JP4009455B2 - Variable displacement vane pump - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、例えば車両のパワーステアリング装置に用いる可変容量型ベーンポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】
車両のパワーステアリング装置に用いる可変容量型ベーンポンプとして、図５〜図１０に示すものが従来から知られている。
この従来の可変容量型ベーンポンプは、図５に示すように、ボディ１に形成したボア２内に、サイドプレート３とアダプタリング４とを積層した状態で組み込んでいる。
また、図５のVI−VI線断面図である図６に示すように、上記アダプタリング４の内側には、カムリング５を組み込むとともに、このカムリング５を、ピン６を支点にアダプタリング４内で回動可能にしている。
【０００３】
上記ピン６に対して例えば１８０度位相をずらした位置には、シール部材７を設けている。そして、このシール部材７と上記ピン６とによって、カムリング５とアダプタリング４との間に、第１圧力室８と第２圧力室９とを区画形成している。
なお、これら第１圧力室８および第２圧力室９の容積は、上記カムリング５の回動位置に応じて変化するようにしている。
【０００４】
上記カムリング５の内側には、ロータ１０を設けている。このロータ１０は、図示していないエンジンに連係させた駆動軸１１に固定している。したがって、エンジンを作動させて、駆動軸１１を回転させると、この駆動軸１１と一体となってロータ１０が回転する。
また、上記ロータ１０には、複数のスリット１２を形成するとともに、各スリット１２にベーン１３を組み込んでいる。これらベーン１３は、半径方向に出没可能に組み込まれていて、ロータ１０の回転によって遠心力が作用すると、スリット１２から突出する。そして、ベーン１３の先端をカムリング５の内周に押し付けることにより、各ベーン１３間に複数のポンプ室１４が形成されるようにしている。
【０００５】
上記カムリング５は、その内周を駆動軸１１に対して偏心させているために、駆動軸１１とともにロータ１０が回転すると、この回転に伴って各ポンプ室１４の容積も変化する。そして、この回転に応じて容積が拡大するポンプ室１４を吸い込み側とし、この拡大するポンプ室１４に作動油が吸い込まれる。また、回転とともに容積が縮小するポンプ室１４を吐出側とし、この縮小するポンプ室１４から作動油が吐出される。なお、図６において、ロータ１０が左回転するときに、右上側から左上側の範囲に位置するポンプ室１４が吸い込み側となり、左下側から右下側の範囲に位置するポンプ室１４が吐出側となる。
【０００６】
図５に示すように、上記ボディ１の合わせ面にはカバー２０を固定し、このカバー２０によってボア２を塞いでいる。また、このカバー２０に形成した支持孔６５に、駆動軸１１の先端を挿入するとともに、この駆動軸１１を、支持孔６５の内周に組み込んだ軸受１５によって回転自在に支持している。
上記カバー２０の合わせ面には、高圧凹部１６ａと低圧凹部１７ａとを形成している。また、これら高圧凹部１６ａと低圧凹部１７ａとに対向する上記サイドプレート３の合わせ面にも、高圧凹部１６ｂと低圧凹部１７ｂとを形成している。そして、上記高圧凹部１６ａと高圧凹部１６ｂとを互いに対向させ、上記低圧凹部１７ａを低圧凹部１７ｂとを互いに対向させている。
【０００７】
上記高圧凹部１６ｂは、図６に示すように、吐出側のポンプ室１４が位置する図面下側に設けている。したがって、吐出側ポンプ室１４から吐出された圧油は、この高圧凹部１６ｂに導かれるとともに、この高圧凹部１６ｂに導いた圧油を、図５に示すように、サイドプレート３に形成した高圧通路１８を介して高圧室２８に供給するようにしている。
一方、上記低圧凹部１７ｂは、吸い込み側のポンプ室１４が位置する図面上側に設けている。したがって、吸い込み側のポンプ室１４には、カバー２０に形成した吸込ポート２１から低圧通路１９を介して低圧凹部１７ａに導いた作動油が吸い込まれることになる。
【０００８】
