JP3814485B2

JP3814485B2 - Variable displacement pump

Info

Publication number: JP3814485B2
Application number: JP2001004022A
Authority: JP
Inventors: 義治稲熊; 豪哉加藤; 強池田
Original assignee: JTEKT Corp
Current assignee: JTEKT Corp
Priority date: 2001-01-11
Filing date: 2001-01-11
Publication date: 2006-08-30
Anticipated expiration: 2021-01-11
Also published as: JP2002206489A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両用動力舵取装置などに使用するのに適した可変容量形ポンプ、特にポンプの負荷圧に応じてポンプ吐出流量特性を制御するようにした可変容量形ポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】
このようなポンプの負荷圧に応じてポンプ吐出流量特性を制御するようにした可変容量形ポンプとしては、特公平２−６１６３８号公報に開示された技術がある。これは、ベーンポンプのロータ中心に対する偏心量が可変となるようにボデーに支持したカムリングをスプリングにより偏心方向に付勢するとともに、吐出通路に設けたオリフィス前後の差圧により作動するピストンのロッドを前記スプリングに抗してカムリングを移動させる向きに当接させ、また、吐出通路に設けたオリフィス前側の内圧に応動する切換弁により高圧（内圧）または低圧が選択的に導入される油圧ピストンにより、カムリングを直接付勢している前記スプリングの初期荷重を変化させている。この技術によれば、ポンプ回転速度が増大してポンプ吐出流量がある限度値に達すればポンプ回転速度がそれより増大してもポンプ吐出流量はそれより増大しないようにポンプの回転数に応じたポンプ吐出流量特性の制御を行い、また、このポンプ吐出流量の限度値が負荷圧の増大に応じて増大するように負荷圧に応じたポンプ吐出流量特性の制御を行うことができる。動力舵取装置に使用する場合は、負荷圧の増減に応じてこの吐出流量の限度値が増減するようにポンプ吐出流量特性を制御すれば、直進走行などの動力舵取装置が作動しておらず従ってポンプからの吐出流量が不要な状態におけるポンプ吐出流量の最大値が減少するので、動力舵取装置の作動に影響を与えることなく省エネルギ効果を得ることができる。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上述したような特公平２−６１６３８号公報の技術では、負荷圧が所定値を越えると、先ずバルブのスプールがスプリングの付勢力に抗して摺動されて油路が切替えられ、これにより油圧ピストンを収納したシリンダに圧油が導入されて油圧ピストンが摺動され、その結果カムリングに作用するスプリングの初期荷重を変化させるようにしている。
【０００４】
従って、スプリング力の変化がカムリングに直接及ぼされるので、カムリングの作動が不安定になる問題があり、しかも、負荷圧の上昇に対してポンプ吐出流量を増加させる応答性を高くできない問題があった。
【０００５】
本発明は、径方向移動が可能なカムリングの外周に互いに対向する１対の作用室を形成し、負荷圧に応動する負荷圧感応スプールにより低負荷時には一方の作用室内の圧力を減少させ、カムリングの偏心量を減少させるようにしてこのような問題を解決することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明による可変容量形ポンプは、ハウジング内に径方向移動可能に設けられたカムリングと、このカムリング内でハウジングに回転可能に支持され同カムリングの内面と摺動可能に当接する複数のベーンを放射方向に移動可能に保持するロータと、ハウジングまたはこれに固定された部材に形成された吸入ポートおよび吐出ポートと、吐出ポートを吐出口に連通する吐出通路の途中に設けたオリフィスを有し、カムリングの外周に同カムリングの移動方向において互いに対向して配置されオリフィス前後の圧力が導入される第１作用室と第２作用室を形成し、カムリングをロータに対する偏心量が最大となる第１作用室側に弾性的に付勢してなる可変容量形ポンプにおいて、ハウジングに形成したスプール孔内に、負荷圧力が低い場合には第１および第２作用室に導入する各圧力を減圧制御する負荷圧感応スプールを軸線方向移動可能に嵌合してスプール押付用スプリングによりストローク初期位置に向けて付勢し、負荷圧感応スプールはオリフィスの後側の負荷圧の上昇に応じてスプール押付用スプリングの付勢力に抗して摺動されるよう構成してなるものである。
【０００７】
前項の発明は、第１作用室には、負荷圧感応スプールがスプール押付用スプリングによりストローク初期位置に押し付けられているときはオリフィスの前側の内圧より低い圧力を導入し、同負荷圧感応スプールがスプール押付用スプリングに抗して移動されれば内圧を導入するよう構成し、第２作用室には、負荷圧感応スプールがスプール押付用スプリングによりストローク初期位置に押し付けられているときは負荷圧より低い圧力を導入し、同負荷圧感応スプールがスプール押付用スプリングに抗して移動すれば負荷圧を導入するよう構成することが好ましい。
【０００８】
前２項の発明は、スプール孔はスプール押付用スプリングを設けた側を小径部に形成するとともにこれと反対側を大径部に形成し、負荷圧感応スプールはこの大径部および小径部の両部分に摺動可能に嵌合し、負荷圧感応スプールの軸線方向両側となるスプール孔内に負荷圧を導入するのがよい。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下に図１〜図５により、本発明による可変容量形ポンプの実施の形態の説明をする。この実施の形態の可変容量形ポンプは動力舵取装置の作動流体供給源として使用するものであり、エンドカバー１１により液密に覆われたハウジング１０と、ハウジング１０内に設けられてポンプ軸２６により回転駆動されるロータ２２および径方向に移動可能なカムリング２１を有するベーンポンプ部２０と、カムリング２１の移動を制御する負荷圧感応スプール３５と、ベーンポンプ部２０の吐出通路４３ａ，４３ｂ，４３ｃの途中に設けられた可変オリフィス４４を主な構成部材としている。
【００１０】
図１および図２に示すように、ハウジング１０とこれにねじ止め固定されたエンドカバー１１には、ポンプ軸２６の中間部および後端部がそれぞれ軸受を介して回転自在に支持されている。ポンプ軸２６と同軸的にハウジング１０に形成された円筒状の内面１０ａには、奥側に円盤状のサイドプレート１２が、また手前側に筒状のアダプタ１３が、何れも回転しないように嵌合支持され、これらエンドカバー１１とサイドプレート１２とアダプタ１３の間には次に述べるベーンポンプ部２０が設けられている。ハウジング１０から突出するポンプ軸２６の先端にはエンジンからの動力が伝達されるＶプーリ２９が固定されている。
【００１１】
ベーンポンプ部２０は、アダプタ１３内に設けられたカムリング２１と、ポンプ軸２６の中間部に同軸的にスプライン結合されたロータ２２と、ロータ２２に形成された複数の半径方向スリットに摺動自在に保持されてカムリング２１の円筒状の内面に常に当接されているベーン２３よりなり、これら各部材２１〜２３の側面はエンドカバー１１およびサイドプレート１２の端面に摺動可能に当接されている。ベーンポンプ部２０の吸入ポート２４はエンドカバー１１の端面に形成され、吸入通路１４および吸入口１５を介してリザーバ５１からの作動流体が供給されている。また吐出ポート２５はサイドプレート１２の端面に形成されて裏側に位置する圧力室１６に連通され、この圧力室１６は後述する可変オリフィス４４を途中に設けた吐出通路４３ａ，４３ｂ，４３ｃを通って、ハウジング１０に形成された吐出口４５に導かれている。
【００１２】
