JP3743929B2

JP3743929B2 - Variable displacement pump

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Publication number: JP3743929B2
Application number: JP2000363737A
Authority: JP
Inventors: 英一小嶋; 朝久王; 清安藤
Original assignee: Showa Corp
Current assignee: Showa Corp
Priority date: 2000-07-31
Filing date: 2000-11-29
Publication date: 2006-02-08
Anticipated expiration: 2020-11-29
Also published as: JP2002115673A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は自動車のパワーステアリング装置等に用いられる可変容量型ポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、自動車のパワーステアリング装置等で用いられる可変容量型ポンプとして、特開平9-14155号公報に記載の如く、ポンプケーシングに配設されて回転駆動されるロータに対して偏心するカムリングを有し、カムリングとロータの外周部との間にポンプ室を形成し、ポンプの低速回転時には、ロータに対するカムリングの偏心量を大きくすることによりポンプ室の容積を大きくして作動油の吐出量を増加し、ポンプの高速回転時には、ロータに対するカムリングの偏心量を小さくすることによりポンプ室の容積を小さくして作動油の吐出量を低減するものがある。
【０００３】
そして、上述の従来技術では、可変容量型ベーンポンプの圧力脈動と、これによって誘起される振動・騒音を低減させるために、カムリングとロータで囲まれるポンプ室のうち、下死点において吸込みポートと吐出しポートを締め切る第１閉じ込み部と、上死点において吐出しポートと吸込みポートとを締め切る第２閉じ込み部の２つの閉じ込み部の空間を、カムリングの最大偏心状態下で、いずれもロータの回転中心を中心とした同心円で囲まれた空間としている（換言すれば、ベーンの動半径を一定にしている）。この従来技術では、閉じ込み部におけるロータとカムリングの間の距離が一定であるためにポンプ室の容積変化に基づく過剰予圧縮（オーバーコンプレッション）は発生せず、その結果、ベーンの離間に基づく脈動現象を防止できるとしている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
従来技術では、ポンプが低速回転時にあるカムリングの最大偏心時に、閉じ込み部におけるロータとカムリングの距離が一定となる（即ち、同心である）ようにしているだけであり、高速回転時に偏心量が小さくなるとカムリングの内周とロータの外周は同心ではなくなり、ベーンの離間は防止できず、ベーン先端の隙間漏れの増大による大きな圧力脈動が発生してしまう。また、従来技術では、ベーンの離間は閉じ込み室内の過剰予圧縮（オーバコンプレッション）によって引き起こされると考えているが、正しくは以下に説明するように、ベーンの離間は主として閉じ込み区間にあるベーンの前面と背面に作用する圧力のアンバランスに基づく偏荷重に起因するものである。
【０００５】
即ち、図１４において、ロータ１の溝に収容されたベーン２が背圧力Ｐｄと遠心力により遠心方向の力を受けてカムリング３の内周に接し、このベーン２がロータ１の回転とともに回転していく状態下で、１つのベーン２Ａが吸込みポート４の終点に達するまでの吸込み区間にあるときには、ベーン２Ａの正面と背面には同じ吸込み圧力が作用するために円周方向には偏荷重は働かず、ベーン２Ａの先端は背圧力Ｐｄと遠心力によりカムリング３の内周に押し付けられて、カムリング３の内周から離間しない。ベーン２がロータ１の回転とともに更に回転し、ベーン２Ａが吸込み区間を経た後、吐出しポート５の始点に未だつながらない第１閉じ込み区間にあるときには、ベーン２Ａの正面には吐出しポート５の側の高圧が、背面には吸込みポート４の側の低圧が作用するため、ベーン２Ａには円周方向に偏荷重が働き、ベーン２Ａはロータ１の溝に収容される根本で傾いて引っかかり、ベーン２Ａは背圧力Ｐｄと遠心力によってもカムリング３の内周に押し当て不能になってカムリング３の内周から離間することとなり、離間したベーンの先端隙間を通って吐出しポート５から吸込みポート４の側へ前述の大きな漏れが発生してしまう。また、第２閉じ込み区間でも同様な現象が発生する。
【０００６】
以下、従来技術の問題点を詳細に指摘する。従来技術では最大偏心状態下（低速回転時）で、第１閉じ込み部と第２閉じ込み部のカムリングの内周をロータの回転中心と同心円をなすような形状にしている。そのため、低速回転時には閉じ込み区間にあるベーンの動半径は一定であるためベーンの離間は起こらず（図１５Ａ、図１６Ａ）、離間による大きな圧力脈動の発生を防止できる。しかし、最小偏心状態下（高速回転時）では、第１閉じ込み部と第２閉じ込み部とともに、カムリングの内周はロータの回転中心とは同心円ではなくなり、正面と背面の圧力のアンバランスに基づく偏荷重を受けてベーンが引っかかりを起こすとベーンの先端はカムリングの内面から離れ（即ち、離間し）、大きな圧力脈動が発生してしまう。
【０００７】
即ち、図１５は横軸にロータの回転角度を、縦軸にロータの回転中心に対するベーンの突出半径である動半径をとって、第１閉じ込み部におけるベーン先端の挙動を示したものであり、実線はロータの回転中心と同心円となるカムリングに対するもの、破線は真円形状のカムリングに対するものである。この場合、図１５（Ａ）の第１閉じ込み部での低速回転時には、ロータとカムリングの距離が図１７（Ａ）に示す如く、Ｈａ＝Ｈｂ＝Ｈｃで一定であるため、ベーンの離間は起こりにくい。図１５（Ｂ）の第１閉じ込み部での高速回転時には、カムリングが最小偏心状態になり、ロータとカムリングの距離は、図１７（Ｂ）に示す如く、第１閉じ込み部の中央（Ｈｂ）で短く、その両側（Ｈａ、Ｈｃ）で長くなるので、ベーンは第１閉じ込み部の前半では求心方向に押し込まれて離間しないものの、後半では動半径は正の傾き（正勾配）となるためベーンに偏荷重が働きベーンが引っかかりを起こすと、ベーンは離間してしまう。
【０００８】
また、図１６は横軸にロータの回転角度を、縦軸にロータの中心に対するベーンの突出半径である動半径をとって、第２閉じ込み部におけるおけるベーン先端の挙動を示したものであり、実線はロータの回転中心と同心円となるカムリングに対するもの、破線は真円形状のカムリングに対するものである。この場合、図１６（Ａ）の第２閉じ込み部での低速回転時には、ロータとカムリングの距離は図１７（Ａ）に示す如く、Ｈｄ＝Ｈｅ＝Ｈｆで一定であるため、ベーンの離間は起こりにくい。しかし、高速回転時にカムリングが最小偏心状態となると、ロータとカムリングの距離は、図１７（Ｂ）に示す如く、第２閉じ込み部の中央（Ｈｅ）で長く、その両側（Ｈｄ、Ｈｆ）で短くなるため、ベーンは第２閉じ込み部の前半で離間を起こしてしまう。
【０００９】
本発明の課題は、可変容量型ベーンポンプにおいて、ポンプ回転速度の広い範囲に亘って、換言すればカムリングの広い偏心域に亘って、ベーンの離間発生を防止して圧力脈動及びこれに伴う振動・騒音を低減することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
請求項１の発明は、ポンプケーシングと、ポンプケーシングに配設されて回転駆動される真円状のロータと、ロータの周囲に配設され、ロータの外周部との間にポンプ室を形成するとともに、ロータに対して偏心可能とされるカムリングと、ポンプケーシングに配設され、作動油をポンプ室に吸い込む吸込みポートと、ポンプケーシングに配設され、作動油をポンプ室から吐出する吐出しポートと、ロータの溝に収容されて半径方向に移動可能に突出し、先端がカムリングの内周に接する複数のベーンとを有し、吸込みポートから吸い込まれる作動油を相隣るベーンの間の空間に挟み込み、この作動油をロータの回転により運搬して吐出しポートから吐出し、ロータに対するカムリングの偏心量を大きくすることによって作動油の吐出量を増加する可変容量型ポンプにおいて、カムリングの内周は、吸込みポートから作動油を吸込む吸込み区間の形状、吸込みポートから吸込んだ作動油を吐出しポートへ予圧縮して移送する下死点における第１閉じ込み区間の形状、吐出しポートから作動油を吐出する吐出し区間の形状、上死点において相隣るベーンの間の空間に挟みこんだ作動油を吸込みポートへ移送する第２閉じ込み区間の形状より構成され、前記吸込み区間と吐出し区間におけるカムリングの内周は、真円曲線と過渡曲線から構成され、前記閉じ込み区間におけるカムリングの内周は、カムリングの偏心量の如何にかかわらずロータの回転角の増加に対してベーンの動半径を常に減少させるように、曲率半径が該ロータの回転方向に沿って減少する負勾配曲線から構成されているようにしたものである。
【００１１】
請求項２の発明は、請求項１の発明において更に、前記カムリングの形状を、第１閉じ込み区間では、カムリングの偏心量の如何にかかわらずロータの回転角の増加に対してベーンの動半径を常に減少させるように、曲率半径が該ロータの回転方向に沿って減少する負勾配曲線で構成するようにしたものである。
【００１２】
請求項３の発明は、請求項１の発明において更に、前記カムリングの形状を、第２閉じ込み区間では、カムリングの偏心量の如何にかかわらずロータの回転角の増加に対してベーンの動半径を常に減少させるように、曲率半径が該ロータの回転方向に沿って減少する負勾配曲線で構成するようにしたものである。
【００１３】
請求項４の発明は、請求項１〜３のいずれかの発明において更に、前記カムリングの形状を、吸込み区間又は吐出し区間の両端部と、第１閉じ込み区間又は第２閉じ込み区間との接続部では、吸込み区間又は吐出し区間の真円曲線を第１閉じ込み区間又は第２閉じ込み区間の負勾配曲線に滑らかにつなぐ過渡曲線を高次曲線としたものである。
【００１４】
請求項５の発明は、ポンプケーシングと、ポンプケーシングに配設されて回転駆動される真円状のロータと、ロータの周囲に配設され、ロータの外周部との間にポンプ室を形成するとともに、ロータに対して偏心可能とされるカムリングと、ポンプケーシングに配設され、作動油をポンプ室に吸い込む吸込みポートと、ポンプケーシングに配設され、作動油をポンプ室から吐出する吐出しポートと、ロータの溝に収容されて半径方向に移動可能に突出し、先端がカムリングの内周に接する複数のベーンとを有し、吸込みポートから吸い込まれる作動油を相隣るベーンの間の空間に挟み込み、この作動油をロータの回転により運搬して吐出しポートから吐出し、ロータに対するカムリングの偏心量を大きくすることによって作動油の吐出量を増加する可変容量型ポンプにおいて、カムリングの内周は、吸込みポートから作動油を吸込む吸込み区間の形状、吸込みポートから吸込んだ作動油を吐出しポートへ予圧縮してと移送する下死点における第１閉じ込み区間の形状、吐出しポートから作動油を吐出する吐出し区間の形状、上死点において相隣るベーンの間の空間に挟みこんだ作動油を吸込みポートへ移送する第２閉じ込み区間より構成され、前記吸込み区間と吐出し区間におけるカムリングの内周は、真円曲線と過渡曲線から構成され、前記閉じ込み空間におけるカムリングの内周は、カムリングの偏心量の如何にかかわらずロータの回転角の増加に対してベーンの動半径を常に減少させるように、曲率半径が該ロータの回転方向に沿って減少する複数の負勾配曲線から構成されているようにしたものである。
【００１５】
請求項６の発明は、請求項５の発明において更に、前記カムリングの形状を、第１閉じ込み区間では、カムリングの偏心量の如何にかかわらずロータの回転角の増加に対してベーンの動半径を常に減少させるように、曲率半径が該ロータの回転方向に沿って減少する複数の負勾配曲線で構成するようにしたものである。
【００１６】
請求項７の発明は、請求項５の発明において更に、前記カムリングの形状を、第２閉じ込み区間では、カムリングの偏心量の如何にかかわらずロータの回転角の増加に対してベーンの動半径を常に減少させるように、曲率半径が該ロータの回転方向に沿って減少する複数の負勾配曲線で構成するようにしたものである。
【００１７】
請求項８の発明は、請求項５〜７のいずれかの発明において更に、前記カムリングの形状を、吸込み区間又は吐出し区間の両端部と、第１閉じ込み区間又は第２閉じ込み区間との接続部では、吸込み区間又は吐出し区間の真円曲線を第１閉じ込み区間又は第２閉じ込み区間の負勾配曲線に滑らかにつなぐ過渡曲線を高次曲線としたものである。
【００１８】
【作用】
請求項１、２の発明によれば、下記▲１▼の作用がある。
▲１▼ベーンが第１閉じ込み区間にあるとき、ベーンは正面には吐出しポートの側の高圧が、背面には吸込みポートの側の低圧が作用するため、ベーンは円周方向に偏荷重を受け、ロータの溝に収容される根本で傾いて引っかかりを起こす。しかるに、ベーンはこの第１閉じ込み区間で、カムリングの内周の負勾配曲線に常に接してロータの溝に入る求心運動を付与される。即ち、ベーンはカムリングの内周との接触によって常に求心方向へと押し込まれ、カムリングの内周から離間することがなく、結果として、真円カムリングにおいて発生するベーンの離間に起因する大きな圧力脈動を防止でき、これに起因する振動・騒音も著しく低減できる。
【００１９】
請求項１、３の発明によれば、下記▲２▼の作用がある。
▲２▼ベーンが第２閉じ込み区間にあるとき、ベーンの背面には吐出しポートの側の高圧が、正面には吸込みポートの側の低圧が作用するため、ベーンは円周方向に偏荷重を受け、ロータの溝に収容される根本で傾いて引っかかりを起こす。しかるに、ベーンはこの第２閉じ込み区間で、カムリングの内周の負勾配曲線に常に接してロータの溝に入る求心方向の力を付与される。即ち、ベーンはカムリングの内周との接触によって常に求心方向へと押し込まれ、カムリングの内周から離間することがなく、結果として、ベーンの離間に起因する大きな圧力脈動の発生を防止できる。
【００２０】
請求項４の発明によれば、下記▲３▼の作用がある。