上記ボディ１には、開度調節機構Ａを組み込んでいる。この開度調節機構Ａは、図８に示すように、ボディ１に形成した組み付け穴２２の一方を、アダプタリング４とボア２とによって区画された第３流体室３１に連通させている。また、この組み付け孔２２の他方を、外部に開口させるとともに、この開口部を、筒状のキャップ２５によって塞いでいる。
上記キャップ２５の外周には、環状凹部２５ａを形成し、この環状凹部２５ａと組み付け穴２２との間に第１流体室２９を形成している。この第１流体室２９には、図６のVII−VII線断面図である図７に示すように、通路３６を介して上記高圧室２８を連通させている。また、この第１流体室２９は、上記キャップ２５に形成した絞り孔２５ｂを介してキャップ２５内の第２流体室３０に連通させている。
【０００９】
さらに、上記キャップ２５内には、制御プランジャ２３を摺動自在に組み込んでいる。この制御プランジャ２３の先端側には、流通孔３２を形成し、この流通孔３２を介して第２流体室３０と第３流体室３１とを連通させている。
そのため、高圧室２８から導いた圧油は、第１流体室２９→絞り孔２５ｂ→第２流体室３０→流通孔３２→第３流体室３１に導かれる。そして、この第３流体室３１に導いた圧油は、ボディ１に形成した吐出通路３３を介して吐出ポート３４に導かれる。
なお、図１０は、この従来のベーンポンプの模式図であり、同じ構成要素については同じ符号を付している。この図に示すように、高圧室２８の吐出油は、通路３６→絞り穴２５ｂ→吐出通路３３→吐出ポート３４を介してパワーステアリング装置ＰＳに供給される。
【００１０】
また、上記制御プランジャ２３の先端側には、フィードバックピン２６を設けている。そして、このフィードバックピン２６を、アダプタリング４に形成した孔２７に貫通させている。一方、上記第２流体室３０には、スプリング３５を組み込むとともに、このスプリング３５の弾性力を制御プランジャ２３に作用させている。そして、この制御プランジャ２３の先端で、上記フィードバックピン２６を押すことによって、このフィードバックピン２６を介してスプリング３５の弾性力をカムリング５に作用させている。
なお、上記フィードバックピン２６と孔２７との間のクリアランスを小さくすることによって、フィードバックピン２６と穴２７との隙間を介して第３流体室３１と第２圧力室９とが連通しないようにしている。
【００１１】
フィードバックピン２６が押し付けられたカムリング５は、ピン６を支点に図面左方向に回動し、その左側外周面がアダプタリング４の内周に押し付けられている。このようにカムリング５をアダプタリング４に押し付けると、ポンプ室１４の容積変化量が最大となり、吐出側ポンプ室１４から吐出される流量が最大になる。
また、このようにカムリング５が最左側位置にあれば、制御プランジャ２３も、最も左側に移動した状態を保ち、絞り孔２５ｂの開度が最大となる。つまり、カムリング５が最左側位置にあるとき、図１０に示すように、高圧室２８とパワーステアリング装置ＰＳとを連通する流路過程にある絞りの開度が最大となる。
【００１２】
上記の状態からカムリング５がピン６を支点に右方向に回動すると、フィードバックピン２６が右方向に押されるため、制御プランジャ２３も右方向に移動する。制御プランジャ２３が右方向に移動すると、この制御プランジャ２３の右側端によって絞り孔２５ｂが閉じられていく。
つまり、この開度調節機構Ａによって、カムリング５の動き、すなわち駆動軸１１に対するカムリング５の偏心量に応じて、絞り孔２５ｂの開度を制御するようにしている。また、この開度調節機構Ａは、上記したように、カムリング５の初期位置を保持する機能も兼ね備えている。
【００１３】
一方、図６に示すように、ボア２の上側には、カムリング５の回動位置を制御する制御バルブＢを組み込んでいる。
この制御バルブＢは、図９に示すように、ボディ１に形成した組み付け穴４０に、スプール４１とスプリング４２とを組み込んでいる。また、この組み付け穴４０の開口部をキャップ４３によって塞ぐとともに、このキャップ４３によってスプール４１のロッド部４１ａを押して、このスプリング４２のイニシャルバネ力をスプール４１に作用させている。
【００１４】