ポンプ軸２６と平行に設けられて両端がエンドカバー１１およびサイドプレート１２に支持されたピン１７は、中間部の外周の一部がアダプタ１３の内面と係合されている。カムリング２１は、外周面の一部に形成した凹部２１ａがピン１７に係合されてピン１７を中心として揺動することによりカムリング２１の径方向に移動可能であり、カムリング２１の外周面の凹部２１ａと反対側となる部分は、アダプタ１３の内面に形成した溝内に設けられてゴムによりバックアップされたテフロンのシール部材４０により摺動自在にシールされている。アダプタ１３との間となるカムリング２１の外周には、このピン１７とシール部材４０により、カムリング２１の移動方向において互いに対向する第１作用室４１ａと第２作用室４１ｂが形成されている。
【００１３】
カムリング２１の移動方向で第２作用室４１ｂ側となるハウジング１０には、ポンプ軸２６方向に向かう円筒孔１０ｂが形成され、この円筒孔１０ｂに摺動自在に嵌合支持されたカム押付ピストン２７は、円筒孔１０ｂの開口端に液密にねじ込み固定されたプラグ１８との間に介装されたカム押付用スプリング２８によりポンプ軸２６方向に付勢されている。このカム押付ピストン２７の先端の突起部２７ａはアダプタ１３を隙間をおいて通り抜けてカムリング２１の外周面に当接し、カムリング２１をロータ２２に対する偏心量が最大、従って吐出流量が最大となる第１作用室４１ａ側に弾性的に付勢している。
【００１４】
可変オリフィス４４は、カム押付ピストン２７外周の環状溝２７ｂの縁部と吐出通路４３ｂ一端の開口部により形成され、カムリング２１が第２作用室４１ｂ側に移動してカム押付ピストン２７がカム押付用スプリング２８に抗して後退するにつれて吐出通路４３ｂがカム押付ピストン２７の環状溝２７ｂの縁部により次第に塞がれて開口面積が減少するようになっている。ベーンポンプ部２０からの作動流体は圧力室１６、吐出通路４３ａ，４３ｂから可変オリフィス４４を通り、吐出通路４３ｃを通って吐出口４５から吐出される。この可変容量形ポンプが作動して作動流体が流れている状態では、可変オリフィス４４の前後で圧力が降下して差圧が生じ、可変オリフィス４４の後側の吐出通路４３ｃおよび吐出口４５内の圧力は作動流体供給先の機器の作動状態により与えられる負荷圧であり、可変オリフィス４４の前側の吐出通路４３ａ，４３ｂおよび圧力室１６内の圧力はポンプの内圧である。この内圧は可変オリフィス４４による差圧の分だけ負荷圧より大であり、従って負荷圧が変動すれば内圧もそれと同じように変動する。通常の作動状態では、この差圧は内圧または負荷圧に比してかなり小さい値である。
【００１５】
吐出通路４３ｃは吐出口４５を越えてハウジング１０の端面に開口され、この吐出通路４３ｃの開口部にねじ込まれてこれを液密に閉じるプラグ５２内には、負荷圧が過度に増大した場合にレリーフ通路５３および連通管路５０を介してリザーバ５１にレリーフして負荷圧を低下させる直動形のレリーフ弁５５が設けられている。
【００１６】
主として図１に示すように、ポンプ軸２６と立体的に直交するようにハウジング１０に形成されて左側が開口されたスプール孔３０は、互いに同軸的に形成されて奥側に向かって径が段状に小さくなる大径部３０ａと中径部３０ｂと小径部３０ｃよりなり、スプール孔３０の開口端はプラグ１９をねじ込んで液密に閉じられている。このスプール孔３０内に設けられる負荷圧感応スプール３５は同軸的に形成された大径部３５ａと中径部３５ｂと小径部３５ｃよりなり、各径部３５ａ，３５ｂ，３５ｃはスプール孔３０の各径部３０ａ，３０ｂ，３０ｃにそれぞれ摺動可能に嵌合され、スプール孔３０の奥底面との間に介装したスプール押付用スプリング３８によりプラグ１９側に向けて付勢されている。負荷圧感応スプール３５には、その軸線方向両側となるスプール孔３０の両端部を連通する中心孔３６が形成されている。スプリング３８が介装されたスプール孔３０の右端部には、連通孔４８を介して吐出口４５内の負荷圧が導入される。
【００１７】
直進走行などの動力舵取装置が作動していない状態ではスプール孔３０内に導入される負荷圧はほとんど０であるので、負荷圧感応スプール３５はスプール押付用スプリング３８によりプラグ１９に押し付けられたストローク初期位置（図１、図３、図４および図５(a) 参照）にある。動力舵取装置が作動してスプール孔３０内に導入される負荷圧が増大すれば、負荷圧感応スプール３５の大径部３５ａと小径部３５ｃの断面積の差と負荷圧の積に相当する右向きの力が生じ、この力がスプール押付用スプリング３８の付勢力を越えれば、その力に応じて負荷圧感応スプール３５はストローク初期位置からスプール押付用スプリング３８に抗して右向きに摺動されるようになる（図５(b) 参照）。
【００１８】
スプール孔３０に対する負荷圧感応スプール３５の摺動の全範囲において、スプール孔３０の大径部３０ａと負荷圧感応スプール３５の中径部３５ｂの間には第１環状室３１が形成され、スプール孔３０の中径部３０ｂと負荷圧感応スプール３５の小径部３５ｃの間には第２環状室３２が形成されている。負荷圧感応スプール３５がスプール押付用スプリング３８によりプラグ１９に押し付けられたストローク初期位置では、スプール孔３０の中径部３０ｂの大径部３０ａ側の端部と負荷圧感応スプール３５の中径部３５ｂの小径部３５ｃ側の端部との間には隙間があるので、この隙間により形成される第１開閉オリフィス３３ａ（図４参照）により第１環状室３１と第２環状室３２は連通されている。この第１開閉オリフィス３３ａは、負荷圧感応スプール３５がストローク初期位置からスプール押付用スプリング３８に抗して移動すれば開口面積が減少し、所定距離以上移動すればスプール孔３０の中径部３０ｂの端部と負荷圧感応スプール３５の中径部３５ｂの端部が嵌合し、第１開閉オリフィス３３ａが閉じて、第１環状室３１と第２環状室３２の連通は遮断される（図５(b) 参照）ようになっている。
【００１９】
スプール孔３０の中径部３０ｂに一端が開口するようにハウジング１０の一部に形成した負荷圧導入路４６ｂは、一端側は常に第２環状室３２に直接連通され、他端側はアダプタ１３に形成したオリフィス４７ｂを介して第２作用室４１ｂに連通されている。負荷圧感応スプール３５には中心孔３６と第２環状室３２を連通するパイロットオリフィス３７が形成されている。また第１環状室３１は連通管路５０を介してリザーバ５１に連通されている。
【００２０】
またスプール孔３０の大径部３０ａに一端が開口するようにハウジング１０の一部に形成した制御通路４６ａは、一端側は第２開閉オリフィス３３ｂ（図４参照）を介して第１環状室３１に連通され、他端側はアダプタ１３に形成したオリフィス４７ａを介して第１作用室４１ａに連通されている。この第２開閉オリフィス３３ｂは、制御通路４６ａの大径部３０ａへの開口と、摺動する負荷圧感応スプール３５の大径部３５ａの一端の段部３５ｄ（図４参照）により形成され、負荷圧感応スプール３５がそのストローク初期位置にあるときは開いているが、ストローク初期位置からスプール押付用スプリング３８に抗して移動すれば開口面積が減少して、前述した第１開閉オリフィス３３ａが閉じる前に閉じるものである。第１作用室４１ａには、固定絞り４２を設けた管路を介して、ベーンポンプ部２０の吐出ポート２５に連通された圧力室１６内の圧力（内圧）が導入されている。
【００２１】
可変容量形ポンプが作動されていない初期状態では、カムリング２１は、カム押付ピストン２７を介してカム押付用スプリング２８により第１作用室４１ａ側に押し付けられており、ロータ２２に対する偏心量が最大となっている。この状態で、Ｖプーリ２９に掛けた駆動ベルトを介して車両のエンジンの回転がポンプ軸２６に伝達されてベーンポンプ２０のロータ２２が回転されれば、リザーバ５１内の作動流体は吸入口１５および吸入通路１４から吸入ポート２４を介してベーンポンプ部２０の各ベーン２３の間に吸入され、吐出ポート２５から圧力室１６内に吐出され、可変オリフィス４４を設けた吐出通路４３ａ，４３ｂ，４３ｃを通って吐出口４５から動力舵取装置などの機器に供給される。可変オリフィス４４の後側に生じる負荷圧は、吐出通路４３ｃ、連通孔４８、中心孔３６、パイロットオリフィス３７、第２環状室３２、負荷圧導入路４６ｂおよびオリフィス４７ｂを介して第２作用室４１ｂに導入され、可変オリフィス４４の前側に生じる内圧は、固定絞り４２を介して第１作用室４１ａに導入される。