▲３▼第１閉じ込み区間又は第２閉じ込み区間の負勾配曲線と吐出し区間又は吸込み区間の真円曲線を高次曲線で滑らかにつなぐことにより、接続区間でのベーンの速度変化が緩やかになり（加速度が小さくなり）、ベーンの慣性力による起振力を低減できるため、カムリング内周の形状変更に起因するポンプの振動・騒音を防止できる。
【００２１】
請求項５、６の発明によれば、下記▲４▼、▲５▼の作用がある。
▲４▼ベーンが第１閉じ込み区間にあるとき、ベーンは正面には吐出しポートの側の高圧が、背面には吸込みポートの側の低圧が作用するため、ベーンは円周方向に偏荷重を受け、ロータの溝に収容される根本で傾いて引っかかりを起こす。しかるに、ベーンはこの第１閉じ込み区間で、カムリングの内周の負勾配曲線、高次曲線に常に接してロータの溝に入る求心運動を付与される。即ち、ベーンはカムリングの内周との接触によって常に求心方向へと押し込まれ、カムリングの内周から離間することがなく、結果として、真円カムリングにおいて発生するベーンの離間に起因する大きな圧力脈動を防止でき、これに起因する振動・騒音も著しく低減できる。
【００２２】
▲５▼第１閉じ込み区間で、カムリングの内周形状を構成する複数の負勾配曲線の勾配を異にする（具体的には、第１閉じ込み区間の前半を勾配の小さい負勾配曲線で構成し、後半を勾配の大きい負勾配曲線で構成すること）ものとすれば、ポンプの低速回転時（カムリングの最大偏心時）〜高速回転時（最小偏心時）の広い運転域（カムリングの広い偏心域）で、第１閉じ込み区間におけるベーンの離間を防止でき、結果として、圧力脈動及びこれに起因するポンプの振動・騒音を著しく低減できる。
【００２３】
請求項５、７の発明によれば、下記▲６▼、▲７▼の作用がある。
▲６▼ベーンが第２閉じ込み区間にあるとき、ベーンの背面には吐出しポートの側の高圧が、正面には吸込みポートの側の低圧が作用するため、ベーンは円周方向に偏荷重を受け、ロータの溝に収容される根本で傾いて引っかかりを起こす。しかるに、ベーンはこの第２閉じ込み区間で、カムリングの内周の負勾配曲線に常に接してロータの溝に入る求心方向の力を付与される。即ち、ベーンはカムリングの内周との接触によって常に求心方向へと押し込まれ、カムリングの内周から離間することがなく、結果として、ベーンの離間に起因する大きな圧力脈動の発生を防止できる。
【００２４】
▲７▼第２閉じ込み区間で、カムリングの内周形状を構成する複数の負勾配曲線の勾配を異にする（具体的には例えば第２閉じ込み区間の前半を真円曲線又はこれに近い負勾配曲線で構成し、後半を傾きの比較的小さい負勾配曲線で構成すること）ものとすれば、ポンプの低速回転時（カムリングの最大偏心時）〜高速回転時（カムリングの最小偏心時）の広い運転域（カムリングの広い偏心域）に亘って、第２閉じ込み区間におけるベーンの離間を防止できるため、圧力脈動を著しく低減できる。
【００２５】
▲８▼第１閉じ込み区間又は第２閉じ込み区間の負勾配曲線と吐出し区間又は吸込み区間の真円曲線を高次曲線で滑らかにつなぐことにより、接続区間でのベーンの速度変化が緩やかになり（加速度が小さくなり）、ベーンの慣性力による起振力を低減できるため、カムリング内周の形状変更に起因するポンプの振動・騒音を防止できる。
【００２６】
【発明の実施の形態】
図１は可変容量型ポンプを示す断面図、図２は図１のII-II 線に沿う断面図、図３は図１のIII-III 線に沿う断面図、図４は図２のIV-IV 線に沿う断面図、図５はカムリングを示す模式図、図６は第１実施形態のカムリングの全周に渡るベーンの半径（動半径）の変化を示す線図、図７は第１実施形態の動半径における第１閉じ込み区間の拡大線図、図８は第１実施形態の動半径における第２閉じ込み区間の拡大線図、図９は第２実施形態のカムリングの全周に渡るベーンの半径（動半径）の変化を示す線図、図１０は第２実施形態の動半径における第１閉じ込み区間の拡大線図、図１１は第２実施形態の動半径における第２閉じ込み区間の拡大線図、図１２は第２実施形態の第１閉じ込み区間における低速回転時と高速回転時のベーン離間防止効果を示す線図、図１３は第２実施形態の第２閉じ込み区間における低速回転時と高速回転時のベーン離間防止効果を示す線図、図１４は第１閉じ込み区間におけるベーンの引っかかり現象を示す模式図、図１５は従来のカムリングの第１閉じ込み区間における低速回転時と高速回転時のベーン離間状態を示す線図、図１６は従来のカムリングの第２閉じ込み区間における低速回転時と高速回転時のベーン離間状態を示す線図、図１７は低速回転時と高速回転時のカムリングの偏心状態を示す模式図である。
【００２７】
可変容量型ポンプ１０は、自動車の油圧パワーステアリング装置の油圧発生源となるベーンポンプであり、図１〜図３に示す如く、ポンプケーシング１１に挿入されるポンプ軸１２にセレーションにより固定されて回転駆動されるロータ１３を有している。ポンプケーシング１１は、ポンプハウジング１１Ａとカバー１１Ｂをボルト１４で一体化して構成され、軸受１５Ａ〜１５Ｃを介してポンプ軸１２を支持している。ポンプ軸１２は、自動車のエンジンで直接回転駆動可能とされている。
【００２８】
ロータ１３は周方向の多数位置のそれぞれに設けた溝１６にベーン１７を収容し、各ベーン１７を溝１６に沿う半径方向に移動可能に突出している。
【００２９】
ポンプケーシング１１のポンプハウジング１１Ａの嵌装孔２０には、プレッシャプレート１８、アダプタリング１９が積層状態で嵌着され、これらは後述する支点ピン２１によって周方向に位置決めされた状態でカバー１１Ｂにより側方から固定保持されている。支点ピン２１の一端はカバー１１Ｂに装着固定されている。
【００３０】
ポンプケーシング１１のポンプハウジング１１Ａに固定されている上述のアダプタリング１９にはカムリング２２が嵌装されている。カムリング２２は、ロータ１３とある偏心量をもってロータ１３を囲み、プレッシャプレート１８とカバー１１Ｂの間で、ロータ１３の外周部との間にポンプ室２３を形成する。そして、ポンプ室２３のロータ回転方向上流側の吸込領域には、カバー１１Ｂに設けた吸込みポート２４が開口し、この吸込みポート２４にはハウジング１１Ａ、カバー１１Ｂに設けた吸込み通路２５Ａ、２５Ｂを介してポンプ１０の吸込口２６が連通せしめられている。他方、ポンプ室２３のロータ回転方向下流側の吐出領域には、プレッシャプレート１８に設けた吐出しポート２７が開口し、この吐出しポート２７にはハウジング１１Ａに設けた高圧力室２８Ａ、吐出通路２８Ｂを介してポンプ１０の吐出口２９が連通せしめられている。
【００３１】
これにより、可変容量型ポンプ１０にあっては、ポンプ軸１２によってロータ１３を回転駆動し、ロータ１３のベーン１７が遠心力と背圧力でカムリング２２に押し付けられて回転するとき、ポンプ室２３のロータ回転方向上流側の吸込み区間では隣り合うベーン１７間とカムリング２２とが囲む容積を回転とともに拡大して作動流体を吸込みポート２４から吸込み、この作動油を相隣るベーン１７の間の空間に挟んでロータ１３の回転により運搬し、ポンプ室２３のロータ回転方向下流側の吐出し区間で隣り合うベーン１７間とカムリング２２とが囲む容積を回転とともに減縮して作動流体を吐出しポート２７から吐出する。
【００３２】
しかるに、可変容量型ポンプ１０は、下記(A) の如くの吐出流量制御装置４０と、下記(B) の如くのベーン加圧装置６０とを有している。
【００３３】
(A)吐出流量制御装置４０
吐出流量制御装置４０は、ポンプケーシング１１に固定されている上述のアダプタリング１９の鉛直最下部に前述の支点ピン２１を載置し、カムリング２２の鉛直最下部をこの支点ピン２１に支持し、カムリング２２をアダプタリング１９内で揺動変位可能としている。
【００３４】
そして、吐出流量制御装置４０は、ポンプケーシング１１を構成するポンプハウジング１１Ａに設けたばね室４１に納めたスプリング４２を、アダプタリング１９に設けたばね孔１９Ａに貫通させてカムリング２２の外周部に圧接せしめることにより、ポンプ室２３の容積が最大となるような付勢力をカムリング２２に付与可能としている。スプリング４２は、ばね室４１の開口部に螺着されるキャップ４１Ａによりバックアップされる。尚、アダプタリング１９は後述する第２流体圧室４４Ｂを形成する内周部の一部にカムリング移動規制ストッパ１９Ｂを凸状形成され、後述するようにポンプ室２３の容積を最小とするカムリング２２の移動限（最小偏心位置）を規制可能としている。また、アダプタリング１９は後述する第１流体圧室４４Ａを形成する内周部の一部にカムリング移動規制ストッパ１９Ｃを凸状形成され、後述するようにポンプ室２３の容積を最大とするカムリング２２の移動限（最大偏心位置）を規制可能としている。
【００３５】
また、吐出流量制御装置４０は、カムリング２２とアダプタリング１９との間に第１と第２の流体圧室４４Ａ、４４Ｂを分割形成している。即ち、第１流体圧室４４Ａと第２流体圧室４４Ｂは、カムリング２２とアダプタリング１９の間で、支点ピン２１と、その軸対称位置に設けたシール材４５とで分割される。このとき、第１と第２の流体圧室４４Ａ、４４Ｂは、カムリング２２とアダプタリング１９の間の両側方をカバー１１Ｂとプレッシャプレート１８により区画され、アダプタリング１９の前述したカムリング移動規制ストッパ１９Ｂ、１９Ｃにカムリング２２が衝合したときに、ストッパ１９Ｃの両側に分離される第１流体圧室４４Ａ同士を連絡する連絡溝１８Ａ、ストッパ１９Ｂの両側に分離される第２流体圧室４４Ｂ同士を連絡する連絡溝１８Ｂをプレッシャプレート１８に備える。
【００３６】
ここで、前述したポンプ１０の吐出経路において、ポンプ室２３から吐出されてプレッシャプレート１８の吐出しポート２７からポンプハウジング１１Ａの高圧力室２８Ａに送出された圧力流体は、プレッシャプレート１８に穿設したメータリングオリフィス４６から上述の第２の流体圧室４４Ｂ、アダプタリング１９を貫通している前述のばね室４１、更にポンプハウジング１１Ａの嵌装孔２０に切欠形成される吐出連絡孔１００を介して吐出通路２８Ｂに圧送されるようになっている。
【００３７】
吐出流量制御装置４０は、上述のポンプ１０の吐出経路で、第２流体圧室４４Ｂに開口するメータリングオリフィス４６の開口面積をカムリング２２の側壁で増減させ、可変メータリングオリフィスを形成している。即ち、オリフィス４６はカムリング２２の移動変位に伴ってその側壁で開度調整せしめられる。そして、吐出流量制御装置４０は、▲１▼オリフィス４６通過前の高圧力室２８Ａの高流体圧を第１流体圧供給路４７Ａ（図４）、切換弁装置４８、ポンプハウジング１１Ａ、アダプタリング１９に穿設した連通路４９を介して第１流体圧室４４Ａに導き、▲２▼オリフィス４６通過後の減圧圧力を前述の如く第２流体圧室４４Ｂに導き、両流体圧室４４Ａ、４４Ｂに作用する圧力の差圧によりカムリング２２を前述のスプリング４２の付勢力に抗して移動させ、ポンプ室２３の容積を変化させてポンプ１０の吐出流量を制御可能としている。
【００３８】
尚、切換弁装置４８は、ポンプハウジング１１Ａに穿設した弁格納孔５１にスプリング５２、切換弁５３を収容し、スプリング５２で付勢される切換弁５３をポンプハウジング１１Ａに螺着したキャップ５４で担持している。切換弁５３は、切換弁体５５Ａ、弁体５５Ｂを備え、切換弁体５５Ａの一端側に設けた加圧室５６Ａに第１流体圧供給路４７Ａを連通し、弁体５５Ｂの他端側に設けたスプリング５２が格納されている背圧室５６Ｂにポンプハウジング１１Ａ、アダプタリング１９に穿設した連通路５７を介して第２流体圧室４４Ｂを連通している。また、切換弁体５５Ａと弁体５５Ｂの間の中間室５６Ｃには前述した吸込み通路（ドレン通路）２５Ａが貫通して形成され、タンクに連絡される。切換弁体５５Ａは、ポンプハウジング１１Ａ、アダプタリング１９に穿設した前述の連通路４９を開閉可能としている。即ち、ポンプ１０の吐出圧力が低い低速回転域では、スプリング５２の付勢力により切換弁５３を図２に示す原位置に設定し、切換弁体５５Ａにより第１流体圧室４４Ａとの連通路４９を閉じ、ポンプ１０の中高速回転域では加圧室５６Ａに加えられる高圧流体により切換弁５３を移動させて連通路４９を開き、この高圧流体を第１流体圧室４４Ａに導くことを可能とする。
【００３９】
従って、吐出流量制御装置４０を備えたポンプ１０の吐出流量特性は以下の如くである。
【００４０】
(1)ポンプ１０の回転数が低い自動車の低速走行域では、ポンプ室２３から吐出されて切換弁装置４８の加圧室５６Ａに及ぶ流体の圧力が未だ低く、切換弁５３は原位置に位置し、カムリング２２はスプリング４２により付勢された原状態（最大偏心位置）を維持する。このため、ポンプ１０の吐出流量は、回転数に比例して増加する。
【００４１】
(2)ポンプ１０の回転数の増加により、ポンプ室２３から吐出されて切換弁装置４８の加圧室５６Ａに及ぶ流体の圧力が高くなると、切換弁装置４８はスプリング５２の付勢力に抗して切換弁５３を移動させて連通路４９を開き、この高圧流体を第１流体圧室４４Ａに導く。これにより、カムリング２２は第１流体圧室４４Ａと第２流体圧室４４Ｂとに作用する圧力の差圧により移動し、ポンプ室２３の容積を徐々に減縮していく。従って、ポンプ１０の吐出流量は、回転数の増加に対し、回転数の増加による流量増加分と、ポンプ室２３の容積減縮による流量減少分とを相殺し、一定の大流量を維持させることができる。
【００４２】
(3)ポンプ１０の回転数が継続して更に増加し、カムリング２２が更に移動することにより、カムリング２２がスプリング４２を一定量超えて押動すると、このカムリング２２の側壁がポンプ室２３からの吐出経路の中間部のオリフィス４６の開口面積を絞り始める。従って、ポンプ１０の吐出通路２８Ｂに圧送される吐出流量は、このオリフィス４６の絞り量に比例して低減する。
【００４３】
(4)ポンプ１０の回転数が一定値を超える自動車の高速運転域に達すると、カムリング２２がアダプタリング１９のストッパ１９Ｂに衝合する移動限（最小偏心位置）に達し、カムリング２２の側壁によるオリフィス４６の絞り量も最大となり、ポンプ１０の吐出流量は一定の小流量を維持する。
【００４４】
尚、吐出流量制御装置４０において、切換弁装置４８の加圧室５６Ａを第１流体圧室４４Ａに導く連通路４９に絞り４９Ａを設け、第２流体圧室４４Ｂを切換弁装置４８の背圧室５６Ｂに導く連通路５７に絞り５７Ａを設けてある。
【００４５】
(B)ベーン加圧装置６０