上記スプール４１には、第１ランド部３８と第２ランド部３９とを備え、第１ランド部３８とキャップ４３との間に第１パイロット室４９を形成し、第２ランド部３９と組み付け穴４０の底との間に第２パイロット室５０を形成している。また、第１ランド部３８と第２ランド部３９との間には、ドレン室３７を形成している。
上記第１パイロット室４９は、図１０に示すように、通路６１を介して高圧室２８に連通し、この高圧室２８の吐出圧を第１パイロット室４９に導くようにしている。
【００１５】
また、上記第２パイロット室５０には、パイロット通路４７を介して吐出ポート３４を連通させている。そして、吐出ポート３４に接続したパワーステアリング装置ＰＳの負荷圧を、パイロット通路４７を介して第２パイロット室５０に導くようにしている。
さらに、図９に示した上記ドレン室３７には、ドレンポート４８を連通し、このドレンポート４８によって、ドレン室３７をタンクに連通させている。
さらにまた、上記第１ランド部３８にドレン用環状溝４４と絞り溝４６とを形成し、絞り溝４６を介してドレン用環状溝４４とドレン室３７とを連通させている。
【００１６】
上記組み付け穴４０には、第１通路５１を連通させている。この第１通路５１は、図６に示すように、アダプタリング４に形成した第１貫通穴６３を介して第１圧力室８に連通している。そして、図示する状態で、第１圧力室８を、第１貫通穴６３→第１通路５１→ドレン用環状溝４４→絞り溝４６→ドレン室３７→ドレンポート４８を介してタンクに連通させている。
【００１７】
また、上記組み付け穴４０の内周に形成した環状溝５３に、第２通路５２を連通させている。この第２通路５２は、図６に示すように、アダプタリング４に形成した第２貫通穴６４を介して第２圧力室９に連通している。
なお、上記第２圧力室９は、図６に示す小孔５４を介して上記高圧室２８に連通し、この第２圧力室９に、高圧室２８からの圧力を導くようにしている。そして、図示するように、環状溝５３がスプール４１によって塞がれているときに、第２圧力室９内の圧力が高圧室２８と同圧に保たれている。
【００１８】
このように第２圧力室９が高圧室２８と同圧に保たれていて、しかも、第１圧力室８がタンク圧になっていると、カムリング５は、その左側側面をアダプタリング４の内周に押し付けた状態を保つ。このようにカムリング５が最も左側に回動した位置にあると、ポンプ室１４の容積変化量が最大となり、吐出量も最大となる。
なお、上記制御バルブＢおよび第１、第２圧力室８、９等によって、カムリング５の位置を、吐出量に応じて制御するが、その作用については後で説明する。
【００１９】
また、上記制御バルブＢのスプール４１内には、図９に示すようにリリーフ弁Ｒを組み込んでいる。このリリーフ弁Ｒは、吐出ポート３４に接続したパワーステアリング装置ＰＳの最高圧を規制するものである。すなわち、この制御バルブＢは、スプール４１内に組み込んだシート部材５５と、このシート部材５５に形成した通路５６を遮断するボール５７と、このボール５７をガイドするガイド部材５８と、ボール５７をシート部材５５に押し付けるスプリング５９とから構成されている。そして、通常、ボール５７によってスプール４１内と通路５６との連通を遮断しているが、パワーステアリング装置ＰＳの負荷圧が、スプリング５９によって設定した圧力以上になると、ボール５７がシート部材５５から離れて、第２パイロット室５０とスプール４１内とが連通する。
【００２０】
このように第２パイロット室５０とスプール４１内とが連通すると、パワーステアリング装置ＰＳの負荷圧が、吐出ポート３４→パイロット通路４７→第２パイロット室５０→通路５６→スプール４１内→スプール４１に形成した排出穴６０→ドレン室３７→ドレンポート４８を介してタンクに排出される。また、このとき、スプール４１が図中右側に移動することにより、第１圧力室８への圧油供給と、第２圧力室９からの圧油排出とがなされて、カムリング５の偏心量を小さくする。以上のようにして、パワーステアリング装置ＰＳの最高圧を制御するようにしている。
【００２１】
次に、この従来のベーンポンプの作用を説明する。