【００２２】
負荷圧が低い状態（ハンドルが操作されていない状態）、従って負荷圧感応スプール３５がストローク初期位置に押し付けられている状態では、第１開閉オリフィス３３ａが開いているので、第２環状室３２から第１開閉オリフィス３３ａを通って、リザーバ５１に連通された第１環状室３１に向かうパイロット流（図４参照）が発生し、このため第２環状室３２内の負荷圧は減圧され、第２作用室４１ｂに導入される負荷圧も減圧される。またこの状態では第２開閉オリフィス３３ｂも開いているので、第１作用室４１ａからオリフィス４７ａ、制御通路４６ａおよび第２開閉オリフィス３３ｂを通って、リザーバ５１に連通された第１環状室３１に向かう流れ（図４参照）が発生し、このため固定絞り４２を通って圧力室１６から第１作用室４１ａに導入された内圧も減圧される。このようにカムリング２１の両側の第１作用室４１ａおよび第２作用室４１ｂに導入される内圧および負荷圧が減圧されるため、カムリング２１の両側に作用する差圧は、可変オリフィス４４前後の差圧より小さくなる。
【００２３】
負荷圧が低い状態でポンプ回転速度が小さいときは、吐出通路４３ａ，４３ｂ，４３ｃに設けた可変オリフィス４４前後の内圧と負荷圧の差圧が小さく、従って第１および第２作用室４１ａ，４１ｂ内のそれぞれ減圧された内圧と負荷圧の差圧も小さいので、カムリング２１はカム押付用スプリング２８により偏心量が最大、従って吐出流量が最大となる第１作用室４１ａ側に押し付けられたままである。従って、吐出通路４３ａ，４３ｂ，４３ｃを介して吐出口４５から吐出される作動流体の吐出流量は、図３の特性Ａに示すように、ポンプ回転速度の増大にともない急激に増大する。この状態では、第１作用室４１ａ内の内圧も減圧されているので、以上の作動の間にカムリング２１はその偏心量が最大の位置に確実に保持され、ポンプ吐出流量は図３の特性Ａに示す通りの安定したものとなる。
【００２４】
負荷圧が低い状態でポンプ回転速度の増大により吐出流量が増大して一定流量を超えると、流量増により背圧が上昇し、スプール３５が僅かに右に移動して第２開閉オリフィス３３ｂのみを閉止し、第１作用室４１ａの減圧を止める。その結果、それまで吐出流量が最大となる第１作用室４１ａ側に当接されていたカムリング２１は、ポンプ回転速度の上昇に応じて可変オリフィス４４前後の差圧を一定に維持すべく偏心量が減少され、吐出流量が減少される。なお、負荷圧が低い状態では、第１開閉オリフィス３３ａの開口により、第２作用室４１ｂに導入される負荷圧が減圧されているので、カムリング２１の偏心量が減少し始めるポンプ回転速度は低くなり、従って吐出流量特性は、図３の特性Ｂに示すように低流量に保持され、省エネルギを達成する。
【００２５】
なおカムリング２１の偏心量の減少にともない、可変オリフィス４４の絞り面積が縮小されるため、ポンプ回転速度の増大に応じてポンプ吐出流量が減少される。
【００２６】
しかる状態において、ハンドル操作がなされて負荷圧が上昇すると、受圧面積差を有する負荷圧感応スプール３５は前述のようにスプール押付用スプリング３８の付勢力に抗して摺動され、先ず第２開閉オリフィス３３ｂが閉じ、負荷圧が所定値を越えて所定距離以上移動されれば第１開閉オリフィス３３ａも閉じて、図５(b) に示す状態となる。この状態では、第１開閉オリフィス３３ａを通るパイロット流が遮断されるので第２作用室４１ｂに導入される負荷圧は減圧されることはなくなり、また第２開閉オリフィス３３ｂを通る流れも遮断されるので第１作用室４１ａに導入される内圧も減圧されることはなくなる。従って第１作用室４１ａには可変オリフィス４４を通過する前の圧力が、第２作用室４１ｂには可変オリフィス４４を通過した後の圧力が導入され、両作用室４１ａ，４１ｂの差圧は増大する。
【００２７】
すなわち、負荷圧が所定値を越えれば両作用室４１ａ，４１ｂに導入される内圧と負荷圧は減圧されなくなるので、可変オリフィス４４前後の差圧がある任意の値である場合における各作用室４１ａ，４１ｂ内の圧力の差圧は、負荷圧が低い場合よりも負荷圧が所定値を越えた場合の方が小さい。従って負荷圧が所定値を越えた場合は、負荷圧が低い場合よりもポンプ吐出流量が増大しないとカムリング２１の偏心量が減少し始めないので、ポンプ吐出流量特性は、図３の特性Ｃに示すように特性Ｂよりも多くなり、ハンドル操作をアシストするに必要な流量に保持される。負荷圧が低い状態から負荷圧が所定値を越えるまでの間のポンプ吐出流量特性は、特性Ｂと特性Ｃの間の特性となる。なお負荷圧が所定値を越えた状態でも、ポンプ回転速度が小さいときは第１および第２作用室４１ａ，４１ｂ内に導入された内圧と負荷圧の差圧も小さいので、カムリング２１はカム押付用スプリング２８により偏心量が最大となる第１作用室４１ａ側に押し付けられている。従って吐出口４５から吐出される作動流体の吐出流量特性は、負荷圧が低いときの特性Ａと同じであり、ポンプ回転速度の増大にともない急激に増大する。負荷圧が所定値を越えた状態でポンプ回転速度の増大により吐出流量が増大して可変オリフィス４４前後の差圧が増大すれば、各作用室４１ａ，４１ｂ内に導入された内圧と負荷圧の差圧も増大し、この差圧が所定の値を超えれば、それまでは偏心量が最大となる位置にあったカムリング２１は、ポンプ回転速度の上昇に応じて可変オリフィス４４前後の差圧を一定に維持すべく偏心量が減少されるようになる。
【００２８】
ここにおいて、負荷圧の増減によるカムリング２１の偏心量の増減は負荷圧感応スプール３５により制御されて各作用室４１ａ，４１ｂに導入される作動流体により行われ、負荷圧感応スプール３５に作用するスプール押付用スプリング３８の付勢力の変化がカムリング２１に直接及ぼされることがないので、カムリング２１の作動の安定性は高いものとなる。また負荷圧の増減に対する吐出流量特性の増減は、負荷圧の増減に応じて直ちに移動する負荷圧感応スプール３５が各作用室４１ａ，４１ｂに導入する圧力を直接制御することによりカムリング２１の偏心量を変化させて行っているので、負荷圧の増減に対する吐出流量特性の増減の応答性も向上する。
【００２９】
また、負荷圧感応スプール３５は負荷圧の上昇に応じてスプール押付用スプリング３８の付勢力に抗して摺動されて、高負荷時には第２作用室４１ｂ内に導入する圧力を増大させてカムリング２１の偏心量を増大させ、逆に低負荷時には第２作用室４１ｂ内に導入する圧力を減少させてカムリング２１の偏心量を減少させているので、動力舵取装置の高負荷時には充分な作動流体を供給し、低負荷時にはポンプ吐出流量の最大値を減少させて省エネルギ効果を得ることができる。なおこの実施の形態では、負荷圧が低い状態では第１作用室４１ａに導入される内圧が減圧されるようにしているが、第１作用室４１ａには減圧されない内圧が常に導入されるようにしてもこの省エネルギ効果は得られる。
【００３０】
さらに、負荷圧感応スプール３５がスプール押付用スプリング３８によりストローク初期位置に押し付けられているときは内圧よりも低い圧力を導入し、負荷圧感応スプールがスプール押付用スプリング３８に抗して移動されれば第２作用室４１ｂに負荷圧が導入されるのに先立ち内圧を導入するようにしたので、ポンプ回転速度が低い状態ではカムリング２１はその偏心量が最大の位置に確実に保持され、その間におけるポンプ吐出流量は安定したものとなる。
【００３１】
なおこの実施の形態では、負荷圧感応スプール３５に中心孔３６を設けて負荷負荷圧感応スプール３５の両側に導入される負荷圧が同一となるようにしたが、ハウジング１０内に連通路を形成して負荷圧感応スプール３５両側の負荷圧が同一となるようにしてもよい。
【００３２】
【発明の効果】
本発明によれば、負荷圧感応スプールは負荷圧の上昇に応じてスプール押付用スプリングの付勢力に抗して摺動されるので、高負荷時には第２作用室内の圧力が増大してカムリングをその偏心量が増大する方向に移動させ、逆に低負荷時には第２作用室内の圧力が減少してカムリングは偏心量が減少する方向に移動させることができる。これにより低負荷時におけるポンプ吐出流量の最大値が減少するので、動力舵取装置の作動に影響を与えることなく省エネルギ効果を得ることができる。
【００３３】