ベーン加圧装置６０は、ロータ１３のベーン１７を収容している溝１６の基部１６Ａの両側に対応する、プレッシャプレート１８、サイドプレート２０の溝１６との摺接面にリング状油溝６１、６２を設けてある。そして、ポンプハウジング１１Ａに設けてあるポンプ室２３の高圧力室２８Ａを、プレッシャプレート１８に設けた油孔６３を介して上述の油溝６１に連通している。これにより、ポンプ室２３から高圧力室２８Ａに吐出した圧力流体をプレッシャプレート１８、サイドプレート２０の油溝６１、６２を介して、ロータ１３の周方向の全てのベーン１７のための溝１６の基部に導いてベーン１７に対する背圧力Ｐｄとし（図１３）、各ベーン１７をカムリング２２に向けて加圧可能とするものである。
【００４６】
これにより、ポンプ１０にあっては、回転の始めは遠心力によりベーン１７をカムリング２２に押し付けるものの、吐出圧力が生じた後には、ベーン加圧装置６０が付与する背圧力Ｐｄによってベーン１７とカムリング２２との接触圧を増大させ、圧力流体の逆流を防止可能とする。
【００４７】
尚、ポンプ１０にあっては、高圧力室２８Ａと吸込み通路（ドレン通路）２５Ａとの間に、ポンプ吐出し側での過大流体圧をリリーフするリリーフ弁７０を切換弁５３に内蔵させて有している。リリーフ弁７０は、切換弁５３そのものからなる主弁７１に内臓された直動型にて構成されている。また、ポンプ１０は、吸込み通路２５Ｂからポンプ軸１２の軸受１５Ｃに向かう潤滑油供給路１２１をカバー１１Ｂに穿設し、ポンプ軸１２の軸受１５Ｂまわりから吸込み通路２５Ａに戻る潤滑油戻り路１２２をポンプハウジング１１Ａに穿設してある。
【００４８】
即ち、ポンプ１０にあっては、ポンプ室２３のうち、吸込みポート２４から作動油を吸込む吸込み区間と、吐出しポート２７から作動油を吐出する吐出し区間との間の、吸込みポート２４から吸込んだ作動油を吐出しポート２７へと予圧縮して移送する第１閉じ込み区間２３Ａ、及び吐出し区間と吸込み区間を締め切る第２閉じ込み区間２３Ｂにおいて、広い回転速度域に亘ってベーンの離間を防止し圧力脈動を低減するための下記の構成を具備する。
【００４９】
（第１実施形態）（図５〜８）
カムリング２２の内周形状を下記(1)〜(5)の如くに設定した。図５において、カムリング２２は最大偏心状態であり、Ｏ１はロータ１３の中心位置、Ｏ２はカムリング２２の内周真円部の中心位置、Ｅはカムリング２２の最大偏心量を示す。
【００５０】
(1)カムリング２２の最大偏心状態下におけるロータ１３の回転方向で、ベーンが吸込みポートに位置する範囲の吸込み区間と、ベーンが吐出しポートに位置する範囲の吐出し区間では、カムリング２２の内周形状を真円曲線Ｈ〜Ａ、Ｄ〜Ｅ、（中心Ｏ２）、により構成する。
【００５１】
(2)吸込み区間と吐出し区間に挟まれ、相隣るベーン１７、１７の間の空間が吸込みポート２４にも吐出しポート２７にもつながらない第１閉じ込み区間２３Ａでは、カムリング２２の内周形状を、偏心量Ｅの如何にかかわらずベーン１７の先端に常に接し、該ベーン１７をロータ１３の溝１６に沿って入る求心方向へ押し込み可能とするように、該ベーン１７のロータ１３の中心Ｏ１に対する突出半径（動半径）がロータ１３の回転角度の増大とともに漸次減少する求心運動を付与し得る曲線（ロータ１３の回転方向に沿って曲率半径が減少する曲率半径減少曲線）（以下、負勾配曲線と記す）Ｂ〜Ｃより構成する。
【００５２】
(3)吸込み区間又は吐出し区間が第１閉じ込み区間２３Ａにつながる接続部では、カムリング２２の内周形状を、第１閉じ込み区間２３Ａの負勾配曲線Ｂ〜Ｃと吸込み区間又は吐出し区間の真円曲線Ｄ〜Ｅ、Ｈ〜Ａとを滑らかにつなぐ２次以上の高次曲線Ａ〜Ｂ、Ｃ〜Ｄ（過渡曲線）により構成する。
【００５３】
(4)吸込み区間と吐出し区間に挟まれ、相隣るベーン１７、１７の間の空間が吸込みポート２４にも吐出しポート２７にもつながらない第２閉じ込み区間２３Ｂでは、カムリング２２の内周形状を、偏心量Ｅの如何にかかわらずベーン１７の先端に常に接し、該ベーン１７をそのロータ１３の溝１６に沿って入る求心方向へ押し込み可能とするように、該ベーン１７のロータ１３の中心Ｏ１に対する動半径がロータ１３の回転角度の増大とともに漸次減少する求心方向運動を付与し得る負勾配曲線Ｆ〜Ｇ（ロータ１３の回転方向に沿って曲率半径が減少する曲率半径減少曲線）より構成する。
【００５４】
(5)吸込み区間又は吐出し区間が第２閉じ込み区間２３Ｂにつながる接続部では、カムリング２２の内周形状を、第２閉じ込み区間２３Ｂの負勾配曲線Ｆ〜Ｇと吸込み区間又は吐出し区間の真円曲線Ｄ〜Ｅ、Ｈ〜Ａとを滑らかにつなぐ２次以上の高次曲線Ｅ〜Ｆ、Ｇ〜Ｈ（過渡曲線）により構成する。
【００５５】
図６〜８の実線は、カムリング２２の最大偏心時（ポンプ１０の低速回転時）に、カムリング２２の周方向の各角度位置でベーン１７の先端が該カムリング２２の内周に接し続けられる、該ベーン１７のロータ１３の中心Ｏ１に対する突出半径（動半径）の大きさを示し、Ａ〜Ｂは高次曲線、Ｂ〜Ｃは負勾配曲線、Ｃ〜Ｄは高次曲線、Ｄ〜Ｅは真円曲線、Ｅ〜Ｆは高次曲線、Ｆ〜Ｇは負勾配曲線、Ｇ〜Ｈは互いに接続された複数の高次曲線、Ｈ〜Ａは真円曲線である。尚、図６〜図８の破線は全周を真円曲線により構成したカムリングの場合を示すものである。
【００５６】
（第１閉じ込み区間２３Ａでの作用）
▲１▼ベーン１７が第１閉じ込み区間２３Ａにあるとき、ベーン１７は正面には吐出しポート２７の側の高圧が、背面には吸込みポート２４の側の低圧が作用するため、ベーンは円周方向に偏荷重を受け、ロータ１３の溝１６に収容される根本で傾いて引っかかりを起こす。しかるに、ベーン１７はこの第１閉じ込み区間２３Ａで、カムリングの内周の負勾配曲線Ｂ〜Ｃに常に接してロータ１３の溝１６に入る求心運動を付与される。即ち、ベーン１７はカムリングの内周との接触によって常に求心方向へと押し込まれ、カムリングの内周から離間することがなく、結果として、真円カムリングにおいて発生するベーンの離間に起因する大きな圧力脈動を防止でき、これに起因する振動・騒音も著しく低減できる。
【００５７】
▲２▼第１閉じ込み区間２３Ａの負勾配曲線Ｂ〜Ｃと吐出し区間又は吸込み区間の真円曲線Ｈ〜Ａ、Ｄ〜Ｅを高次曲線Ａ〜Ｂ、Ｃ〜Ｄで滑らかにつなぐことにより、接続区間でのベーンの速度変化が緩やかになり（加速度が小さくなり）ベーンの慣性力による起振力を低減できるため、カムリング内周の形状変更に起因するポンプの振動・騒音を防止できる。
【００５８】
（第２閉じ込み区間２３Ｂでの作用）
▲１▼ベーン１７が第２閉じ込み区間２３Ｂにあるとき、ベーン１７の背面には吐出しポート２７の側の高圧が、正面には吸込みポート２４の側の低圧が作用するため、ベーン１７は円周方向に偏荷重を受け、ロータ１３の溝１６に収容される根本で傾いて引っかかりを起こす。しかるに、ベーン１７はこの第２閉じ込み区間２３Ｂで、カムリングの内周の負勾配曲線Ｆ〜Ｇに常に接してロータ１３の溝１６に入る求心方向の力を付与される。即ち、ベーン１７はカムリングの内周との接触によって常に求心方向へと押し込まれ、カムリングの内周から離間することがなく、結果として、ベーン１７の離間に起因する大きな圧力脈動の発生を防止できる。
【００５９】
（第２実施形態）（図５、図９〜図１３）
請求項５〜８に記載の実施形態の詳細と本発明のカムリング形状のベーン離間防止作用は以下の如くである。
【００６０】
カムリング２２の内周形状を下記(1)〜(5)の如くに設定した。図５において、Ｏ１はロータ１３の中心位置、Ｏ２はカムリング２２の内周真円部の中心位置、Ｅはカムリング２２の最大偏心量を示す。
【００６１】
(1)カムリング２２の最大偏心状態下におけるロータ１３の回転方向で、ベーンが吸込みポート２４に位置する範囲の吸込み区間と、ベーンが吐出しポート２７に位置する範囲の吐出し区間では、カムリング２２の内周形状を真円曲線Ｆ〜Ｇ、Ｋ〜Ａ（中心Ｏ２）により構成する。
【００６２】
(2)吸込み区間と吐出し区間に挟まれ、相隣るベーン１７、１７の間の空間が吸込みポート２４にも吐出しポート２７にもつながらない下死点における第１閉じ込み区間２３Ａでは、カムリング２２の内周形状を、偏心量Ｅの如何にかかわらずベーン１７の先端に常に接し、該ベーン１７をロータ１３の溝１６に沿って入る求心方向へ押し込み可能とするように、該ベーン１７のロータ１３の中心Ｏ１に対する突出半径（動半径）がロータ１３の回転角度の増大とともに漸次減少する求心運動を付与し得る２つの曲線（ロータ１３の回転方向に沿って曲率半径が減少する曲率半径減少曲線）（以下、負勾配曲線と記す）Ｂ〜Ｃ及びＤ〜Ｅと、負勾配曲線Ｂ〜ＣとＤ〜Ｅを滑らかにつなぐ２次以上の高次曲線Ｃ〜Ｄ（過渡曲線）とにより構成する。
【００６３】
尚、高速回転域で偏心量Ｅが小さくなってもベーンに求心運動を付与し得るために、第１閉じ込み区間２３Ａの後半を構成する負勾配曲線Ｄ〜Ｅは前半を構成する負勾配曲線Ｂ〜Ｃよりも勾配を大きくする。
【００６４】
(3)吸込み区間と第１閉じ込み区間２３Ａにつながる接続部では、カムリング２２の内周形状を、第１閉じ込み区間２３Ａの負勾配曲線Ｂ〜Ｃと吸込み区間の真円曲線Ｋ〜Ａとを滑らかにつなぐ２次以上の高次曲線Ａ〜Ｂ（過渡曲線）により構成する。また、第１閉じ込み区間２３Ａの負勾配曲線Ｄ〜Ｅと吸込み区間の真円曲線Ｆ〜Ｇとを滑らかにつなぐ２次以上の高次曲線Ｅ〜Ｆ（過渡曲線）により構成する
【００６５】
(4)吸込み区間と吐出し区間に挟まれ、相隣るベーン１７、１７の間の空間が吸込みポート２４にも吐出しポート２７にもつながらない上死点における第２閉じ込み区間２３Ｂでは、カムリング２２の内周形状を、偏心量Ｅの如何にかかわらずベーン１７の先端に常に接し、該ベーン１７をそのロータ１３の溝１６に沿って入る求心方向へ押し込み可能とするように、該ベーン１７のロータ１３の中心Ｏ１に対する動半径がロータ１３の回転角度の増大とともに漸次減少する求心方向運動を付与し得る２つの負勾配曲線Ｇ〜Ｈ及びＩ〜Ｊ（ロータ１３の回転方向に沿って曲率半径が減少する曲率半径減少曲線）と、これらの負勾配曲線Ｇ〜ＨとＩ〜Ｊとを滑らかにつなぐ２次以上の高次曲線Ｈ〜Ｉ（過渡曲線）とにより構成する。
【００６６】
尚、第２閉じ込み区間２３Ｂの前半を構成する負勾配曲線Ｇ〜Ｈは真円曲線であっても良く、また、後半を構成する負勾配曲線Ｉ〜Ｊの勾配は僅かで良い。
【００６７】
(5)吸込み区間の端部に位置し、第２閉じ込み区間２３Ｂにつながる接続部では、カムリング２２の内周形状を、第２閉じ込み区間２３Ｂの負勾配曲線Ｉ〜Ｊと吸込み区間の真円曲線Ｋ〜Ａとを滑らかにつなぐ複数の２次以上の高次曲線Ｊ〜Ｋ（過渡曲線）により構成する。但し、この高次曲線は、第２閉じ込み区間２３Ｂの外にあるのでベーンには偏荷重は作用せず、勾配が正であってもベーンの離間は起こらない。
【００６８】
図９〜図１１の実線は、カムリング２２の最大偏心時（ポンプ１０の低速回転時）に、ロータ１３の周方向の各角度位置でベーン１７の先端が該カムリング２２の内周に接し続けられる、該ベーン１７のロータ１３の中心Ｏ１に対する突出半径（動半径）の大きさを示し、Ａ〜Ｂは高次曲線、Ｂ〜Ｃは負勾配曲線、Ｃ〜Ｄは高次曲線、Ｄ〜Ｅは負勾配曲線、Ｅ〜Ｆは高次曲線、Ｆ〜Ｇは真円曲線、Ｇ〜Ｈは負勾配曲線、Ｈ〜Ｉは高次曲線、Ｉ〜Ｊは負勾配曲線、Ｊ〜Ｋは複数の高次曲線、Ｋ〜Ａは真円曲線である。尚、図９〜図１１の破線は全周を真円曲線により構成したカムリングの場合を示すものである。
【００６９】
従って、本第２実施形態によれば、以下の作用がある（図１２〜図１４）
（第１閉じ込み区間２３Ａでの作用）
▲１▼ベーン１７が第１閉じ込み区間２３Ａにあるとき、ベーン１７は正面には吐出しポート２７の側の高圧が、背面には吸込みポート２４の側の低圧が作用するため、ベーンは円周方向に偏荷重を受け、ロータ１３の溝１６に収容される根本で傾いて引っかかりを起こす。しかるに、ベーン１７はこの第１閉じ込み区間２３Ａで、カムリングの内周の負勾配曲線Ｂ〜Ｃ、Ｄ〜Ｅ、高次曲線Ｃ〜Ｄに常に接してロータ１３の溝１６に入る求心運動を付与される。即ち、ベーン１７はカムリングの内周との接触によって常に求心方向へと押し込まれ、カムリングの内周から離間することがなく、結果として、真円カムリングにおいて発生するベーンの離間に起因する大きな圧力脈動を防止でき、これに起因する振動・騒音も著しく低減できる。
【００７０】
▲２▼第１閉じ込み区間２３Ａの負勾配曲線Ｂ〜Ｃ、Ｄ〜Ｅと吐出し区間又は吸込み区間の真円曲線Ｋ〜Ａ、Ｆ〜Ｇを高次曲線Ａ〜Ｂ、Ｅ〜Ｆで滑らかにつなぐことにより、接続区間でのベーンの速度変化が緩やかになり（加速度が小さくなり）ベーンの慣性力による起振力を低減できるため、カムリング内周の形状変更に起因するポンプの振動・騒音を防止できる。
【００７１】
▲３▼第１閉じ込み区間２３Ａで、カムリングの内周形状を構成する２つの負勾配曲線Ｂ〜ＣとＤ〜Ｅの勾配を異にすること（具体的には、第１閉じ込み区間２３Ａの前半を勾配の小さい負勾配曲線Ｂ〜Ｃで構成し、後半を勾配の大きい負勾配曲線Ｄ〜Ｅで構成すること）により、ポンプ１０の低速回転時（カムリングの最大偏心時）〜高速回転時（最小偏心時）の広い運転域（カムリングの広い偏心域）で、第１閉じ込み区間２３Ａにおけるベーン１７の離間を防止でき、結果として、圧力脈動及びこれに起因するポンプの振動・騒音を著しく低減できる。
【００７２】
図１２は第１閉じ込み区間２３Ａにおける、本発明の負勾配曲線を備えるカムリングのベーン離間防止効果を示すものであり、（Ａ）はポンプ１０の低速回転時（カムリング２２の最大偏心時）にベーン１７が第１閉じ込み区間２３Ａの前半〜後半の全域で離間を生じないことを示し、（Ｂ）はポンプ１０の高速回転時（カムリング２２の最小偏心時）にも該カムリングはベーンの動半径がロータの回転とともに漸次減少する形状を維持し、第１閉じ込み区間２３Ａの前半〜後半の全域で離間を生じないことを示している。
【００７３】
（第２閉じ込み区間２３Ｂでの作用）
▲１▼ベーン１７が第２閉じ込み区間２３Ｂにあるとき、ベーン１７の背面には吐出しポート２７の側の高圧が、正面には吸込みポート２４の側の低圧が作用するため、ベーン１７は円周方向に偏荷重を受け、ロータ１３の溝１６に収容される根本で傾いて引っかかりを起こす。しかるに、ベーン１７はこの第２閉じ込み区間２３Ｂで、カムリングの内周の負勾配曲線Ｇ〜Ｈ、Ｉ〜Ｊに常に接してロータ１３の溝１６に入る求心方向の力を付与される。即ち、ベーン１７はカムリングの内周との接触によって常に求心方向へと押し込まれ、カムリングの内周から離間することがなく、結果として、ベーン１７の離間に起因する大きな圧力脈動の発生を防止できる。