まず、エンジンの駆動によって、ロータ１０を回転させると、遠心力によってベーン１３が突出し、複数のポンプ室１４が形成される。そして、図６中上側の位置で、吸い込み側ポンプ室１４に作動油が吸い込まれて、このポンプ室１４に吸い込まれた作動油が、ロータ１０の回転に伴って圧縮される。そして、この圧縮された圧油が、ポンプ室１４から下側位置に達した時点で高圧室２８（図５参照）に吐出される。
【００２２】
高圧室２８に吐出された吐出油は、通路３６（図７参照）を介して第１流体室２９に導かれる。そして、図８に示す通り、この第１流体室２９から絞り孔２５ｂ→第２流体室３０→流通孔３２→第３流体室３１→吐出通路３３→吐出ポート３４を介してパワーステアリング装置ＰＳに供給される。
このようにして高圧室２８から吐出された圧油がパワーステアリング装置ＰＳに供給されると、絞り孔２５ｂの前後に圧力差が生じる。そして、この絞り孔２５ｂの上流側の圧力が、図１０に示すように、通路６１を介して制御バルブＢの第１パイロット室４９に導かれ、絞り孔２５ｂの下流側の圧力が、パイロット通路４７を介して制御バルブＢの第２パイロット室５０に導かれる。
【００２３】
したがって、上記制御バルブＢのスプール４１には、第１パイロット室４９のパイロット圧による図面右方向の推力と、第２パイロット室５０のパイロット圧およびスプリング４２の弾性力による図面左方向の推力とが作用する。そして、これら推力のバランスする位置にスプール４１が移動することになる。
【００２４】
上記絞り孔２５ｂの前後の差圧は、そこを通過する流量に比例するため、吐出量の少ない低回転時は、絞り孔２５ｂ前後に生じる差圧も小さい。そのため、制御バルブＢは、スプリング４２によって、図１０に示す位置を保ち、このとき第１圧力室８がタンクに連通し、第２圧力室９には、高圧室２８の高圧が小孔５４を介して導かれる。つまり、ポンプが低回転している間は、カムリング５が図示する最大偏心位置を保っている。
したがって、吐出ポート３４から吐出される流量は、ポンプの回転数に伴って上昇していく。
【００２５】
上記の状態からポンプ回転数が上昇し、ポンプ吐出量が増大すると、絞り孔２５ｂ前後の差圧も大きくなる。そして、この差圧によってスプール４１に作用する右方向の推力が、スプリング４２のイニシャル弾性力よりも大きくなると、このスプール４１が右方向に移動する。その結果、第１パイロット室４９と第１通路５１とが連通し、第１通路５１→第１貫通孔６３を介して高圧室２８と同圧の圧力第１圧力室８に導入される。また、このとき第２圧力室９が、第２貫通穴６４→第２通路５２→環状溝５３→ノッチ６２→ドレン室３７を介してドレンポート４８に連通する。
したがって、カムリング５は、第１圧力室８と第２圧力室９との差圧により発生する力によって、開度調節機構Ａのスプリング３５のバネ力と釣り合う位置まで回動する。
【００２６】
上記のようにして、カムリング５が右方向に回動すると、ポンプ室１４の容積変化率が小さくなり、ロータ１０の一回転当たりの押しのけ容積も減る。ここで、ポンプの吐出量というのは、ロータ１０の一回転当たりの押しのけ容積に、その回転数をかけあわせたものである。したがって、ロータ１０の回転数がある程度上昇してきた時点で、その一回転当たりの押しのけ容積を少なくし始めると、その吐出量が一定に保たれる。つまり、所定の吐出量に達すると、カムリング５の偏心量を調節して、その吐出量を一定に保つようにしている。そして、この吐出量に対するカムリング５の偏心量の制御を、制御バルブＢ、第１，第２圧力室８，９および絞り孔２５ｂによって行うようにしている。
【００２７】
上記のようにして、ポンプの吐出量が安定した後、さらにロータ１０の回転数を上げていくと、カムリング５がさらに右方向に回動する。そして、このカムリング５の回動に応じて、位置検出機構Ａの制御プランジャが絞り孔２５ｂを閉じていく。そのため、この絞り孔２５ｂを介して吐出ポート３４へ供給される作動油が制限される。また、絞り孔２５ｂの開度を小さくすると、その前後の圧力差も大きくなるので、それによって制御バルブＢのスプール４１がさらに右方向に移動する。そのため、カムリング５がさらに右方向に回動し、それによって吐出量がさらに減少することになる。
つまり、上記従来例では、低回転域にあれば、回転数に応じて流量が増加するが、所定の回転数を超えた時点からしばらくの間、流量を一定に保ち、さらに回転数が上がると、今度は流量を減らすように、その流量制御特性を設定している。