また本発明によれば、負荷圧の増減によるカムリングの偏心量の増減は負荷圧感応スプールにより制御される作動流体を介して行われ、負荷圧感応スプールに作用するスプール押付用スプリングの付勢力の変化がカムリングに直接及ぼされることがないので、カムリングの作動の安定性は高いものとなる。また負荷圧の増減に対する吐出流量特性の増減は、負荷圧の増減に応じて直ちに移動する負荷圧感応スプールが第１および第２作用室に導入する各圧力を直接制御することによりカムリングの偏心量を変化させて行っているので、負荷圧の増減に対する吐出流量特性の増減の応答性も向上する。
【００３４】
本発明において、第１作用室には、負荷圧感応スプールがスプール押付用スプリングによりストローク初期位置に押し付けられているときはオリフィス前側の低い圧力を導入し、負荷圧感応スプールがスプール押付用スプリングに抗して移動されれば内圧を導入するよう構成したものによれば、ポンプ吐出流量が最大値に達するまではカムリングはその偏心量が最大の位置に確実に保持されるので、それまでのポンプ吐出流量は安定したものとなる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による可変容量形ポンプの一実施形態の全体構造を示す横断面図である。
【図２】図１の２−２断面図である。
【図３】本発明による可変容量形ポンプのポンプ吐出流量特性を示す図である。
【図４】図１に示す実施形態の負荷圧感応スプールの部分拡大断面図である。
【図５】図１に示す実施形態の作動状態を説明する部分断面図である。
【符号の説明】
１０…ハウジング、２１…カムリング、２２…ロータ、２３…ベーン、２４…吸入ポート、２５…吐出ポート、３０…スプール孔、３０ａ…大径部、３０ｃ…小径部、３５…負荷圧感応スプール、３８…スプール押付用スプリング、４１ａ…第１作用室、４１ｂ…第２作用室、４３ａ，４３ｂ，４３ｃ…吐出通路４３ａ、４４…可変オリフィス、４５…吐出口。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable displacement pump suitable for use in a power steering apparatus for vehicles, and more particularly to a variable displacement pump configured to control a pump discharge flow rate characteristic according to a load pressure of the pump.
[0002]
[Prior art]
As a variable displacement pump configured to control the pump discharge flow rate characteristic according to the load pressure of such a pump, there is a technique disclosed in Japanese Patent Publication No. 2-61638. This is because the cam ring supported by the body is biased in the eccentric direction by the spring so that the eccentric amount with respect to the rotor center of the vane pump can be varied, and the piston rod operated by the differential pressure before and after the orifice provided in the discharge passage is The cam ring is brought into contact with the direction of movement of the cam ring against the spring, and a high pressure (internal pressure) or low pressure is selectively introduced by a switching valve that responds to the internal pressure in front of the orifice provided in the discharge passage. The initial load of the spring directly biasing is changed. According to this technique, if the pump rotation speed increases and the pump discharge flow rate reaches a certain limit value, the pump discharge flow rate does not increase even if the pump rotation speed increases beyond that. The pump discharge flow rate characteristic can be controlled, and the pump discharge flow rate characteristic can be controlled according to the load pressure so that the limit value of the pump discharge flow rate increases as the load pressure increases. When used in a power steering device, if the pump discharge flow rate characteristic is controlled so that the limit value of the discharge flow rate increases / decreases according to the increase / decrease of the load pressure, the power steering device such as straight running will not operate. Therefore, since the maximum value of the pump discharge flow rate in a state where the discharge flow rate from the pump is unnecessary is reduced, an energy saving effect can be obtained without affecting the operation of the power steering apparatus.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the technique disclosed in Japanese Patent Publication No. 2-61638 as described above, when the load pressure exceeds a predetermined value, the valve spool is first slid against the urging force of the spring to switch the oil passage. As a result, pressure oil is introduced into the cylinder containing the hydraulic piston and the hydraulic piston is slid, and as a result, the initial load of the spring acting on the cam ring is changed.