【００７４】
▲２▼第２閉じ込み区間２３Ｂで、カムリングの内周形状を構成する２つの負勾配曲線Ｇ〜ＨとＩ〜Ｊの勾配を異にすること（具体的には例えば第２閉じ込み区間２３Ｂの前半を真円曲線又はこれに近い負勾配曲線Ｇ〜Ｈで構成し、後半を傾きの比較的小さい負勾配曲線Ｉ〜Ｊで構成すること）により、ポンプ１０の低速回転時（カムリングの最大偏心時）〜高速回転時（カムリングの最小偏心時）の広い運転域（カムリングの広い偏心域）に亘って、第２閉じ込み区間２３Ｂにおけるベーン１７の離間を防止できるため、圧力脈動を著しく低減できる。
【００７５】
図１３は第２閉じ込み区間２３Ｂにおけるベーン１７の離間防止作用を示すものであり、（Ａ）はポンプ１０の低速回転時（カムリング２２の最大偏心時）にベーン１７が第２閉じ込み区間２３Ｂの前半〜後半の全域で離間を生じないことを示し、（Ｂ）はポンプ１０の高速回転時（カムリング２２の最小偏心時）にも、該カムリングはベーンの動半径がロータの回転とともに漸次減少する形状を維持し、第２閉じ込み区間２３Ｂの前半〜後半の全域で離間を生じないことを示している。
【００７６】
尚、図１２、図１３で、実線は本実施形態のカムリング２２を使用した場合のロータ回転角と動半径の関係を、破線は真円曲線のカムリング２２を使用した場合のロータ回転角と動半径の関係を示すものである。
【００７７】
以上、本発明の実施の形態を図面により詳述したが、本発明の具体的な構成はこの実施の形態に限られるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲の設計の変更等があっても本発明に含まれる。
【００７８】
【発明の効果】
以上のように本発明によれば、ベーンが偏荷重を受ける閉じ込み区間（第１閉じ込み区間と第２閉じ込み区間）では、カムリングの偏心量の如何にかかわらずベーンの先端は常にカムリング内周に押し付けられるためにベーンの離間は発生せず、可変容量型ベーンポンプの広い作動範囲に亘って、ベーン先端隙間からの間欠的な漏れによって誘起される圧力脈動及びこれに伴う振動・騒音を大幅に低減できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】図１は可変容量型ポンプを示す断面図である。
【図２】図２は図１のII-II 線に沿う断面図である。
【図３】図３は図１のIII-III 線に沿う断面図である。
【図４】図４は図２のIV-IV 線に沿う断面図である。
【図５】図５はカムリングを示す模式図である。
【図６】図６は第１実施形態のカムリングの全周に渡るベーンの半径（動半径）の変化を示す線図である。
【図７】図７は第１実施形態の動半径における第１閉じ込み区間の拡大線図である。
【図８】図８は第１実施形態の動半径における第２閉じ込み区間の拡大線図である。
【図９】図９は第２実施形態のカムリングの全周に渡るベーンの半径（動半径）の変化を示す線図である。
【図１０】図１０は第２実施形態の動半径における第１閉じ込み区間の拡大線図である。
【図１１】図１１は第２実施形態の動半径における第２閉じ込み区間の拡大線図である。
【図１２】図１２は第２実施形態の第１閉じ込み区間における低速回転時と高速回転時のベーン離間防止効果を示す線図である。
【図１３】図１３は第２実施形態の第２閉じ込み区間における低速回転時と高速回転時のベーン離間防止効果を示す線図である。
【図１４】図１４は第１閉じ込み区間におけるベーンの引っかかり現象を示す模式図である。
【図１５】図１５は従来のカムリングの第１閉じ込み区間における低速回転時と高速回転時のベーン離間状態を示す線図である。
【図１６】図１６は従来のカムリングの第２閉じ込み区間における低速回転時と高速回転時のベーン離間状態を示す線図である。
【図１７】図１７は低速回転時と高速回転時のカムリングの偏心状態を示す模式図である。
【符号の説明】
１０可変容量型ポンプ
１１ポンプケーシング
１３ロータ
１６溝
１７ベーン
２２カムリング
２３ポンプ室
２３Ａ第１閉じ込み区間
２３Ｂ第２閉じ込み区間
２４吸込みポート
２７吐出しポート
８１Ａ負勾配曲線
８１Ｂ、８１Ｃ高次曲線[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable displacement pump used for a power steering device of an automobile.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as a variable displacement pump used in an automobile power steering device or the like, as described in JP-A-9-14155, it has a cam ring that is eccentric to a rotor that is disposed in a pump casing and is driven to rotate. A pump chamber is formed between the cam ring and the outer periphery of the rotor, and when the pump rotates at a low speed, the eccentric amount of the cam ring with respect to the rotor is increased to increase the volume of the pump chamber and increase the discharge amount of hydraulic oil. When the pump rotates at high speed, there is a type in which the amount of hydraulic oil discharged is reduced by reducing the amount of eccentricity of the cam ring with respect to the rotor to reduce the volume of the pump chamber.
[0003]
In the above-described conventional technology, in order to reduce the pressure pulsation of the variable displacement vane pump and the vibration and noise induced thereby, the suction port and the discharge at the bottom dead center in the pump chamber surrounded by the cam ring and the rotor. The space between the two confining parts of the first confining part that closes the closing port and the second confining part that closes the discharge port and the suction port at the top dead center is the rotor under the maximum eccentric state of the cam ring. It is a space surrounded by concentric circles centered on the rotation center (in other words, the moving radius of the vane is constant). In this prior art, since the distance between the rotor and the cam ring at the confined portion is constant, no excessive precompression (overcompression) based on the volume change of the pump chamber occurs, and as a result, the pulsation based on the vane separation The phenomenon can be prevented.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
In the prior art, the maximum amount of eccentricity of the cam ring when the pump is rotating at low speed is such that the distance between the rotor and the cam ring at the closed portion is constant (that is, concentric). When it becomes smaller, the inner periphery of the cam ring and the outer periphery of the rotor are not concentric, and the separation of the vanes cannot be prevented, and a large pressure pulsation occurs due to an increase in gap leakage at the vane tip. In the prior art, the vane separation is considered to be caused by excessive precompression (overcompression) in the confined chamber. However, as will be described below, the vane separation is mainly in the vane section. This is due to an unbalanced load based on an unbalance of pressures acting on the front surface and the back surface.
[0005]
That is, in FIG. 14, the vane 2 accommodated in the groove of the rotor 1 receives a centrifugal force due to the back pressure Pd and the centrifugal force and comes into contact with the inner periphery of the cam ring 3, and the vane 2 rotates with the rotation of the rotor 1. Under the condition that one vane 2A is in the suction section until it reaches the end point of the suction port 4, the same suction pressure acts on the front and back of the vane 2A. The tip of the vane 2 A is pressed against the inner periphery of the cam ring 3 by the back pressure Pd and the centrifugal force, and is not separated from the inner periphery of the cam ring 3. When the vane 2 is further rotated together with the rotation of the rotor 1 and the vane 2A is in the first closed section that has not yet reached the starting point of the discharge port 5 after passing through the suction section, the front of the vane 2A has the discharge port 5 Since the high pressure on the side and the low pressure on the suction port 4 side act on the back surface, an eccentric load acts on the vane 2A in the circumferential direction, and the vane 2A is inclined and caught at the root accommodated in the groove of the rotor 1, The vane 2A cannot be pressed against the inner periphery of the cam ring 3 due to the back pressure Pd and centrifugal force, and is separated from the inner periphery of the cam ring 3, and is discharged from the tip end gap of the separated vane and is sucked from the suction port 5 The above-described large leakage occurs on the side of 4. The same phenomenon occurs in the second confinement section.
