記油孔３５ｂは、アダプタリング５の幅方向のほぼ中央に形成したため、アダプタリング５の油孔３５ｂ周囲の外周面がシール面となることから、圧力導入通路３５を通流途中での油圧のリークを防止できる。 In addition, since the oil hole 35b is formed at substantially the center in the width direction of the adapter ring 5, the outer peripheral surface around the oil hole 35b of the adapter ring 5 becomes a seal surface. Hydraulic leak can be prevented.

前記減圧弁３２は、前述のように、簡便な構造であることから、第２流体圧室１１の圧力を低圧に保持しつつコストの低減化を図ることが可能になる。 Since the pressure reducing valve 32 has a simple structure as described above, the cost can be reduced while maintaining the pressure of the second fluid pressure chamber 11 at a low pressure.

また、この減圧弁３２の減圧バルブ収容孔３３を駆動軸８と平行に形成することによって、ポンプボディ１の径方向の嵩張りを抑制することが可能になり、これによってポンプ装置の大型化を抑制できる。 Further, by forming the pressure reducing valve accommodating hole 33 of the pressure reducing valve 32 in parallel with the drive shaft 8, it is possible to suppress the radial bulkiness of the pump body 1, thereby increasing the size of the pump device. Can be suppressed.

ポンプの駆動初期においては、前記減圧弁３２の弁体３４の受圧面３４ｄには、制御バルブ２０の収容室２６内の油圧（メータリングオリフィス３０下流側の油圧）を作用させるようにしたため、減圧弁３２に、特別な油圧を導入するのではなく、もともとある油圧を利用したため、油通路構造が簡素化されて、製造コストの低減化が図れる。 In the initial driving stage of the pump, the pressure in the receiving chamber 34 of the valve body 34 of the pressure reducing valve 32 is acted on by the hydraulic pressure in the storage chamber 26 of the control valve 20 (the hydraulic pressure downstream of the metering orifice 30). Since a special hydraulic pressure is not introduced into the valve 32 but an original hydraulic pressure is used, the oil passage structure is simplified and the manufacturing cost can be reduced.

また、減圧弁３２には、メータリングオリフィス３０下流側のポンプ吐出圧が低下した油圧を制御油圧として利用するようになっていることから、減圧弁３２の減圧代を小さくすることが可能になる。よって、ポンプ効率の低下を抑制することができる。 Further, since the pressure reducing valve 32 uses the hydraulic pressure at which the pump discharge pressure on the downstream side of the metering orifice 30 is reduced as the control hydraulic pressure, the pressure reducing allowance of the pressure reducing valve 32 can be reduced. . Therefore, a decrease in pump efficiency can be suppressed.

前記減圧弁３２により第２流体圧室１１の圧力を最大ポンプ吐出圧の１／５に設定したことによって、第２流体圧室１１から吸入ポート１７側（低圧側）への油圧のリークを防止しつつ第１流体圧室１０内の油圧との関係でカムリング７を精度良く制御することが可能になる。 By setting the pressure of the second fluid pressure chamber 11 to 1/5 of the maximum pump discharge pressure by the pressure reducing valve 32, hydraulic pressure leakage from the second fluid pressure chamber 11 to the suction port 17 side (low pressure side) is prevented. However, the cam ring 7 can be accurately controlled in relation to the hydraulic pressure in the first fluid pressure chamber 10.

本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば前記圧力導入室３６には、前記メータリングオリフィス３０の上流側（ポンプ吐出圧）の油圧を供給することも可能である。 The present invention is not limited to the configuration of each of the above embodiments. For example, the pressure introduction chamber 36 can be supplied with hydraulic pressure upstream (pump discharge pressure) of the metering orifice 30. .

前記実施形態から把握される前記請求項に記載した発明以外の技術的思想について以下に説明する。 The technical ideas other than the invention described in the claims, as grasped from the embodiment, will be described below.

請求項（１）前記ポンプボディの内部に有するほぼ円環状の収容空間の内周面に、内側に前記カムリングを保持するアダプタリングを配置すると共に、該アダプタリングの内周面とカムリングの外周面との間に、前記第１流体圧室と第２流体圧室とを形成し、
前記アダプタリングに、前記減圧手段から前記第２流体圧室へ圧力を導入する圧力導入通路を形成したことを特徴とする請求項１に記載の可変容量形ベーンポンプ。 (1) An adapter ring for holding the cam ring is disposed on an inner peripheral surface of a substantially annular housing space inside the pump body, and an inner peripheral surface of the adapter ring and an outer peripheral surface of the cam ring Between the first fluid pressure chamber and the second fluid pressure chamber,
2. The variable displacement vane pump according to claim 1, wherein a pressure introduction passage for introducing pressure from the pressure reducing means to the second fluid pressure chamber is formed in the adapter ring.