[0004]
Therefore, since the change of the spring force is directly applied to the cam ring, there is a problem that the operation of the cam ring becomes unstable, and there is a problem that the responsiveness to increase the pump discharge flow rate cannot be increased with respect to the increase of the load pressure. .
[0005]
The present invention forms a pair of working chambers facing each other on the outer periphery of a cam ring that can move in the radial direction, and reduces the pressure in one working chamber at a low load by a load pressure sensitive spool that responds to the load pressure. An object of the present invention is to solve such a problem by reducing the amount of eccentricity.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
A variable displacement pump according to the present invention radiates a cam ring provided in a housing so as to be movable in a radial direction, and a plurality of vanes rotatably supported by the housing within the cam ring and slidably in contact with the inner surface of the cam ring. A cam ring having a rotor that is movably held in a direction, a suction port and a discharge port formed in a housing or a member fixed thereto, and an orifice provided in the middle of a discharge passage that communicates the discharge port with a discharge port A first working chamber and a second working chamber are formed on the outer periphery of the cam ring so as to be opposed to each other in the moving direction of the cam ring and into which the pressure before and after the orifice is introduced, and the cam chamber has a maximum eccentricity with respect to the rotor. When the load pressure is low in the spool hole formed in the housing in the variable displacement pump that is elastically biased to the side A load pressure sensitive spool that controls pressure reduction of each pressure introduced into the first and second working chambers is fitted so as to be movable in the axial direction and is urged toward an initial stroke position by a spool pressing spring. It is configured to slide against the urging force of the spool pressing spring in response to an increase in the load pressure on the rear side.
[0007]
In the first aspect of the invention, when the load pressure sensitive spool is pressed to the initial stroke position by the spool pressing spring, a pressure lower than the internal pressure on the front side of the orifice is introduced into the first working chamber. It is configured to introduce an internal pressure if it is moved against the spool pressing spring, and the second working chamber has a load pressure sensitive spool that is pressed by the spool pressing spring to the initial stroke position from the load pressure. It is preferable that a low pressure is introduced and the load pressure is introduced if the load pressure sensitive spool moves against the spool pressing spring.
[0008]
In the inventions of the preceding two paragraphs, the spool hole is formed in the small diameter portion on the side where the spool pressing spring is provided, and the opposite side is formed in the large diameter portion, and the load pressure sensitive spool has the large diameter portion and the small diameter portion. It is preferable to slidably fit both portions and introduce the load pressure into the spool holes on both sides in the axial direction of the load pressure sensitive spool.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
The embodiment of the variable displacement pump according to the present invention will be described below with reference to FIGS. The variable displacement pump according to this embodiment is used as a working fluid supply source of a power steering apparatus. The housing 10 is liquid-tightly covered by an end cover 11, and the pump shaft 26 is provided in the housing 10. The rotor 22 rotated by the vane and the vane pump part 20 having the cam ring 21 movable in the radial direction, the load pressure sensitive spool 35 for controlling the movement of the cam ring 21, and the discharge passages 43a, 43b, 43c of the vane pump part 20 The variable orifice 44 provided in is used as a main constituent member.
[0010]
As shown in FIGS. 1 and 2, the housing 10 and the end cover 11 fixed to the housing 10 by screws are rotatably supported by the intermediate portion and the rear end portion of the pump shaft 26 via bearings. The cylindrical inner surface 10a formed coaxially with the pump shaft 26 in the housing 10 is fitted with a disk-shaped side plate 12 on the back side and a cylindrical adapter 13 on the front side so as not to rotate. A vane pump unit 20 described below is provided between the end cover 11, the side plate 12, and the adapter 13. A V pulley 29 to which power from the engine is transmitted is fixed to the tip of the pump shaft 26 protruding from the housing 10.
[0011]
The vane pump unit 20 is slidable in a cam ring 21 provided in the adapter 13, a rotor 22 coaxially splined to an intermediate part of the pump shaft 26, and a plurality of radial slits formed in the rotor 22. The vane 23 is held and is always in contact with the cylindrical inner surface of the cam ring 21, and the side surfaces of these members 21 to 23 are slidably in contact with the end surfaces of the end cover 11 and the side plate 12. . The suction port 24 of the vane pump unit 20 is formed on the end surface of the end cover 11, and the working fluid is supplied from the reservoir 51 through the suction passage 14 and the suction port 15. The discharge port 25 is formed on the end surface of the side plate 12 and communicates with a pressure chamber 16 located on the back side. The pressure chamber 16 passes through discharge passages 43a, 43b, and 43c provided with a variable orifice 44, which will be described later. The discharge port 45 is formed in the housing 10.
[0012]
The pin 17 provided in parallel with the pump shaft 26 and supported at both ends by the end cover 11 and the side plate 12 has a part of the outer periphery of the intermediate portion engaged with the inner surface of the adapter 13. The cam ring 21 is movable in the radial direction of the cam ring 21 by a recess 21 a formed on a part of the outer peripheral surface being engaged with the pin 17 and swinging about the pin 17. The portion opposite to 21a is slidably sealed by a Teflon sealing member 40 provided in a groove formed on the inner surface of the adapter 13 and backed up by rubber. A first working chamber 41 a and a second working chamber 41 b facing each other in the moving direction of the cam ring 21 are formed on the outer periphery of the cam ring 21 between the adapter 13 and the pin 17 and the seal member 40.
[0013]
A cylindrical hole 10b directed toward the pump shaft 26 is formed in the housing 10 on the second working chamber 41b side in the moving direction of the cam ring 21, and a cam pressing piston 27 slidably fitted and supported in the cylindrical hole 10b. Is urged in the direction of the pump shaft 26 by a cam pressing spring 28 interposed between the plug 18 fixed and screwed in a liquid-tight manner to the opening end of the cylindrical hole 10b. The protrusion 27a at the tip of the cam pressing piston 27 passes through the adapter 13 with a gap and comes into contact with the outer peripheral surface of the cam ring 21, so that the eccentric amount of the cam ring 21 with respect to the rotor 22 is maximized, and therefore the discharge flow rate is maximized. It is elastically biased toward the working chamber 41a.
[0014]
The variable orifice 44 is formed by an edge of the annular groove 27b on the outer periphery of the cam pressing piston 27 and an opening at one end of the discharge passage 43b. The cam ring 21 moves to the second working chamber 41b side, and the cam pressing piston 27 is used for cam pressing. As the valve 28 moves backward against the spring 28, the discharge passage 43b is gradually closed by the edge of the annular groove 27b of the cam pressing piston 27 so that the opening area is reduced. The working fluid from the vane pump unit 20 passes through the variable orifice 44 from the pressure chamber 16 and the discharge passages 43a and 43b, and is discharged from the discharge port 45 through the discharge passage 43c. In the state where the variable displacement pump is operated and the working fluid flows, the pressure drops before and after the variable orifice 44 to generate a differential pressure, and the discharge passage 43c on the rear side of the variable orifice 44 and the discharge port 45 The pressure is a load pressure given by the operating state of the device to which the working fluid is supplied, and the pressure in the discharge passages 43a and 43b and the pressure chamber 16 on the front side of the variable orifice 44 is the internal pressure of the pump. This internal pressure is larger than the load pressure by the amount of the differential pressure due to the variable orifice 44. Therefore, if the load pressure changes, the internal pressure also changes in the same way. Under normal operating conditions, this differential pressure is much smaller than the internal pressure or load pressure.