【００２８】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来の可変容量型ベーンポンプでは、パワーステアリング装置ＰＳ側の負荷を考慮せずにその吐出量を制御しているので、エネルギーロスが生じるという問題があった。例えば、直進走行中に、ステアリングを操作していなければ、パワーステアリング装置ＰＳに供給する流量は少なくて足りる。しかし、上記従来例では、回転数に応じて所定の流量制御特性が常に発揮されるため、直進走行中でも、パワーステアリング装置ＰＳに必要以上の流量を供給していた。特に、低・中速走行中は、吐出量が多いので、大きなエネルギーロスが生じていた。
この発明の目的は、エネルギーロスの少ない可変容量型ベーンポンプを提供することである。
【００２９】
【課題を解決するための手段】
この発明は、ハウジング内には、駆動軸に対して偏心可能に組み込んだカムリングと、このカムリングの内側に組み込むとともに、上記駆動軸と一体に回転するロータと、このロータに径方向に出没可能に組み込んだ複数のベーンと、各ベーン間に形成される複数のポンプ室と、ポンプ室から吐出した圧油を、負荷を接続する吐出ポートに導く吐出通路と、この吐出通路に設けた可変絞りと、上記ポンプ室から吐出される流量に応じてカムリングの偏心量を制御するカムリング制御機構と、カムリングの偏心量に応じて上記可変絞りの開度を制御する開度調節機構とを備え、上記カムリングの偏心量によって、ロータ一回転当たりの押しのけ容積を可変にした可変容量型ベーンポンプにおいて、上記吐出通路の可変絞りの上流側と下流側とをバイパス通路を介して接続するとともに、このバイパス通路に負荷圧感応バルブを設け、上記負荷圧感応バルブは、負荷圧が設定圧以下のときにバイパス通路を閉じ、負荷圧が設定圧を超えたときにバイパス通路を開いて、可変絞り上流側の圧油を、バイパス通路を介して可変絞り下流側の吐出通路に合流させる構成にしたことを特徴とする。
【００３０】
【発明の実施の形態】
図１〜図４に示すこの発明の一実施形態は、負荷圧感応バルブＦを設けた点に特徴を有するものである。可変容量型ベーンポンプとしての基本的な構造と、その基本的な作用については前記従来例と同様である。
したがって、以下では、上記負荷圧感応バルブＦの構成および作用を中心に説明し、従来と同じ構成要素については同じ符号を付し、その詳細な説明を省略する。
なお、この実施形態のボディ１とカバー２０とによって、この発明のハウジングを構成している。
【００３１】
図１に示すように、カバー２０には、負荷圧感応バルブＦを組み込んでいる。この負荷圧感応バルブＦは、図２に示すように、カバー２０に形成した組み付け孔７０に、スプール７１を摺動自在に組み込んでいる。また、組み付け孔７０の開口部を、キャップ７２によって塞ぐとともに、このキャップ７２とスプール７１との間を、パイロット室７３としている。さらに、スプール７１の先端側には、スプリング７４を組み込み、このスプリング７４のイニシャル弾性力を、スプール７１に作用させている。
【００３２】
上記カバー２０には、第１連通路７５と第２連通路７６とを形成している。上記第１連通路７５は、図１に示すように、その一端を第３流体室３１に連通し、その他端を上記パイロット室７３に連通させている。また、上記第２連通路７６は、その一端を組み付け孔７０の内周に形成した環状溝７７に連通し、他端を高圧室２８（図４参照）に連通させている。なお、図４は、この実施形態の模式図であり、同じ構成要素については同じ符号で示している。この図４に示すように、負荷圧感応バルブＦには、第２連通路７６を介して高圧室２８と同圧の圧油を導いている。したがって、負荷圧感応バルブＦが開けば、この負荷圧感応バルブＦを介してパワーステアリング装置ＰＳ側に圧油が供給される。
【００３３】
なお、図１に示すように、スプリング７４を組み込んだスプリング室７８には、カバー２０に形成した排出路７９を介して低圧となる支持孔６５に連通させている。
【００３４】