[0006]
The problems of the prior art will be pointed out in detail below. In the conventional technique, the inner circumferences of the cam rings of the first closing portion and the second closing portion are concentric with the rotation center of the rotor under the maximum eccentric state (during low speed rotation). Therefore, since the moving radius of the vane in the closed section is constant during low-speed rotation, the vane is not separated (FIGS. 15A and 16A), and generation of a large pressure pulsation due to the separation can be prevented. However, under the minimum eccentric condition (during high-speed rotation), the inner circumference of the cam ring is not concentric with the rotation center of the rotor, together with the first and second confinement parts, and the pressure on the front and back is unbalanced. When the vane is caught due to the offset load, the tip of the vane is separated from the inner surface of the cam ring (that is, separated), and a large pressure pulsation is generated.
[0007]
That is, FIG. 15 shows the behavior of the vane tip at the first confinement part, with the horizontal axis representing the rotor rotation angle and the vertical axis representing the vane protrusion radius with respect to the rotation center of the rotor. The solid line is for the cam ring that is concentric with the rotation center of the rotor, and the broken line is for the circular cam ring. In this case, at the time of low speed rotation at the first confinement portion in FIG. 15A, the distance between the rotor and the cam ring is constant at Ha = Hb = Hc as shown in FIG. Hard to happen. At the time of high-speed rotation at the first confinement portion in FIG. 15B, the cam ring is in the minimum eccentric state, and the distance between the rotor and the cam ring is the center (Hb) of the first confinement portion as shown in FIG. ) And shorter on both sides (Ha, Hc), the vane is pushed in the centripetal direction in the first half of the first confinement portion and is not separated, but in the latter half, the kinematic radius has a positive slope (positive slope). Therefore, when an unbalanced load is applied to the vane and the vane is caught, the vane is separated.
[0008]
FIG. 16 shows the behavior of the vane tip at the second confinement portion, with the horizontal axis representing the rotor rotation angle and the vertical axis representing the moving radius that is the vane protrusion radius with respect to the center of the rotor. The solid line is for the cam ring that is concentric with the rotation center of the rotor, and the broken line is for the circular cam ring. In this case, at the time of low speed rotation at the second confinement portion in FIG. 16A, the distance between the rotor and the cam ring is constant at Hd = He = Hf as shown in FIG. Hard to happen. However, when the cam ring is in the minimum eccentric state during high-speed rotation, the distance between the rotor and the cam ring is long at the center (He) of the second confinement portion and on both sides (Hd, Hf) as shown in FIG. Since it becomes short, a vane will raise | generate separation in the first half of a 2nd confinement part.
[0009]
An object of the present invention is to prevent pressure pulsation and associated vibration / vibration in a variable displacement vane pump by preventing the occurrence of vane separation over a wide range of pump rotation speed, in other words, over a wide eccentric region of the cam ring. It is to reduce noise.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
According to a first aspect of the present invention, a pump chamber is formed between a pump casing, a perfectly circular rotor disposed in the pump casing and driven to rotate, and disposed around the rotor, and an outer peripheral portion of the rotor. And a cam ring that can be eccentric with respect to the rotor, a suction port that is disposed in the pump casing and sucks hydraulic oil into the pump chamber, and a discharge port that is disposed in the pump casing and discharges hydraulic oil from the pump chamber. And a plurality of vanes which are accommodated in the grooves of the rotor and protrude so as to be movable in the radial direction, and whose tips are in contact with the inner periphery of the cam ring, the hydraulic oil sucked from the suction port is placed in a space between the adjacent vanes. The hydraulic oil is transported by the rotation of the rotor and discharged from the discharge port, and the amount of hydraulic oil discharged is increased by increasing the eccentric amount of the cam ring with respect to the rotor. In the variable displacement pump, the inner periphery of the cam ring has a shape of a suction section that sucks hydraulic oil from the suction port, a first closed at the bottom dead center where the hydraulic oil sucked from the suction port is discharged and pre-compressed and transferred to the port. The shape of the intake section, the shape of the discharge section that discharges hydraulic oil from the discharge port, and the second confinement section that transfers the hydraulic oil sandwiched in the space between adjacent vanes at the top dead center to the suction port The inner circumference of the cam ring in the suction section and the discharge section is composed of a perfect circle curve and a transient curve, and the inner circumference of the cam ring in the closed section is a rotor regardless of the eccentric amount of the cam ring. The radius of curvature is composed of a negative slope curve that decreases along the direction of rotation of the rotor so that the moving radius of the vane always decreases as the rotation angle increases. In which was to so that.
[0011]
According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, the cam ring has a shape in which the moving radius of the vane is increased with respect to an increase in the rotation angle of the rotor in the first confinement section regardless of the eccentric amount of the cam ring. The radius of curvature is constituted by a negative gradient curve that decreases along the direction of rotation of the rotor so that is always reduced.
[0012]
According to a third aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, the cam ring has a shape in which the moving radius of the vane is increased in the second confinement section with respect to an increase in the rotation angle of the rotor regardless of the eccentric amount of the cam ring. The radius of curvature is constituted by a negative gradient curve that decreases along the direction of rotation of the rotor so that is always reduced.
[0013]
According to a fourth aspect of the present invention, in the invention according to any one of the first to third aspects of the present invention, the shape of the cam ring is defined by the both end portions of the suction section or the discharge section and the first confinement section or the second confinement section. In the connecting portion, a transient curve that smoothly connects the perfect circular curve of the suction section or the discharge section to the negative gradient curve of the first confinement section or the second confinement section is a high-order curve.
[0014]
According to a fifth aspect of the present invention, a pump chamber is formed between a pump casing, a perfectly circular rotor disposed in the pump casing and driven to rotate, and disposed around the rotor, and an outer peripheral portion of the rotor. And a cam ring that can be eccentric with respect to the rotor, a suction port that is disposed in the pump casing and sucks hydraulic oil into the pump chamber, and a discharge port that is disposed in the pump casing and discharges hydraulic oil from the pump chamber. And a plurality of vanes which are accommodated in the grooves of the rotor and protrude so as to be movable in the radial direction, and whose tips are in contact with the inner periphery of the cam ring, the hydraulic oil sucked from the suction port is placed in a space between the adjacent vanes. The hydraulic oil is transported by the rotation of the rotor and discharged from the discharge port, and the amount of hydraulic oil discharged is increased by increasing the eccentric amount of the cam ring with respect to the rotor. In the variable displacement pump, the inner circumference of the cam ring has a shape of a suction section for sucking hydraulic oil from the suction port, and a first dead center at the bottom dead center where the hydraulic oil sucked from the suction port is discharged and pre-compressed to the port. The shape of the confinement section, the shape of the discharge section that discharges hydraulic oil from the discharge port, and the second confinement section that transfers the hydraulic oil sandwiched in the space between adjacent vanes at the top dead center to the suction port The inner circumference of the cam ring in the suction section and the discharge section is composed of a perfect circle curve and a transient curve, and the inner circumference of the cam ring in the enclosed space is independent of the amount of eccentricity of the cam ring. Consists of a plurality of negative gradient curves in which the radius of curvature decreases along the direction of rotation of the rotor so that the moving radius of the vane always decreases with increasing rotation angle. In which it was like being.
[0015]
According to a sixth aspect of the present invention, in the fifth aspect of the present invention, the cam ring has a shape in which the moving radius of the vane is increased with respect to an increase in the rotation angle of the rotor in the first confinement section regardless of the eccentric amount of the cam ring. The radius of curvature is composed of a plurality of negative gradient curves that decrease along the direction of rotation of the rotor.
[0016]
According to a seventh aspect of the present invention, in the fifth aspect of the present invention, the shape of the cam ring is set such that, in the second confinement section, the moving radius of the vane is increased with respect to an increase in the rotation angle of the rotor regardless of the eccentric amount of the cam ring. The radius of curvature is composed of a plurality of negative gradient curves that decrease along the direction of rotation of the rotor.
[0017]
The invention according to claim 8 is the invention according to any one of claims 5 to 7, wherein the shape of the cam ring is defined by the both ends of the suction section or the discharge section and the first confinement section or the second confinement section. In the connecting portion, a transient curve that smoothly connects the perfect circular curve of the suction section or the discharge section to the negative gradient curve of the first confinement section or the second confinement section is a high-order curve.
[0018]
[Action]
According to the first and second aspects of the invention, there is the following effect (1).
(1) When the vane is in the first confinement section, the vane has a discharge pressure on the front side and a low pressure on the suction port side on the back surface. And tilted at the root accommodated in the groove of the rotor to cause catching. However, the vane is imparted with a centripetal motion that always enters the rotor groove in contact with the negative gradient curve of the inner periphery of the cam ring in this first closed section. That is, the vane is always pushed in the centripetal direction by contact with the inner periphery of the cam ring, and is not separated from the inner periphery of the cam ring, resulting in a large pressure pulsation caused by the vane separation generated in the perfect circle cam ring. It is possible to prevent the vibration and noise caused by this.
[0019]
According to the first and third aspects of the invention, there is the following effect (2).
(2) When the vane is in the second confinement section, the high pressure on the discharge port side acts on the back surface of the vane, and the low pressure on the suction port side acts on the front surface. And tilted at the root accommodated in the groove of the rotor to cause catching. However, the vane is given a force in the centripetal direction, which is always in contact with the negative gradient curve of the inner circumference of the cam ring and enters the groove of the rotor in this second closed section. That is, the vane is always pushed in the centripetal direction by contact with the inner periphery of the cam ring, and is not separated from the inner periphery of the cam ring. As a result, generation of a large pressure pulsation due to the separation of the vane can be prevented.
[0020]
According to invention of Claim 4, there exists the effect | action of following (3).
(3) By smoothly connecting the negative gradient curve of the first confinement section or the second confinement section and the perfect circle curve of the discharge section or the suction section with a high-order curve, the speed change of the vane in the connection section is gentle. (Acceleration becomes smaller) and the vibration force due to the inertial force of the vane can be reduced, so that the vibration and noise of the pump due to the shape change of the cam ring inner periphery can be prevented.
[0021]
According to the inventions of claims 5 and 6, the following effects (4) and (5) are obtained.
(4) When the vane is in the first confinement section, the vane has a discharge pressure on the front side and a low pressure on the suction port side on the back surface. And tilted at the root accommodated in the groove of the rotor to cause catching. However, the vane is given a centripetal motion that enters the groove of the rotor while always in contact with the negative gradient curve and higher order curve of the inner periphery of the cam ring in this first closed section. That is, the vane is always pushed in the centripetal direction by contact with the inner periphery of the cam ring, and is not separated from the inner periphery of the cam ring, resulting in a large pressure pulsation caused by the vane separation generated in the perfect circle cam ring. It is possible to prevent the vibration and noise caused by this.
[0022]
(5) In the first confinement section, the slopes of the plurality of negative gradient curves constituting the inner peripheral shape of the cam ring are different (specifically, the first half of the first confinement section is a negative gradient curve having a small gradient). If the latter half is composed of a negative gradient curve with a large gradient), a wide operating range (wide cam ring) during low-speed rotation of the pump (during maximum eccentricity of the cam ring) to high-speed rotation (during minimum eccentricity) In the eccentric region), it is possible to prevent the vanes from separating in the first confinement section, and as a result, it is possible to significantly reduce pressure pulsation and vibration and noise of the pump due to this.
[0023]
According to the inventions of claims 5 and 7, the following effects (6) and (7) are obtained.
(6) When the vane is in the second closed section, the high pressure on the discharge port side acts on the back surface of the vane, and the low pressure on the suction port side acts on the front surface. And tilted at the root accommodated in the groove of the rotor to cause catching. However, the vane is given a force in the centripetal direction, which is always in contact with the negative gradient curve of the inner circumference of the cam ring and enters the groove of the rotor in this second closed section. That is, the vane is always pushed in the centripetal direction by contact with the inner periphery of the cam ring, and is not separated from the inner periphery of the cam ring. As a result, generation of a large pressure pulsation due to the separation of the vane can be prevented.
[0024]
(7) Different slopes of a plurality of negative gradient curves constituting the inner peripheral shape of the cam ring in the second confinement section (specifically, for example, the first half of the second confinement section is a perfect circle curve or close thereto) If the latter half is composed of a negative gradient curve with a relatively small slope), the pump rotates at a low speed (when the cam ring is fully eccentric) to a high speed (when the cam ring is at the minimum eccentricity). Since the vane separation in the second confinement section can be prevented over a wide operating range (wide eccentric range of the cam ring), pressure pulsation can be significantly reduced.
[0025]
(8) By smoothly connecting the negative slope curve of the first confinement section or the second confinement section and the perfect circle curve of the discharge section or the suction section with a high-order curve, the speed change of the vane in the connection section is slow. (Acceleration becomes smaller) and the vibration force due to the inertial force of the vane can be reduced, so that the vibration and noise of the pump due to the shape change of the cam ring inner periphery can be prevented.
[0026]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 is a sectional view showing a variable displacement pump, FIG. 2 is a sectional view taken along line II-II in FIG. 1, FIG. 3 is a sectional view taken along line III-III in FIG. 1, and FIG. FIG. 5 is a schematic view showing the cam ring, FIG. 6 is a diagram showing the change in the vane radius (dynamic radius) over the entire circumference of the cam ring of the first embodiment, and FIG. 7 is the first embodiment. FIG. 8 is an enlarged diagram of the second confinement section in the dynamic radius of the first embodiment, and FIG. 9 is the entire circumference of the cam ring of the second embodiment. FIG. 10 is a diagram showing a change in the radius (dynamic radius) of the vane, FIG. 10 is an enlarged diagram of a first confinement section in the dynamic radius of the second embodiment, and FIG. 11 is a second confinement in the dynamic radius of the second embodiment. FIG. 12 is an enlarged diagram of the section, and FIG. 12 shows the vane separation preventing effect at the time of low speed rotation and high speed rotation in the first closed section of the second embodiment FIG. 13 is a diagram showing the effect of preventing vane separation during low-speed rotation and high-speed rotation in the second confinement section of the second embodiment, and FIG. 14 shows the vane catching phenomenon in the first confinement section. FIG. 15 is a diagram showing a vane separation state during low-speed rotation and high-speed rotation in the first closing section of the conventional cam ring, and FIG. 16 is a low-speed rotation in the second closing section of the conventional cam ring. FIG. 17 is a schematic diagram showing the eccentric state of the cam ring during low-speed rotation and high-speed rotation.