この発明によれば、アダプタリングに圧力導入通路を形成したことから、前記第１部材や第２部材に圧力導入通路を形成した場合に比較して、該圧力導入通路とカムリングの径方向の距離を大きく取ることができると共に、カムリングの軸方向側面と圧力導入通路とがオーバーラップすることがない。これにより、圧力導入通路から直接カムリングの軸方向の側面へ油圧がリークするのを防止することができる。 According to the present invention, since the pressure introduction passage is formed in the adapter ring, the radial distance between the pressure introduction passage and the cam ring as compared with the case where the pressure introduction passage is formed in the first member or the second member. And the axial side surface of the cam ring does not overlap with the pressure introduction passage. Thereby, it is possible to prevent the hydraulic pressure from leaking directly from the pressure introduction passage to the side surface in the axial direction of the cam ring.

請求項（２）前記圧力導入通路の一部を、前記アダプタリングの軸方向の幅長さのほぼ中央位置に形成したことを特徴とする請求項（１）に記載の可変容量形ベーンポンプ。 (2) The variable displacement vane pump according to (1), wherein a part of the pressure introducing passage is formed at a substantially central position in the axial length of the adapter ring.

この発明では、アダプタリングの円筒状の外周面がシール面となることから、圧力導入通路を通流途中での油圧のリークを防止できる。 In this invention, since the cylindrical outer peripheral surface of the adapter ring serves as a seal surface, it is possible to prevent hydraulic pressure leakage during the flow through the pressure introduction passage.

請求項（３）前記減圧手段は、
前記ポンプボディに形成された減圧バルブ収容孔の一端側に形成されて、前記第２流体圧室に圧力導入通路を介して連通する圧力導入室と、
前記減圧バルブ収容孔内に摺動自在に設けられて、前記所定の高圧を受ける受圧面を有する弁体と、
該弁体を前記圧力導入室方向へ付勢する付勢部材と、
前記受圧面が所定の高圧を受けて、前記弁体が前記付勢部材の付勢力に抗して圧力導入室と反対方向に移動することにより、前記圧力導入室とドレン通路とを連通する連通路と、
を備えたことを特徴とする請求項１に記載の可変容量形ベーンポンプ。 (3) The decompression means comprises:
A pressure introduction chamber formed on one end side of the pressure reducing valve housing hole formed in the pump body and communicating with the second fluid pressure chamber via a pressure introduction passage;
A valve body slidably provided in the pressure reducing valve housing hole and having a pressure receiving surface for receiving the predetermined high pressure;
A biasing member that biases the valve body toward the pressure introduction chamber;
The pressure receiving surface receives a predetermined high pressure, and the valve body moves in a direction opposite to the pressure introducing chamber against the urging force of the urging member, thereby communicating the pressure introducing chamber and the drain passage. A passage,
The variable displacement vane pump according to claim 1, further comprising:

前記減圧手段が簡便な構造であることから、第２流体圧室の圧力を所定圧以下に保持しつつコストの低減化を図ることが可能になる。 Since the pressure reducing means has a simple structure, it is possible to reduce the cost while maintaining the pressure of the second fluid pressure chamber below a predetermined pressure.

請求項（４）前記減圧手段のバルブ収容孔を、前記駆動軸とほぼ平行に形成したことを特徴とする請求項（３）に記載の可変容量形ベーンポンプ。 (4) The variable capacity vane pump according to (3), wherein the valve accommodating hole of the pressure reducing means is formed substantially parallel to the drive shaft.

この発明では、バルブ収容孔を駆動軸と平行に形成することによって、ポンプボディの径方向の嵩張りを抑制することが可能になり、これによってポンプ装置の大型化を抑制できる。 In this invention, it is possible to suppress the bulkiness of the pump body in the radial direction by forming the valve housing hole in parallel with the drive shaft, thereby suppressing an increase in size of the pump device.