[0015]
The discharge passage 43c is opened at the end face of the housing 10 beyond the discharge port 45, and is screwed into the opening portion of the discharge passage 43c to close it in a liquid-tight manner when the load pressure increases excessively. A direct-acting relief valve 55 is provided through the relief passage 53 and the communication pipe 50 to relieve the reservoir 51 and reduce the load pressure.
[0016]
As shown mainly in FIG. 1, the spool holes 30 formed in the housing 10 so as to be three-dimensionally orthogonal to the pump shaft 26 and opened on the left side are formed coaxially with each other and have a diameter stepped toward the back side. The large-diameter portion 30a, the medium-diameter portion 30b, and the small-diameter portion 30c that become smaller in shape are formed, and the opening end of the spool hole 30 is closed in a liquid-tight manner by screwing the plug 19 therein. The load pressure sensitive spool 35 provided in the spool hole 30 includes a large diameter portion 35a, an intermediate diameter portion 35b, and a small diameter portion 35c that are formed coaxially, and each of the diameter portions 35a, 35b, and 35c corresponds to each of the spool holes 30. Each of the diameter portions 30a, 30b, and 30c is slidably fitted, and is urged toward the plug 19 by a spool pressing spring 38 interposed between the spool hole 30 and the back bottom surface. The load pressure sensitive spool 35 is formed with a center hole 36 communicating with both end portions of the spool hole 30 on both sides in the axial direction. The load pressure in the discharge port 45 is introduced to the right end portion of the spool hole 30 in which the spring 38 is interposed through the communication hole 48.
[0017]
Since the load pressure introduced into the spool hole 30 is almost zero when the power steering device such as straight running is not operated, the load pressure sensitive spool 35 is pressed against the plug 19 by the spool pressing spring 38. It is in the initial stroke position (see FIGS. 1, 3, 4 and 5 (a)). If the power steering device is activated and the load pressure introduced into the spool hole 30 increases, this corresponds to the product of the difference between the cross-sectional areas of the large diameter portion 35a and the small diameter portion 35c of the load pressure sensitive spool 35 and the load pressure. When a rightward force is generated and this force exceeds the urging force of the spool pressing spring 38, the load pressure sensitive spool 35 is slid rightward from the initial stroke position against the spool pressing spring 38 according to the force. (See Fig. 5 (b)).
[0018]
A first annular chamber 31 is formed between the large-diameter portion 30a of the spool hole 30 and the medium-diameter portion 35b of the load pressure-sensitive spool 35 in the entire sliding range of the load pressure-sensitive spool 35 with respect to the spool hole 30. A second annular chamber 32 is formed between the middle diameter portion 30 b of the hole 30 and the small diameter portion 35 c of the load pressure sensitive spool 35. At the initial stroke position where the load pressure sensitive spool 35 is pressed against the plug 19 by the spool pressing spring 38, the end of the medium diameter portion 30b of the spool hole 30 on the large diameter portion 30a side and the medium diameter portion of the load pressure sensitive spool 35 are shown. Since there is a gap between the end of 35b on the small diameter portion 35c side, the first annular chamber 31 and the second annular chamber 32 are communicated with each other by a first opening / closing orifice 33a (see FIG. 4) formed by this gap. ing. The first opening / closing orifice 33a has a reduced opening area when the load pressure sensitive spool 35 moves from the initial stroke position against the spool pressing spring 38, and the medium diameter portion 30b of the spool hole 30 when the load pressure sensitive spool 35 moves more than a predetermined distance. And the end of the medium diameter portion 35b of the load pressure sensitive spool 35 are fitted, the first opening / closing orifice 33a is closed, and the communication between the first annular chamber 31 and the second annular chamber 32 is blocked (see FIG. 5 (b)).
[0019]
A load pressure introducing passage 46b formed in a part of the housing 10 so that one end is opened to the medium diameter portion 30b of the spool hole 30 is always in direct communication with the second annular chamber 32 at one end and the adapter 13 at the other end. The second working chamber 41b communicates with the orifice 47b. A pilot orifice 37 communicating with the center hole 36 and the second annular chamber 32 is formed in the load pressure sensitive spool 35. The first annular chamber 31 is communicated with the reservoir 51 via the communication conduit 50.
[0020]
The control passage 46a formed in a part of the housing 10 so that one end is opened to the large diameter portion 30a of the spool hole 30 has one end on the first annular chamber 31 via the second opening / closing orifice 33b (see FIG. 4). The other end is in communication with the first working chamber 41a through an orifice 47a formed in the adapter 13. The second opening / closing orifice 33b is formed by an opening to the large diameter portion 30a of the control passage 46a and a step portion 35d (see FIG. 4) at one end of the large diameter portion 35a of the sliding load pressure sensitive spool 35. The pressure-sensitive spool 35 is open when it is in its initial stroke position, but if it moves against the spool pressing spring 38 from the initial stroke position, the opening area is reduced and the first opening / closing orifice 33a is closed. Close before. The pressure (internal pressure) in the pressure chamber 16 communicated with the discharge port 25 of the vane pump unit 20 is introduced into the first working chamber 41a through a pipe line provided with the fixed throttle 42.
[0021]
In the initial state in which the variable displacement pump is not operated, the cam ring 21 is pressed against the first working chamber 41a by the cam pressing spring 28 via the cam pressing piston 27, and the amount of eccentricity with respect to the rotor 22 is maximum. It has become. In this state, when the rotation of the engine of the vehicle is transmitted to the pump shaft 26 via the drive belt hung on the V pulley 29 and the rotor 22 of the vane pump 20 is rotated, the working fluid in the reservoir 51 flows into the inlet 15 and The air is sucked into the vanes 23 of the vane pump unit 20 from the suction passage 14 via the suction port 24, discharged into the pressure chamber 16 from the discharge port 25, and passes through the discharge passages 43a, 43b, 43c provided with the variable orifice 44. Then, it is supplied from the discharge port 45 to a device such as a power steering device. The load pressure generated on the rear side of the variable orifice 44 is discharged into the second working chamber 41b via the discharge passage 43c, the communication hole 48, the center hole 36, the pilot orifice 37, the second annular chamber 32, the load pressure introduction path 46b and the orifice 47b. The internal pressure introduced to the front side of the variable orifice 44 is introduced into the first working chamber 41 a via the fixed throttle 42.