[0027]
The variable displacement pump 10 is a vane pump serving as a hydraulic pressure generation source of a hydraulic power steering device of an automobile. As shown in FIGS. 1 to 3, the variable displacement pump 10 is rotationally driven by being fixed to a pump shaft 12 inserted into a pump casing 11 by serrations. The rotor 13 is provided. The pump casing 11 is configured by integrating a pump housing 11A and a cover 11B with bolts 14, and supports the pump shaft 12 via bearings 15A to 15C. The pump shaft 12 can be directly rotated by an automobile engine.
[0028]
The rotor 13 accommodates vanes 17 in grooves 16 provided at each of a plurality of positions in the circumferential direction, and the vanes 17 protrude so as to be movable in the radial direction along the grooves 16.
[0029]
In the fitting hole 20 of the pump housing 11A of the pump casing 11, a pressure plate 18 and an adapter ring 19 are fitted in a laminated state, and these are positioned on the side by the cover 11B while being positioned in a circumferential direction by a fulcrum pin 21 described later. It is fixed and held from one side. One end of the fulcrum pin 21 is attached and fixed to the cover 11B.
[0030]
A cam ring 22 is fitted on the adapter ring 19 fixed to the pump housing 11 A of the pump casing 11. The cam ring 22 surrounds the rotor 13 with a certain amount of eccentricity with the rotor 13, and forms a pump chamber 23 between the pressure plate 18 and the cover 11 B and the outer periphery of the rotor 13. A suction port 24 provided in the cover 11B is opened in the suction area upstream of the rotor rotation direction of the pump chamber 23. The suction port 24 is connected to the housing 11A and suction passages 25A and 25B provided in the cover 11B. The suction port 26 of the pump 10 is communicated. On the other hand, a discharge port 27 provided in the pressure plate 18 opens in a discharge region on the downstream side in the rotor rotation direction of the pump chamber 23. The discharge port 27 includes a high pressure chamber 28A provided in the housing 11A, a discharge passage. The discharge port 29 of the pump 10 is connected via 28B.
[0031]
Thus, in the variable displacement pump 10, when the rotor 13 is rotationally driven by the pump shaft 12 and the vane 17 of the rotor 13 is pressed against the cam ring 22 by centrifugal force and back pressure and rotates, In the suction section on the upstream side in the rotor rotation direction, the volume surrounded by the adjacent vanes 17 and the cam ring 22 is enlarged with rotation to suck the working fluid from the suction port 24, and this working oil is introduced into the space between the adjacent vanes 17. It is transported by the rotation of the rotor 13 sandwiched between them, and the volume surrounded by the cam ring 22 between the adjacent vanes 17 and the cam ring 22 in the discharge section on the downstream side in the rotor rotation direction of the pump chamber 23 is reduced with rotation to discharge the working fluid from the port 27. Discharge.
[0032]
However, the variable displacement pump 10 has a discharge flow rate control device 40 as shown below (A) and a vane pressurizing device 60 as shown below (B).
[0033]
(A) Discharge flow rate control device 40
The discharge flow rate control device 40 places the aforementioned fulcrum pin 21 on the lowest vertical part of the aforementioned adapter ring 19 fixed to the pump casing 11, and supports the lowest vertical part of the cam ring 22 on this fulcrum pin 21. The cam ring 22 can be oscillated and displaced within the adapter ring 19.
[0034]
The discharge flow rate control device 40 presses the spring 42 accommodated in the spring chamber 41 provided in the pump housing 11 A constituting the pump casing 11 through the spring hole 19 A provided in the adapter ring 19 and presses the outer periphery of the cam ring 22. Thus, an urging force that maximizes the volume of the pump chamber 23 can be applied to the cam ring 22. The spring 42 is backed up by a cap 41 A that is screwed into the opening of the spring chamber 41. The adapter ring 19 has a cam ring movement restricting stopper 19B formed in a convex shape on a part of an inner peripheral portion forming a second fluid pressure chamber 44B, which will be described later, and a cam ring 22 that minimizes the volume of the pump chamber 23 as will be described later. The movement limit (minimum eccentric position) can be regulated. The adapter ring 19 is formed with a cam ring movement restricting stopper 19C in a convex shape at a part of an inner peripheral portion forming a first fluid pressure chamber 44A described later, and the cam ring 22 maximizes the volume of the pump chamber 23 as described later. The movement limit (maximum eccentric position) can be regulated.
[0035]
Further, the discharge flow rate control device 40 divides and forms first and second fluid pressure chambers 44 A and 44 B between the cam ring 22 and the adapter ring 19. That is, the first fluid pressure chamber 44 A and the second fluid pressure chamber 44 B are divided between the cam ring 22 and the adapter ring 19 by the fulcrum pin 21 and the seal material 45 provided at the axially symmetric position. At this time, the first and second fluid pressure chambers 44A and 44B are partitioned by the cover 11B and the pressure plate 18 on both sides between the cam ring 22 and the adapter ring 19, and the above-described cam ring movement restriction stopper 19B of the adapter ring 19 is provided. , 19C, when the cam ring 22 abuts, the communication groove 18A connecting the first fluid pressure chambers 44A separated on both sides of the stopper 19C, and the second fluid pressure chambers 44B separated on both sides of the stopper 19B. The pressure plate 18 is provided with a communication groove 18B for communication.
[0036]
Here, in the discharge path of the pump 10 described above, the pressure fluid discharged from the pump chamber 23 and sent from the discharge port 27 of the pressure plate 18 to the high pressure chamber 28A of the pump housing 11A is drilled in the pressure plate 18. The metering orifice 46 passes through the second fluid pressure chamber 44B, the spring chamber 41 penetrating the adapter ring 19, and the discharge communication hole 100 formed in the fitting hole 20 of the pump housing 11A. Thus, the pressure is fed to the discharge passage 28B.
[0037]
The discharge flow rate control device 40 increases or decreases the opening area of the metering orifice 46 opened to the second fluid pressure chamber 44B on the side wall of the cam ring 22 in the discharge path of the pump 10 to form a variable metering orifice. . That is, the opening of the orifice 46 is adjusted at the side wall with the displacement of the cam ring 22. The discharge flow rate control device 40 (1) applies the high fluid pressure in the high pressure chamber 28A before passing through the orifice 46 to the first fluid pressure supply passage 47A (FIG. 4), the switching valve device 48, the pump housing 11A, and the adapter ring 19. To the first fluid pressure chamber 44A through the communication passage 49 drilled in, and {circle around (2)} the reduced pressure after passing through the orifice 46 is guided to the second fluid pressure chamber 44B as described above, to both the fluid pressure chambers 44A and 44B. The cam ring 22 is moved against the biasing force of the spring 42 by the differential pressure of the acting pressure, and the volume of the pump chamber 23 is changed to control the discharge flow rate of the pump 10.
[0038]
The switching valve device 48 accommodates a spring 52 and a switching valve 53 in a valve storage hole 51 formed in the pump housing 11A, and a cap 54 in which the switching valve 53 biased by the spring 52 is screwed to the pump housing 11A. It is supported by. The switching valve 53 includes a switching valve body 55A and a valve body 55B. The first fluid pressure supply passage 47A communicates with a pressurizing chamber 56A provided on one end side of the switching valve body 55A, and the other end side of the valve body 55B. The second fluid pressure chamber 44 B is communicated with the back pressure chamber 56 B in which the provided spring 52 is accommodated through a communication passage 57 formed in the pump housing 11 A and the adapter ring 19. Further, the above-described suction passage (drain passage) 25A is formed through the intermediate chamber 56C between the switching valve body 55A and the valve body 55B and communicates with the tank. The switching valve body 55A is capable of opening and closing the above-described communication passage 49 formed in the pump housing 11A and the adapter ring 19. That is, in the low speed rotation region where the discharge pressure of the pump 10 is low, the switching valve 53 is set to the original position shown in FIG. 2 by the biasing force of the spring 52, and the communication passage 49 with the first fluid pressure chamber 44A is switched by the switching valve body 55A. And the switching valve 53 is moved by the high-pressure fluid applied to the pressurizing chamber 56A in the middle and high-speed rotation range of the pump 10 to open the communication passage 49, and this high-pressure fluid can be guided to the first fluid pressure chamber 44A. To do.
[0039]
Therefore, the discharge flow rate characteristics of the pump 10 provided with the discharge flow rate control device 40 are as follows.
[0040]
(1) In the low-speed traveling region of an automobile where the rotational speed of the pump 10 is low, the pressure of the fluid discharged from the pump chamber 23 and reaching the pressurizing chamber 56A of the switching valve device 48 is still low, and the switching valve 53 is in the original position. The cam ring 22 maintains the original state (maximum eccentric position) urged by the spring 42. For this reason, the discharge flow rate of the pump 10 increases in proportion to the rotational speed.
[0041]
(2) When the pressure of the fluid discharged from the pump chamber 23 and reaching the pressurizing chamber 56A of the switching valve device 48 increases due to the increase in the rotation speed of the pump 10, the switching valve device 48 resists the urging force of the spring 52. Then, the switching valve 53 is moved to open the communication passage 49, and this high-pressure fluid is guided to the first fluid pressure chamber 44A. As a result, the cam ring 22 moves due to the differential pressure between the pressures acting on the first fluid pressure chamber 44A and the second fluid pressure chamber 44B, and the volume of the pump chamber 23 is gradually reduced. Accordingly, the discharge flow rate of the pump 10 can maintain a constant large flow rate by offsetting the increase in flow rate due to the increase in rotation rate and the decrease in flow rate due to the volume reduction of the pump chamber 23 with respect to the increase in rotation rate. it can.
[0042]
(3) When the rotation speed of the pump 10 continues and further increases and the cam ring 22 further moves and the cam ring 22 pushes the spring 42 beyond a certain amount, the side wall of the cam ring 22 is removed from the pump chamber 23. The opening area of the orifice 46 in the middle of the discharge path is started to be reduced. Accordingly, the discharge flow rate pumped to the discharge passage 28B of the pump 10 decreases in proportion to the throttle amount of the orifice 46.
[0043]
(4) When the rotational speed of the pump 10 reaches a high-speed driving range of the automobile that exceeds a certain value, the cam ring 22 reaches a movement limit (minimum eccentric position) that abuts against the stopper 19B of the adapter ring 19, and the side wall of the cam ring 22 The throttle amount of the orifice 46 is also maximized, and the discharge flow rate of the pump 10 is maintained at a constant small flow rate.
[0044]
In the discharge flow rate control device 40, a throttle 49A is provided in the communication passage 49 that guides the pressurizing chamber 56A of the switching valve device 48 to the first fluid pressure chamber 44A, and the second fluid pressure chamber 44B is connected to the back pressure of the switching valve device 48. A throttle 57A is provided in the communication path 57 leading to the chamber 56B.
[0045]
(B) Vane pressurizing device 60
The vane pressurizing device 60 includes a ring-shaped oil groove 61 on the sliding surface of the pressure plate 18 and the groove 16 of the side plate 20 corresponding to both sides of the base portion 16A of the groove 16 accommodating the vane 17 of the rotor 13. 62 is provided. The high pressure chamber 28 A of the pump chamber 23 provided in the pump housing 11 A communicates with the above-described oil groove 61 through an oil hole 63 provided in the pressure plate 18. As a result, the pressure fluid discharged from the pump chamber 23 to the high pressure chamber 28 A passes through the oil grooves 61 and 62 of the pressure plate 18 and the side plate 20, and the grooves 16 for all the vanes 17 in the circumferential direction of the rotor 13 are formed. The pressure is led to the base and set to the back pressure Pd against the vanes 17 (FIG. 13), and each vane 17 can be pressurized toward the cam ring 22.
[0046]
Thereby, in the pump 10, the vane 17 is pressed against the cam ring 22 by centrifugal force at the beginning of rotation, but after the discharge pressure is generated, the vane 17 and the cam ring are caused by the back pressure Pd applied by the vane pressurizing device 60. The contact pressure with 22 is increased, and the backflow of the pressure fluid can be prevented.
[0047]
In the pump 10, a relief valve 70 for relieving excessive fluid pressure on the pump discharge side is built in the switching valve 53 between the high pressure chamber 28A and the suction passage (drain passage) 25A. is doing. The relief valve 70 is constituted by a direct acting type incorporated in a main valve 71 comprising the switching valve 53 itself. Further, the pump 10 pierces the cover 11B with a lubricating oil supply passage 121 from the suction passage 25B toward the bearing 15C of the pump shaft 12, and a lubricating oil return passage 122 that returns from the periphery of the bearing 15B of the pump shaft 12 to the suction passage 25A. It is drilled in the pump housing 11A.
[0048]
That is, in the pump 10, the pump chamber 23 sucks in the suction port 24 between the suction section that sucks the hydraulic oil from the suction port 24 and the discharge section that discharges the hydraulic oil from the discharge port 27. In the first confinement section 23A for pre-compressing and transferring the hydraulic oil to the port 27 and the second confinement section 23B for closing the discharge section and the suction section, the vanes are separated over a wide rotational speed range. The following configuration is provided for preventing pressure pulsation.