請求項（５）前記圧力制御手段を、前記ポンプボディに形成された制御バルブ収容孔内に摺動自在に設けられ、軸方向の両側に受圧面を有する弁体と、この弁体の軸方向の両側に形成され、前記吐出ポートの下流側に形成されたオリフィスの前後差圧がそれぞれ導入される第１圧力室及び第２圧力室と、を備え、
前記減圧手段の受圧面に、前記第１圧力室又は第２圧力室からの圧力を作用させたことを特徴とする請求項（３）に記載の可変容量形ベーンポンプ。 (5) A valve body having the pressure control means slidably provided in a control valve housing hole formed in the pump body and having pressure receiving surfaces on both sides in the axial direction, and an axial direction of the valve body A first pressure chamber and a second pressure chamber into which a differential pressure across the orifice formed on the downstream side of the discharge port is respectively introduced,
The variable displacement vane pump according to claim (3), wherein the pressure from the first pressure chamber or the second pressure chamber is applied to the pressure receiving surface of the pressure reducing means.

この発明によれば、減圧手段に、特別な油圧を導入するのではなく、もともとポンプ吐出圧が導かれる圧力制御手段からの圧力を導入する構成としたことによって、油通路構造が簡素化されて、製造コストの低減化が図れる。 According to this invention, the oil passage structure is simplified by adopting a configuration in which the pressure from the pressure control means to which the pump discharge pressure is originally introduced is not introduced into the pressure reducing means. The manufacturing cost can be reduced.

請求項（６）前記減圧手段は、前記オリフィス下流側の圧力が導入される前記第２圧力室から圧力を制御用圧力として導入することを特徴とする請求項（５）に記載の可変容量形ベーンポンプ。 (6) The variable displacement type according to (5), wherein the pressure reducing means introduces a pressure as a control pressure from the second pressure chamber into which the pressure downstream of the orifice is introduced. Vane pump.

この発明では、減圧手段に導入される制御用圧力が高い場合には、ドレン側に排出する量を多くしなければ、第２流体圧室の圧力を所定値以下に保持することができないが、前記制御用圧力が、予めポンプ吐出圧がオリフィスによって低下した圧力になっていることから、減圧手段の減圧代を小さくすることが可能になる。よって、ポンプ効率の低下を抑制することができる。 In this invention, when the control pressure introduced into the pressure reducing means is high, the pressure in the second fluid pressure chamber cannot be kept below a predetermined value unless the amount discharged to the drain side is increased. Since the control pressure is a pressure at which the pump discharge pressure is lowered by the orifice in advance, the pressure reduction allowance of the pressure reducing means can be reduced. Therefore, a decrease in pump efficiency can be suppressed.

請求項（７）前記減圧手段によって前記第２流体圧室内で保持される所定圧を、ポンプ吐出圧の約１／５に設定したことを特徴とする請求項１に記載の可変容量形ベーンポンプ。 (7) The variable displacement vane pump according to (1), wherein the predetermined pressure held in the second fluid pressure chamber by the pressure reducing means is set to about 1/5 of the pump discharge pressure.

第２流体圧室の圧力をポンプ吐出圧の１／５に設定することによって、第２流体圧室から吸入ポート側（低圧側）への油圧のリークを防止しつつ第１流体圧室内の油圧との関係でカムリングを精度良く制御することが可能になる。 By setting the pressure of the second fluid pressure chamber to 1/5 of the pump discharge pressure, the hydraulic pressure in the first fluid pressure chamber is prevented while preventing hydraulic pressure leakage from the second fluid pressure chamber to the suction port side (low pressure side). Therefore, the cam ring can be controlled with high accuracy.

本発明に係る可変容量型ベーンポンプの第１の実施形態に供される減圧弁を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the pressure-reduction valve provided to 1st Embodiment of the variable displacement vane pump which concerns on this invention. 同減圧弁の作動を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the action | operation of the pressure reducing valve. 本実施形態の可変容量形ベーンポンプを示す断面図である。It is sectional drawing which shows the variable capacity type vane pump of this embodiment. 同可変容量形ベーンポンプの側断面図である。It is a sectional side view of the variable displacement vane pump. 本実施形態の可変容量形ベーンポンプの作用を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the effect | action of the variable displacement vane pump of this embodiment. 本実施形態に供される減圧弁による減圧特性を示すグラフである。It is a graph which shows the pressure-reduction characteristic by the pressure-reduction valve provided for this embodiment.