[0022]
When the load pressure is low (the handle is not operated), and therefore the load pressure sensitive spool 35 is pressed to the initial stroke position, the first opening / closing orifice 33a is open. A pilot flow (see FIG. 4) is generated through the first opening / closing orifice 33a toward the first annular chamber 31 communicated with the reservoir 51, so that the load pressure in the second annular chamber 32 is reduced, and the second The load pressure introduced into the working chamber 41b is also reduced. In this state, since the second opening / closing orifice 33b is also open, the first working chamber 41a passes through the orifice 47a, the control passage 46a, and the second opening / closing orifice 33b, and goes to the first annular chamber 31 communicated with the reservoir 51. A flow (see FIG. 4) is generated, and therefore the internal pressure introduced from the pressure chamber 16 to the first working chamber 41a through the fixed throttle 42 is also reduced. Since the internal pressure and the load pressure introduced into the first working chamber 41a and the second working chamber 41b on both sides of the cam ring 21 are reduced in this way, the differential pressure acting on both sides of the cam ring 21 is the difference between the front and rear of the variable orifice 44. Less than pressure.
[0023]
When the pump rotational speed is low when the load pressure is low, the differential pressure between the internal pressure before and after the variable orifice 44 provided in the discharge passages 43a, 43b, and 43c and the load pressure is small, and therefore the first and second working chambers 41a and 41b. Since the pressure difference between the reduced internal pressure and the load pressure is also small, the cam ring 21 remains pressed against the first working chamber 41a side where the eccentric amount is maximum and therefore the discharge flow rate is maximum by the cam pressing spring 28. . Therefore, the discharge flow rate of the working fluid discharged from the discharge port 45 via the discharge passages 43a, 43b, and 43c increases rapidly as the pump rotational speed increases as shown by the characteristic A in FIG. In this state, since the internal pressure in the first working chamber 41a is also reduced, the cam ring 21 is securely held at the position where the eccentricity is maximum during the above operation, and the pump discharge flow rate is the characteristic A in FIG. It becomes stable as shown in.
[0024]
When the discharge flow rate increases due to an increase in pump rotation speed and the flow rate exceeds a certain flow rate with a low load pressure, the back pressure increases due to the increase in the flow rate, and the spool 35 moves slightly to the right to move only the second opening / closing orifice 33b. It closes and the decompression of the first working chamber 41a is stopped. As a result, the cam ring 21 that has been in contact with the side of the first working chamber 41a where the discharge flow rate is maximum until then is eccentric so as to maintain a constant differential pressure across the variable orifice 44 as the pump rotational speed increases. And the discharge flow rate is reduced. In the state where the load pressure is low, the load pressure introduced into the second working chamber 41b is reduced by the opening of the first opening / closing orifice 33a, so that the pump rotational speed at which the eccentric amount of the cam ring 21 starts to decrease is low. Therefore, the discharge flow rate characteristic is maintained at a low flow rate as shown by the characteristic B in FIG. 3 to achieve energy saving.
[0025]
As the eccentric amount of the cam ring 21 decreases, the throttle area of the variable orifice 44 is reduced, so that the pump discharge flow rate is reduced as the pump rotational speed increases.
[0026]
In this state, when the handle is operated and the load pressure rises, the load pressure sensitive spool 35 having a pressure receiving area difference is slid against the urging force of the spool pressing spring 38 as described above, and first the second opening / closing is performed. When the orifice 33b is closed and the load pressure exceeds a predetermined value and is moved by a predetermined distance or more, the first opening / closing orifice 33a is also closed, and the state shown in FIG. 5 (b) is obtained. In this state, the pilot flow through the first opening / closing orifice 33a is blocked, so the load pressure introduced into the second working chamber 41b is not reduced, and the flow through the second opening / closing orifice 33b is also blocked. Therefore, the internal pressure introduced into the first working chamber 41a is not reduced. Accordingly, the pressure before passing through the variable orifice 44 is introduced into the first working chamber 41a, and the pressure after passing through the variable orifice 44 is introduced into the second working chamber 41b, and the differential pressure between the working chambers 41a and 41b increases. To do.
[0027]
In other words, if the load pressure exceeds a predetermined value, the internal pressure and the load pressure introduced into both the working chambers 41a and 41b are not reduced, so that each working chamber 41a when the differential pressure across the variable orifice 44 is an arbitrary value. , 41b is smaller when the load pressure exceeds a predetermined value than when the load pressure is low. Therefore, when the load pressure exceeds a predetermined value, the eccentric amount of the cam ring 21 does not start to decrease unless the pump discharge flow rate is increased as compared with the case where the load pressure is low. As shown, the characteristic B is greater than the characteristic B, and the flow rate required to assist the steering operation is maintained. The pump discharge flow rate characteristic from when the load pressure is low to when the load pressure exceeds a predetermined value is a characteristic between characteristic B and characteristic C. Even when the load pressure exceeds a predetermined value, when the pump rotational speed is low, the differential pressure between the internal pressure introduced into the first and second working chambers 41a and 41b and the load pressure is also small. The spring 28 is pressed against the first working chamber 41a side where the amount of eccentricity is maximized. Accordingly, the discharge flow rate characteristic of the working fluid discharged from the discharge port 45 is the same as the characteristic A when the load pressure is low, and increases rapidly as the pump rotation speed increases. If the discharge flow rate increases due to an increase in the pump rotation speed and the differential pressure before and after the variable orifice 44 increases with the load pressure exceeding a predetermined value, the internal pressure and load pressure introduced into the working chambers 41a and 41b are increased. The differential pressure also increases, and if this differential pressure exceeds a predetermined value, the cam ring 21 that has been at the position where the eccentricity has reached the maximum until then, increases the differential pressure across the variable orifice 44 as the pump rotational speed increases. The amount of eccentricity is reduced to keep it constant.
[0028]
Here, the increase / decrease of the eccentric amount of the cam ring 21 due to the increase / decrease of the load pressure is controlled by the load pressure sensitive spool 35 and is performed by the working fluid introduced into each working chamber 41a, 41b, and the spool acting on the load pressure sensitive spool 35 Since the change of the urging force of the pressing spring 38 is not directly applied to the cam ring 21, the operation stability of the cam ring 21 is high. The increase or decrease in the discharge flow rate characteristic with respect to the increase or decrease of the load pressure is controlled by directly controlling the pressure introduced into the working chambers 41a and 41b by the load pressure sensitive spool 35 that moves immediately according to the increase or decrease of the load pressure. Therefore, the response of the increase / decrease of the discharge flow rate characteristic to the increase / decrease of the load pressure is improved.
[0029]
Further, the load pressure sensitive spool 35 is slid against the urging force of the spool pressing spring 38 as the load pressure increases, and the pressure introduced into the second working chamber 41b is increased when the load is high. Since the eccentric amount of the cam ring 21 is decreased by decreasing the pressure introduced into the second working chamber 41b when the load is low, the eccentric amount of the cam ring 21 is reduced. When the fluid is supplied and the load is low, the maximum value of the pump discharge flow rate can be reduced to obtain an energy saving effect. In this embodiment, the internal pressure introduced into the first working chamber 41a is reduced when the load pressure is low, but the internal pressure that is not reduced is always introduced into the first working chamber 41a. However, this energy saving effect can be obtained.
[0030]
Further, when the load pressure sensitive spool 35 is pressed to the initial stroke position by the spool pressing spring 38, a pressure lower than the internal pressure is introduced, and the load pressure sensitive spool is moved against the spool pressing spring 38. For example, since the internal pressure is introduced before the load pressure is introduced into the second working chamber 41b, the cam ring 21 is reliably held at the position where the eccentric amount is maximum when the pump rotational speed is low. The pump discharge flow rate is stable.