[0049]
(First Embodiment) (FIGS. 5 to 8)
The inner peripheral shape of the cam ring 22 was set as follows (1) to (5). In FIG. 5, the cam ring 22 is in the maximum eccentric state, O1 is the center position of the rotor 13, O2 is the center position of the inner peripheral perfect circle part of the cam ring 22, and E is the maximum eccentric amount of the cam ring 22.
[0050]
(1) In the rotational direction of the rotor 13 under the maximum eccentric state of the cam ring 22, in the suction section where the vane is located at the suction port and the discharge section where the vane is located at the discharge port, The circumferential shape is constituted by perfect circular curves H to A, D to E (center O2).
[0051]
(2) In the first confinement section 23A, which is sandwiched between the suction section and the discharge section and where the space between the adjacent vanes 17 and 17 is not connected to the suction port 24 and connected to the suction port 27, the inner circumference of the cam ring 22 Regardless of the amount of eccentricity E, the center of the rotor 13 of the vane 17 is always in contact with the tip of the vane 17 so that the vane 17 can be pushed in the centripetal direction along the groove 16 of the rotor 13. A curve (curvature radius decrease curve in which the radius of curvature decreases along the direction of rotation of the rotor 13) that can provide a centripetal movement in which the protrusion radius (dynamic radius) with respect to O1 gradually decreases as the rotation angle of the rotor 13 increases (hereinafter, negative It is composed of B to C (denoted as a gradient curve).
[0052]
(3) In the connection portion where the suction section or the discharge section is connected to the first closed section 23A, the inner peripheral shape of the cam ring 22 is changed to the negative gradient curves B to C of the first closed section 23A and the suction section or the discharge section. 2 or higher order curves A to B and C to D (transient curves) smoothly connecting the perfect circle curves D to E and H to A.
[0053]
(4) In the second confinement section 23B, which is sandwiched between the suction section and the discharge section and the space between the adjacent vanes 17 and 17 is not discharged to the suction port 24 and connected to the port 27, the inner periphery of the cam ring 22 Regardless of the amount of eccentricity E, the shape of the rotor 13 of the vane 17 is always in contact with the tip of the vane 17 so that the vane 17 can be pushed in the centripetal direction along the groove 16 of the rotor 13. From a negative gradient curve F to G (curvature radius decreasing curve in which the radius of curvature decreases along the direction of rotation of the rotor 13), which can give a centripetal movement in which the radius of movement with respect to the center O1 gradually decreases with an increase in the rotation angle of the rotor 13. Constitute.
[0054]
(5) In the connection portion where the suction section or the discharge section is connected to the second closed section 23B, the inner peripheral shape of the cam ring 22 is changed to the negative gradient curves FG of the second closed section 23B and the suction section or the discharge section. 2 or higher order curves E to F and G to H (transient curves) smoothly connecting the perfect circle curves D to E and H to A.
[0055]
The solid line in FIGS. 6 to 8 indicates that the tip of the vane 17 is kept in contact with the inner periphery of the cam ring 22 at each angular position in the circumferential direction of the cam ring 22 when the cam ring 22 is fully eccentric (when the pump 10 rotates at a low speed). The magnitude | size of the protrusion radius (dynamic radius) with respect to the center O1 of the rotor 13 of this vane 17 is shown, AB is a high order curve, BC is a negative gradient curve, CD is a high order curve, DE is E A perfect circle curve, E to F are high-order curves, F to G are negative gradient curves, G to H are a plurality of higher order curves connected to each other, and H to A are true circle curves. The broken lines in FIGS. 6 to 8 indicate the case of a cam ring having a full circle formed by a perfect circle.
[0056]
(Operation in the first confinement section 23A)
(1) When the vane 17 is in the first confining section 23A, the vane 17 has a discharge port 27 side high pressure on the front surface and a low pressure suction port 24 side on the back surface. An eccentric load is received in the circumferential direction, and the base is accommodated in the groove 16 of the rotor 13 to be caught. However, the vane 17 is imparted with a centripetal motion entering the groove 16 of the rotor 13 in this first confining section 23A, always in contact with the negative gradient curves B to C on the inner periphery of the cam ring. That is, the vane 17 is always pushed in the centripetal direction by contact with the inner periphery of the cam ring, and is not separated from the inner periphery of the cam ring. As a result, a large pressure pulsation caused by the separation of the vane generated in the perfect circle cam ring. Can be prevented, and vibration and noise caused by this can be significantly reduced.
[0057]
(2) Smoothly connecting the negative gradient curves B to C of the first confinement section 23A and the perfect circular curves H to A and D to E of the discharge section or the suction section with higher order curves A to B and C to D. As a result, the speed change of the vane in the connection section becomes gentle (acceleration becomes small), and the vibration force due to the inertia force of the vane can be reduced, so that the vibration and noise of the pump due to the shape change of the cam ring inner periphery can be prevented. .
[0058]
(Operation in the second confinement section 23B)
(1) When the vane 17 is in the second closing section 23B, the high pressure on the discharge port 27 side acts on the back surface of the vane 17 and the low pressure on the suction port 24 side acts on the front surface. An eccentric load is received in the circumferential direction, and the base is accommodated in the groove 16 of the rotor 13 and is caught. However, the vane 17 is applied with a force in the centripetal direction, which is always in contact with the negative gradient curves F to G on the inner periphery of the cam ring and enters the groove 16 of the rotor 13 in the second closed section 23B. That is, the vane 17 is always pushed in the centripetal direction by contact with the inner periphery of the cam ring, and is not separated from the inner periphery of the cam ring. As a result, generation of a large pressure pulsation due to the separation of the vane 17 can be prevented. .
[0059]
Second Embodiment (FIGS. 5 and 9 to 13)
The details of the embodiments described in claims 5 to 8 and the cam ring-shaped vane separation preventing action of the present invention are as follows.
[0060]
The inner peripheral shape of the cam ring 22 was set as follows (1) to (5). In FIG. 5, O 1 is the center position of the rotor 13, O 2 is the center position of the inner peripheral perfect circle part of the cam ring 22, and E is the maximum eccentric amount of the cam ring 22.
[0061]
(1) In the rotational direction of the rotor 13 under the maximum eccentric state of the cam ring 22, the cam ring 22 is in a suction section where the vane is located at the suction port 24 and a discharge section where the vane is located at the discharge port 27. Is formed by perfect circular curves F to G, K to A (center O2).
[0062]
(2) In the first confinement section 23A at the bottom dead center where the space between the adjacent vanes 17 and 17 is sandwiched between the suction section and the discharge section and is not connected to the suction port 24 and the discharge port 27, the cam ring The inner peripheral shape of 22 is always in contact with the tip of the vane 17 regardless of the amount of eccentricity E, so that the vane 17 can be pushed in the centripetal direction along the groove 16 of the rotor 13. Two curves that can provide a centripetal motion in which the protrusion radius (dynamic radius) of the rotor 13 with respect to the center O1 gradually decreases as the rotational angle of the rotor 13 increases (decreasing the radius of curvature where the radius of curvature decreases along the rotational direction of the rotor 13). Curve) (hereinafter referred to as a negative slope curve) B to C and D to E, and secondary higher-order curves C to D (transient curves) that smoothly connect negative slope curves B to C and D to E Constitute
[0063]
In order to impart centripetal motion to the vane even when the amount of eccentricity E decreases in the high speed rotation region, the negative gradient curves D to E constituting the second half of the first confinement section 23A are negative gradient curves constituting the first half. The gradient is made larger than B to C.
[0064]
(3) In the connecting portion connected to the suction section and the first confinement section 23A, the inner peripheral shape of the cam ring 22 is expressed by the negative gradient curves B to C of the first confinement section 23A and the perfect circular curves K to A of the suction section. Are composed of higher-order curves A to B (transient curves) of the second and higher order. Further, the first and second higher-order curves E to F (transient curves) that smoothly connect the negative gradient curves D to E of the first confinement section 23A and the perfect circular curves F to G of the suction section.
[0065]
(4) In the second confinement section 23B at the top dead center where the space between the adjacent vanes 17 and 17 is sandwiched between the suction section and the discharge section and does not connect to the suction port 24 and the discharge port 27, the cam ring The inner circumferential shape of 22 is always in contact with the tip of the vane 17 regardless of the amount of eccentricity E, so that the vane 17 can be pushed in the centripetal direction along the groove 16 of the rotor 13. Two negative gradient curves G to H and I to J (curvature along the direction of rotation of the rotor 13) that can give a centripetal motion in which the radius of motion of the rotor 13 with respect to the center O1 gradually decreases as the rotation angle of the rotor 13 increases. A radius-of-curvature decreasing curve) and secondary higher-order curves H to I (transient curves) connecting these negative gradient curves G to H and I to J smoothly.
[0066]
Note that the negative gradient curves G to H constituting the first half of the second confinement section 23B may be perfect circle curves, and the gradients of the negative gradient curves I to J constituting the second half may be slight.
[0067]
(5) At the connection portion located at the end of the suction section and connected to the second confinement section 23B, the inner peripheral shape of the cam ring 22 is changed to the negative gradient curves I to J of the second confinement section 23B and the true value of the suction section. A plurality of second-order or higher-order curves J to K (transient curves) that smoothly connect the circular curves K to A are used. However, since this higher-order curve is outside the second confinement section 23B, the load is not applied to the vane, and even if the gradient is positive, the vane is not separated.
[0068]
The solid lines in FIGS. 9 to 11 indicate that the tip of the vane 17 is kept in contact with the inner periphery of the cam ring 22 at each angular position in the circumferential direction of the rotor 13 when the cam ring 22 is fully eccentric (when the pump 10 rotates at a low speed). , The size of the protrusion radius (dynamic radius) of the vane 17 with respect to the center O1 of the rotor 13 is shown, A to B are high-order curves, B to C are negative gradient curves, C to D are high-order curves, D to E Is a negative gradient curve, E to F are high-order curves, F to G are perfect circle curves, G to H are negative gradient curves, HI are high-order curves, I to J are negative gradient curves, and J to K are plural. The higher order curves K to A are perfect circle curves. In addition, the broken line of FIGS. 9-11 shows the case of the cam ring which comprised the perimeter by the perfect circle curve.
[0069]
Therefore, according to the second embodiment, there are the following actions (FIGS. 12 to 14).
(Operation in the first confinement section 23A)
(1) When the vane 17 is in the first confining section 23A, the vane 17 has a discharge port 27 side high pressure on the front surface and a low pressure suction port 24 side on the back surface. An eccentric load is received in the circumferential direction, and the base is accommodated in the groove 16 of the rotor 13 to be caught. However, the vane 17 performs a centripetal motion that enters the groove 16 of the rotor 13 while always in contact with the negative gradient curves B to C and D to E and the higher order curves C to D of the inner periphery of the cam ring in the first closed section 23A. Is granted. That is, the vane 17 is always pushed in the centripetal direction by contact with the inner periphery of the cam ring, and is not separated from the inner periphery of the cam ring. As a result, a large pressure pulsation caused by the separation of the vane generated in the perfect circle cam ring. Can be prevented, and vibration and noise caused by this can be significantly reduced.
[0070]
(2) The negative gradient curves B to C and D to E of the first confining section 23A and the perfect circular curves K to A and F to G of the discharge section or the suction section are represented by higher order curves A to B and E to F. By connecting smoothly, the speed change of the vane in the connecting section becomes gentle (acceleration becomes small), and the vibration force due to the inertial force of the vane can be reduced. Noise can be prevented.
[0071]
(3) Different slopes of the two negative gradient curves B to C and D to E constituting the inner peripheral shape of the cam ring in the first closed section 23A (specifically, the first closed section 23A) The first half of the pump 10 is composed of negative gradient curves B to C with a small gradient, and the second half is composed of negative gradient curves D to E with a large gradient), so that the pump 10 rotates at a low speed (when the cam ring is fully eccentric) to a high speed rotation. It is possible to prevent the vane 17 from separating in the first closed section 23A in a wide operating range (at the time of minimum eccentricity) (a wide eccentric range of the cam ring). As a result, pressure pulsation and pump vibration and noise caused thereby can be reduced. It can be significantly reduced.
[0072]
FIG. 12 shows the vane separation preventing effect of the cam ring having the negative slope curve of the present invention in the first confinement section 23A. FIG. 12 (A) shows when the pump 10 rotates at a low speed (when the cam ring 22 is fully eccentric). The vane 17 indicates that no separation occurs in the first half to the second half of the first confinement section 23A, and (B) shows that the cam ring moves even when the pump 10 rotates at high speed (when the cam ring 22 is at the minimum eccentricity). The figure shows that the radius gradually decreases with the rotation of the rotor and maintains the shape, and no separation occurs in the entire first half to second half of the first closed section 23A.
[0073]
(Operation in the second confinement section 23B)
(1) When the vane 17 is in the second closing section 23B, the high pressure on the discharge port 27 side acts on the back surface of the vane 17 and the low pressure on the suction port 24 side acts on the front surface. An eccentric load is received in the circumferential direction, and the base is accommodated in the groove 16 of the rotor 13 and is caught. However, the vane 17 is applied with a force in the centripetal direction, which is always in contact with the negative gradient curves G to H and I to J of the inner periphery of the cam ring and enters the groove 16 of the rotor 13 in the second closed section 23B. That is, the vane 17 is always pushed in the centripetal direction by contact with the inner periphery of the cam ring, and is not separated from the inner periphery of the cam ring. As a result, generation of a large pressure pulsation due to the separation of the vane 17 can be prevented. .
[0074]
(2) Different slopes of the two negative gradient curves G to H and I to J constituting the inner peripheral shape of the cam ring in the second confinement section 23B (specifically, for example, the second confinement section 23B) The first half is composed of a perfect circular curve or negative gradient curves G to H close thereto, and the second half is composed of negative gradient curves I to J having relatively small slopes), so that the pump 10 can rotate at a low speed (the maximum of the cam ring). Since the vane 17 can be prevented from separating in the second confinement section 23B over a wide operating range (at the time of the minimum eccentricity of the cam ring) (at the time of eccentricity) to the high speed rotation (at the time of the minimum eccentricity of the cam ring), the pressure pulsation is significantly reduced. it can.