符号の説明Explanation of symbols

１…ポンプボディ
２…フロントボディ
３…リアボディ（第１部材）
５…アダプタリング
４…収容空間
７…カムリング
８…駆動軸
９…ロータ
１０・１１…第１、第２流体圧力室
１２…支点面（揺動支点）
１３…スロット
１４…ベーン
１６…ポンプ室
１７…吸入ポート
１９…吐出ポート
２０…制御バルブ（圧力制御手段）
２６…収容室
３２…減圧弁（減圧手段）
３３…減圧バルブ収容孔
３４…弁体
３４ｄ…受圧面
３５…圧力導入通路
３５ａ…メイン通路孔
３５ｂ…油孔
３６…圧力導入室
３７…スプリング収容室 1 ... Pump body 2 ... Front body 3 ... Rear body (first member)
5 ... Adapter ring 4 ... Accommodating space 7 ... Cam ring 8 ... Drive shaft 9 ... Rotors 10 and 11 ... First and second fluid pressure chambers 12 ... Supporting point surface (oscillation supporting point)
13 ... Slot 14 ... Vane 16 ... Pump chamber 17 ... Suction port 19 ... Discharge port 20 ... Control valve (pressure control means)
26 ... Accommodating chamber 32 ... Pressure reducing valve (pressure reducing means)
33 ... Pressure reducing valve accommodation hole 34 ... Valve body 34d ... Pressure receiving surface 35 ... Pressure introduction passage 35a ... Main passage hole 35b ... Oil hole 36 ... Pressure introduction chamber 37 ... Spring accommodation chamber

Claims

ポンプボディに軸支された駆動軸と、
前記ポンプボディ内に回転自在に収容されて、前記駆動軸によって回転駆動されるロータと、
該ロータの外周部に形成された複数のスロットに放射方向へ出没自在に設けられた複数のベーンと、
前記ポンプボディ内に揺動支点を中心に揺動自在に収容配置され、内周側に前記ロータとベーンと共に複数のポンプ室を形成するカムリングと、
該カムリングの軸方向両側に設けられた第１部材及び第２部材と、
前記第１部材または第２部材の少なくとも一方側に設けられ、前記複数のポンプ室の容積が増大する領域に開口する吸入ポート及び前記複数のポンプ室の容積が減少する領域に開口する吐出ポートと、
前記カムリングの外周側の両側に隔成され、該カムリングの偏心量を制御する第１流体圧室及び第２流体圧室と、
前記第１流体圧室内の圧力を制御する圧力制御手段と、
前記第２流体圧室内に導入される圧力を所定圧まで減圧し、この減圧された圧力を保持制御する減圧手段と、
を備えたことを特徴とする可変容量形ベーンポンプ。 A drive shaft pivotally supported by the pump body;
A rotor housed rotatably in the pump body and driven to rotate by the drive shaft;
A plurality of vanes provided in a plurality of slots formed on the outer peripheral portion of the rotor so as to be able to protrude and retract in a radial direction;
A cam ring that is accommodated in the pump body so as to be swingable around a swing fulcrum, and forms a plurality of pump chambers together with the rotor and vanes on the inner peripheral side;
A first member and a second member provided on both axial sides of the cam ring;
A suction port that is provided on at least one side of the first member or the second member and opens to a region where the volumes of the plurality of pump chambers increase; and a discharge port that opens to a region where the volumes of the plurality of pump chambers decrease. ,
A first fluid pressure chamber and a second fluid pressure chamber that are spaced apart from each other on the outer peripheral side of the cam ring and control the amount of eccentricity of the cam ring;
Pressure control means for controlling the pressure in the first fluid pressure chamber;
Pressure reducing means for reducing the pressure introduced into the second fluid pressure chamber to a predetermined pressure and holding and controlling the reduced pressure;
A variable displacement vane pump characterized by comprising:

前記減圧手段は、前記第２流体圧室内の圧力を、常時所定圧に保持することを特徴とする請求項１に記載の可変容量形ベーンポンプ。 2. The variable displacement vane pump according to claim 1, wherein the pressure reducing unit constantly maintains a pressure in the second fluid pressure chamber at a predetermined pressure. 3.

前記カムリングの揺動支点となる支点面を、前記吸入ポートの終端と前記吐出ポートの始端との間の中間点と前記駆動軸の回転中心を結んだ基準線に対し、前記揺動支点から第２流体圧室側に向かって徐々に離間する傾斜面に形成したことを特徴とする請求項１に記載の可変容量形ベーンポンプ。
The fulcrum surface serving as the oscillating fulcrum of the cam ring is positioned from the oscillating fulcrum to the reference line connecting the intermediate point between the terminal end of the suction port and the starting end of the discharge port and the rotation center of the drive shaft. 2. The variable displacement vane pump according to claim 1, wherein the variable displacement vane pump is formed on an inclined surface which gradually separates toward the two fluid pressure chamber side.