[0031]
In this embodiment, the load pressure sensitive spool 35 is provided with the center hole 36 so that the load pressure introduced to both sides of the load load pressure sensitive spool 35 is the same. However, a communication path is formed in the housing 10. Thus, the load pressure on both sides of the load pressure sensitive spool 35 may be the same.
[0032]
【The invention's effect】
According to the present invention, the load pressure sensitive spool is slid against the urging force of the spool pressing spring as the load pressure rises. When the load is low, the cam ring can be moved in a direction in which the amount of eccentricity decreases. As a result, the maximum value of the pump discharge flow rate at the time of low load is reduced, so that an energy saving effect can be obtained without affecting the operation of the power steering apparatus.
[0033]
Further, according to the present invention, the cam ring eccentricity increase / decrease due to the load pressure increase / decrease is performed via the working fluid controlled by the load pressure sensitive spool, and the biasing force of the spool pressing spring acting on the load pressure sensitive spool is reduced. Since the change is not directly applied to the cam ring, the stability of the cam ring operation is high. Further, the discharge flow rate characteristic is increased or decreased with respect to the increase or decrease of the load pressure by directly controlling each pressure introduced into the first and second working chambers by the load pressure sensitive spool that moves immediately according to the increase or decrease of the load pressure. Therefore, the response of the increase / decrease of the discharge flow rate characteristic to the increase / decrease of the load pressure is improved.
[0034]
In the present invention, when the load pressure sensitive spool is pressed against the initial stroke position by the spool pressing spring, a low pressure in front of the orifice is introduced into the first working chamber, and the load pressure sensitive spool is applied to the spool pressing spring. According to the configuration that introduces the internal pressure when moved against the cam ring, the cam ring is securely held at the maximum position until the pump discharge flow rate reaches the maximum value. The discharge flow rate becomes stable.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing the overall structure of an embodiment of a variable displacement pump according to the present invention.
2 is a cross-sectional view taken along the line 2-2 in FIG.
FIG. 3 is a graph showing pump discharge flow characteristics of a variable displacement pump according to the present invention.
4 is a partially enlarged cross-sectional view of the load pressure sensitive spool of the embodiment shown in FIG. 1. FIG.
FIG. 5 is a partial cross-sectional view for explaining the operating state of the embodiment shown in FIG. 1;
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Housing, 21 ... Cam ring, 22 ... Rotor, 23 ... Vane, 24 ... Suction port, 25 ... Discharge port, 30 ... Spool hole, 30a ... Large diameter part, 30c ... Small diameter part, 35 ... Load pressure sensitive spool, 38 Spool pressing spring, 41a ... first working chamber, 41b ... second working chamber, 43a, 43b, 43c ... discharge passages 43a, 44 ... variable orifices, 45 ... discharge ports.

Claims

ハウジング内に径方向移動可能に設けられたカムリングと、このカムリング内で前記ハウジングに回転可能に支持され同カムリングの内面と摺動可能に当接する複数のベーンを放射方向に移動可能に保持するロータと、前記ハウジングまたはこれに固定された部材に形成された吸入ポートおよび吐出ポートと、前記吐出ポートを吐出口に連通する吐出通路の途中に設けたオリフィスを有し、前記カムリングの外周に同カムリングの移動方向において互いに対向して配置され前記オリフィス前後の圧力が導入される第１作用室と第２作用室を形成し、前記カムリングを前記ロータに対する偏心量が最大となる前記第１作用室側に弾性的に付勢してなる可変容量形ポンプにおいて、前記ハウジングに形成したスプール孔内に、負荷圧力が低い場合には前記第１および第２作用室に導入する各圧力を減圧制御する負荷圧感応スプールを軸線方向移動可能に嵌合してスプール押付用スプリングによりストローク初期位置に向けて付勢し、前記負荷圧感応スプールは前記オリフィスの後側の負荷圧の上昇に応じて前記スプール押付用スプリングの付勢力に抗して摺動されるよう構成してなる可変容量形ポンプ。A cam ring provided in the housing so as to be movable in the radial direction, and a rotor that rotatably supports the housing within the cam ring and that slidably contacts the inner surface of the cam ring so as to be movable in the radial direction. A suction port and a discharge port formed in the housing or a member fixed thereto, and an orifice provided in the middle of a discharge passage communicating the discharge port with a discharge port. A first working chamber and a second working chamber which are arranged opposite to each other in the moving direction of the first and second pressure chambers and introduce a pressure before and after the orifice, and the cam ring has a maximum amount of eccentricity with respect to the rotor. When the load pressure is low in the spool hole formed in the housing in a variable displacement pump that is elastically biased Is a load pressure-sensitive spool that controls the pressure introduced into the first and second working chambers to be depressurized and is movably fitted in the axial direction, and is urged toward the initial stroke position by a spool pressing spring, and the load pressure The variable capacity pump is configured such that the sensitive spool slides against the urging force of the spool pressing spring in response to an increase in the load pressure on the rear side of the orifice.

請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、前記第１作用室には、前記負荷圧感応スプールが前記スプール押付用スプリングにより前記ストローク初期位置に押し付けられているときは前記オリフィスの前側の内圧より低い圧力が導入され、同負荷圧感応スプールが前記スプール押付用スプリングに抗して移動されれば前記内圧が導入されるよう構成し、前記第２作用室には、前記負荷圧感応スプールが前記スプール押付用スプリングにより前記ストローク初期位置に押し付けられているときは前記負荷圧より低い圧力が導入され、同負荷圧感応スプールが前記スプール押付用スプリングに抗して移動すれば前記負荷圧が導入されるよう構成したことを特徴とする可変容量形ポンプ。2. The variable displacement pump according to claim 1, wherein when the load pressure-sensitive spool is pressed to the initial stroke position by the spool pressing spring, the first working chamber has an internal pressure on the front side of the orifice. When the low pressure is introduced and the load pressure sensitive spool is moved against the spool pressing spring, the internal pressure is introduced, and the load pressure sensitive spool is provided in the second working chamber. When the spool pressing spring is pressed against the initial stroke position, a pressure lower than the load pressure is introduced. When the load pressure sensitive spool moves against the spool pressing spring, the load pressure is introduced. A variable displacement pump characterized by being configured as described above.

請求項１または請求項２に記載の可変容量形ポンプにおいて、前記スプール孔は前記スプール押付用スプリングを設けた側を小径部に形成するとともにこれと反対側を大径部に形成し、前記負荷圧感応スプールは前記大径部および小径部の両部分に摺動可能に嵌合し、前記負荷圧感応スプールの軸線方向両側となる前記スプール孔内に前記負荷圧を導入したことを特徴とする可変容量形ポンプ。3. The variable displacement pump according to claim 1, wherein the spool hole is formed in a small-diameter portion on a side where the spool pressing spring is provided, and is formed in a large-diameter portion on the opposite side thereof. The pressure-sensitive spool is slidably fitted to both the large-diameter portion and the small-diameter portion, and the load pressure is introduced into the spool holes on both sides in the axial direction of the load-pressure-sensitive spool. Variable displacement pump.