[0075]
FIG. 13 shows the effect of preventing the vane 17 from separating in the second closing section 23B. FIG. 13A shows that the vane 17 is in the second closing section 23B when the pump 10 rotates at a low speed (when the cam ring 22 is fully eccentric). (B) shows that even when the pump 10 rotates at high speed (when the cam ring 22 is at the minimum eccentricity), the cam ring gradually reduces the moving radius of the vane with the rotation of the rotor. This indicates that the shape to be maintained is maintained, and no separation occurs in the entire area from the first half to the second half of the second confinement section 23B.
[0076]
In FIGS. 12 and 13, the solid line indicates the relationship between the rotor rotation angle and the dynamic radius when the cam ring 22 of the present embodiment is used, and the broken line indicates the rotor rotation angle and the dynamic range when the perfect circular curve cam ring 22 is used. It shows the relationship of the radius.
[0077]
Although the embodiment of the present invention has been described in detail with reference to the drawings, the specific configuration of the present invention is not limited to this embodiment, and there are design changes and the like without departing from the gist of the present invention. However, it is included in the present invention.
[0078]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, in the closed section where the vane receives an eccentric load (the first closed section and the second closed section), the tip of the vane is always in the cam ring regardless of the eccentric amount of the cam ring. The vanes are not separated because they are pressed against the circumference, and the pressure pulsation induced by intermittent leakage from the vane tip clearance and the vibration and noise associated with it are greatly increased over the wide operating range of the variable displacement vane pump. Can be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a variable displacement pump.
2 is a cross-sectional view taken along line II-II in FIG.
3 is a cross-sectional view taken along line III-III in FIG.
4 is a cross-sectional view taken along line IV-IV in FIG.
FIG. 5 is a schematic view showing a cam ring.
FIG. 6 is a diagram showing changes in the vane radius (dynamic radius) over the entire circumference of the cam ring according to the first embodiment;
FIG. 7 is an enlarged diagram of the first confinement section in the dynamic radius of the first embodiment.
FIG. 8 is an enlarged diagram of a second confinement section in the dynamic radius of the first embodiment.
FIG. 9 is a diagram showing changes in the vane radius (dynamic radius) over the entire circumference of the cam ring according to the second embodiment;
FIG. 10 is an enlarged diagram of the first confinement section in the moving radius of the second embodiment.
FIG. 11 is an enlarged diagram of a second confinement section in the dynamic radius of the second embodiment.
FIG. 12 is a diagram showing a vane separation preventing effect during low-speed rotation and high-speed rotation in the first closed section of the second embodiment.
FIG. 13 is a diagram showing a vane separation preventing effect during low-speed rotation and high-speed rotation in the second confinement section of the second embodiment.
FIG. 14 is a schematic diagram showing a catching phenomenon of a vane in the first confinement section.
FIG. 15 is a diagram showing vane separation states during low-speed rotation and high-speed rotation in a first closed section of a conventional cam ring.
FIG. 16 is a diagram showing vane separation states during low speed rotation and high speed rotation in a second closed section of a conventional cam ring.
FIG. 17 is a schematic diagram showing the eccentric state of the cam ring during low-speed rotation and high-speed rotation.
[Explanation of symbols]
10 Variable displacement pump
11 Pump casing
13 Rotor
16 groove
17 Vane
22 Cam Ring
23 Pump room
23A First confinement section
23B Second confinement section
24 Suction port
27 Discharge port
81A Negative slope curve
81B, 81C Higher order curve

Claims

ポンプケーシングと、
ポンプケーシングに配設されて回転駆動される真円状のロータと、
ロータの周囲に配設され、ロータの外周部との間にポンプ室を形成するとともに、ロータに対して偏心可能とされるカムリングと、
ポンプケーシングに配設され、作動油をポンプ室に吸い込む吸込みポートと、
ポンプケーシングに配設され、作動油をポンプ室から吐出する吐出しポートと、
ロータの溝に収容されて半径方向に移動可能に突出し、先端がカムリングの内周に接する複数のベーンとを有し、
吸込みポートから吸い込まれる作動油を相隣るベーンの間の空間に挟み込み、この作動油をロータの回転により運搬して吐出しポートから吐出し、
ロータに対するカムリングの偏心量を大きくすることによって作動油の吐出量を増加する可変容量型ポンプにおいて、
カムリングの内周は、吸込みポートから作動油を吸込む吸込み区間の形状、吸込みポートから吸込んだ作動油を吐出しポートへ予圧縮して移送する下死点における第１閉じ込み区間の形状、吐出しポートから作動油を吐出する吐出し区間の形状、上死点において相隣るベーンの間の空間に挟みこんだ作動油を吸込みポートへ移送する第２閉じ込み区間の形状より構成され、
前記吸込み区間と吐出し区間におけるカムリングの内周は、真円曲線と過渡曲線から構成され、
前記閉じ込み区間におけるカムリングの内周は、カムリングの偏心量の如何にかかわらずロータの回転角の増加に対してベーンの動半径を常に減少させるように、曲率半径が該ロータの回転方向に沿って減少する負勾配曲線から構成されていることを特徴とする可変容量型ベーンポンプ。A pump casing;
A perfectly circular rotor disposed in the pump casing and driven to rotate;
A cam ring which is disposed around the rotor and forms a pump chamber between the outer periphery of the rotor and can be eccentric with respect to the rotor;
A suction port disposed in the pump casing and sucking hydraulic oil into the pump chamber;
A discharge port disposed in the pump casing for discharging hydraulic oil from the pump chamber;
A plurality of vanes which are accommodated in the grooves of the rotor and protrude so as to be movable in the radial direction, and whose tips contact the inner periphery of the cam ring;
The hydraulic oil sucked from the suction port is sandwiched in the space between the adjacent vanes, and this hydraulic oil is transported by the rotation of the rotor and discharged from the discharge port.
In the variable displacement pump that increases the discharge amount of hydraulic oil by increasing the eccentric amount of the cam ring with respect to the rotor,
The inner circumference of the cam ring is the shape of the suction section that sucks hydraulic oil from the suction port, the shape of the first confinement section at the bottom dead center where the hydraulic oil sucked from the suction port is discharged and pre-compressed to the port, and discharged It is composed of the shape of the discharge section that discharges the hydraulic oil from the port, the shape of the second closed section that transfers the hydraulic oil sandwiched in the space between adjacent vanes at the top dead center to the suction port,
The inner circumference of the cam ring in the suction section and the discharge section is composed of a perfect circle curve and a transient curve,
The inner circumference of the cam ring in the closed section has a radius of curvature along the direction of rotation of the rotor so that the moving radius of the vane always decreases with an increase in the rotation angle of the rotor regardless of the eccentric amount of the cam ring. The variable displacement vane pump is characterized by comprising a negative gradient curve that decreases with time.

前記カムリングの形状を、第１閉じ込み区間では、カムリングの偏心量の如何にかかわらずロータの回転角の増加に対してベーンの動半径を常に減少させるように、曲率半径が該ロータの回転方向に沿って減少する負勾配曲線で構成する請求項１記載の可変容量型ポンプ。In the first confinement section, the cam ring has a radius of curvature so that the moving radius of the vane always decreases with an increase in the rotation angle of the rotor regardless of the amount of eccentricity of the cam ring. The variable displacement pump according to claim 1, wherein the variable displacement pump is constituted by a negative slope curve that decreases along the line.

前記カムリングの形状を、第２閉じ込み区間では、カムリングの偏心量の如何にかかわらずロータの回転角の増加に対してベーンの動半径を常に減少させるように、曲率半径が該ロータの回転方向に沿って減少する負勾配曲線で構成する請求項１記載の可変容量型ポンプ。In the second confining section, the cam ring has a radius of curvature so that the moving radius of the vane is always decreased with respect to an increase in the rotation angle of the rotor regardless of the amount of eccentricity of the cam ring. The variable displacement pump according to claim 1, wherein the variable displacement pump is constituted by a negative slope curve that decreases along the line.

前記カムリングの形状を、吸込み区間又は吐出し区間の両端部と、第１閉じ込み区間又は第２閉じ込み区間との接続部では、吸込み区間又は吐出し区間の真円曲線を第１閉じ込み区間又は第２閉じ込み区間の負勾配曲線に滑らかにつなぐ過渡曲線を高次曲線とした請求項１〜３のいずれかに記載の可変容量型ベーンポンプ。The shape of the cam ring is connected to both ends of the suction section or the discharge section and the first confinement section or the second confinement section. Alternatively, the variable displacement vane pump according to any one of claims 1 to 3, wherein a transient curve smoothly connected to the negative gradient curve of the second confinement section is a high-order curve.

ポンプケーシングと、
ポンプケーシングに配設されて回転駆動される真円状のロータと、
ロータの周囲に配設され、ロータの外周部との間にポンプ室を形成するとともに、ロータに対して偏心可能とされるカムリングと、
ポンプケーシングに配設され、作動油をポンプ室に吸い込む吸込みポートと、
ポンプケーシングに配設され、作動油をポンプ室から吐出する吐出しポートと、
ロータの溝に収容されて半径方向に移動可能に突出し、先端がカムリングの内周に接する複数のベーンとを有し、
吸込みポートから吸い込まれる作動油を相隣るベーンの間の空間に挟み込み、この作動油をロータの回転により運搬して吐出しポートから吐出し、
ロータに対するカムリングの偏心量を大きくすることによって作動油の吐出量を増加する可変容量型ポンプにおいて、
カムリングの内周は、吸込みポートから作動油を吸込む吸込み区間の形状、吸込みポートから吸込んだ作動油を吐出しポートへ予圧縮してと移送する下死点における第１閉じ込み区間の形状、吐出しポートから作動油を吐出する吐出し区間の形状、上死点において相隣るベーンの間の空間に挟みこんだ作動油を吸込みポートへ移送する第２閉じ込み区間より構成され、
前記吸込み区間と吐出し区間におけるカムリングの内周は、真円曲線と過渡曲線から構成され、
前記閉じ込み空間におけるカムリングの内周は、カムリングの偏心量の如何にかかわらずロータの回転角の増加に対してベーンの動半径を常に減少させるように、曲率半径が該ロータの回転方向に沿って減少する複数の負勾配曲線から構成されていることを特徴とする可変容量型ベーンポンプ。A pump casing;
A perfectly circular rotor disposed in the pump casing and driven to rotate;
A cam ring which is disposed around the rotor and forms a pump chamber between the outer periphery of the rotor and can be eccentric with respect to the rotor;
A suction port disposed in the pump casing and sucking hydraulic oil into the pump chamber;
A discharge port disposed in the pump casing for discharging hydraulic oil from the pump chamber;
A plurality of vanes which are accommodated in the grooves of the rotor and protrude so as to be movable in the radial direction, and whose tips contact the inner periphery of the cam ring;
The hydraulic oil sucked from the suction port is sandwiched in the space between the adjacent vanes, and this hydraulic oil is transported by the rotation of the rotor and discharged from the discharge port.
In the variable displacement pump that increases the discharge amount of hydraulic oil by increasing the eccentric amount of the cam ring with respect to the rotor,
The inner circumference of the cam ring is the shape of the suction section that sucks hydraulic oil from the suction port, the shape of the first confinement section at the bottom dead center where the hydraulic oil sucked from the suction port is discharged and pre-compressed to the port, and the discharge The shape of the discharge section for discharging the hydraulic oil from the suction port, the second closed section for transferring the hydraulic oil sandwiched in the space between the adjacent vanes at the top dead center to the suction port,
The inner circumference of the cam ring in the suction section and the discharge section is composed of a perfect circle curve and a transient curve,
The inner circumference of the cam ring in the confined space has a radius of curvature along the direction of rotation of the rotor so that the moving radius of the vane always decreases with an increase in the rotation angle of the rotor regardless of the amount of eccentricity of the cam ring. A variable displacement vane pump characterized by comprising a plurality of negative gradient curves that decrease in number.

前記カムリングの形状を、第１閉じ込み区間では、カムリングの偏心量の如何にかかわらずロータの回転角の増加に対してベーンの動半径を常に減少させるように、曲率半径が該ロータの回転方向に沿って減少する複数の負勾配曲線で構成する請求項５記載の可変容量型ポンプ。In the first confinement section, the cam ring has a radius of curvature so that the moving radius of the vane always decreases with an increase in the rotation angle of the rotor regardless of the amount of eccentricity of the cam ring. The variable displacement pump according to claim 5, comprising a plurality of negative gradient curves decreasing along the axis.

前記カムリングの形状を、第２閉じ込み区間では、カムリングの偏心量の如何にかかわらずロータの回転角の増加に対してベーンの動半径を常に減少させるように、曲率半径が該ロータの回転方向に沿って減少する複数の負勾配曲線で構成する請求項５記載の可変容量型ポンプ。In the second confining section, the cam ring has a radius of curvature so that the moving radius of the vane is always decreased with respect to an increase in the rotation angle of the rotor regardless of the amount of eccentricity of the cam ring. The variable displacement pump according to claim 5, comprising a plurality of negative gradient curves decreasing along the axis.

前記カムリングの形状を、吸込み区間又は吐出し区間の両端部と、第１閉じ込み区間又は第２閉じ込み区間との接続部では、吸込み区間又は吐出し区間の真円曲線を第１閉じ込み区間又は第２閉じ込み区間の負勾配曲線に滑らかにつなぐ過渡曲線を高次曲線とした請求項５〜７のいずれかに記載の可変容量型ベーンポンプ。The shape of the cam ring is connected to both ends of the suction section or the discharge section and the first confinement section or the second confinement section. Alternatively, the variable displacement vane pump according to any one of claims 5 to 7, wherein a transient curve smoothly connected to the negative gradient curve of the second confinement section is a high-order curve.