上記スプール７１には、軸方向穴８０を形成し、この軸方向穴８０の一端をパイロット室７３に開口させている。また、この軸方向穴８０の底には、スプール７１の外周に開口する径方向孔８１を連通させている。この径方向孔８１は、図示するノーマル状態で、環状溝７７との連通が遮断されているが、図３に示すように、パイロット室７３に大きな負荷圧が導かれることによって、スプール７１がスプリング７４に抗して移動すると、環状溝７７に連通する。
このようにして径方向孔８１と環状溝７７とが連通すると、高圧室２８と同圧の圧油が、第２連通路７６→環状溝７７→径方向孔８１→軸方向穴８０→パイロット室７３→第２連通路７５→第３流体室３１に供給される。
【００３５】
また、この第３流体室３１に供給された圧油は、図４に示すように、吐出通路３３→吐出ポート３４を介してパワーステアリング装置ＰＳに供給されることになる。
なお、図示するように、負荷圧感応バルブＦは、絞り孔２５ｂによって構成される可変絞りの上流側と下流側とを接続する通路にある。そして、この負荷圧感応バルブＦを接続した第１連通路７５と第２連通路７６とが、この発明のバイパス通路に相当するものである。
【００３６】
次に、この実施形態の作用を説明するが、この実施形態でも、基本となる流量制御特性は、前記従来例と同じである。すなわち、この実施形態でも、回転数が低いときには、回転数に応じて流量が増加し、所定の回転数を超えた時点からしばらくの間、流量が一定になり、それ以上の回転数になると、流量を減らすようにしている。
【００３７】
ただし、この実施形態では、パワーステアリング装置ＰＳの負荷圧に応じて、流量をさらに制御できるようにしている。例えば、直進走行中など、パワーステアリング装置ＰＳのアシスト力をほとんど必要としない場合には、パワーステアリング装置ＰＳ側の負荷圧も低い。このように負荷圧が低いと、負荷感応バルブＦのパイロット室７３内の圧力も低い。なぜなら、パワーステアリング装置ＰＳの負荷圧は、吐出ポート３４→吐出通路３３→第３流体室３１→第１連通路７５を介して負荷感応バルブＦのパイロット室７３に導いているからである。
そのため、負荷圧感応バルブＦは、図示するノーマル状態を保ち、第１連通路７５と第２連通路７６との連通を遮断している。
【００３８】
このように負荷圧感応バルブＦによって、第１連通路７５と第２連通路７６との連通が遮断されていると、高圧室２８と同圧の圧油は、図４に示すように、通路３６→絞り孔２５ｂ→吐出通路３３→吐出ポート３４を介してパワーステアリング装置ＰＳに供給される。このとき、絞り孔２５ｂを介してパワーステアリング装置ＰＳに供給される流量というのは、このパワーステアリング装置ＰＳに応答遅れが生じないだけの最小流量に設定している。つまり、パワーステアリング装置ＰＳのアシスト力を必要としないときは、必要最小限の流量のみを供給するようにしている。
【００３９】
上記の状態から、例えばステアリングホィールを操舵すると、パワーステアリング装置ＰＳ側の負荷圧が上昇する。そのため、負荷圧感応バルブＦのパイロット室７３の圧力が上昇し、それによってスプール７１が切り換わり、第１連通路７５と第２連通路７６とが連通する。このようにして絞り孔２５ｂの上流側と下流側とが、負荷圧感応バルブＦを介して連通すると、高圧室２８から吐出された圧油は、負荷圧感応バルブＦを通って絞り孔２５ｂの下流側に合流する。すなわち、絞り孔２５ｂを通過した流量と、負荷圧感応バルブＦを通過した流量との合計流量が、パワーステアリング装置ＰＳに供給される。この合計流量とは、パワーステアリング装置ＰＳが所定のアシスト力を発揮するために必要とする流量に設定している。したがって、パワーステアリング装置ＰＳは、所定のアシスト力を発揮することになる。
【００４０】
以上のように、この実施形態によれば、パワーステアリング装置ＰＳを使用した場合にのみ、必要とする流量が吐出されるようにしたので、無駄な流量をパワーステアリング装置ＰＳに供給することを防止できる。
また、ポンプ室１４の押しのけ容積を小さくすることによって、無駄な流量を吐出することを防止しているので、駆動トルクも小さくなる。このように駆動トルクが小さくなるので、自動車の燃費も向上する。
さらに、吐出量を少なくしているので、パワーステアリング装置ＰＳ側で生じる配管抵抗も減少する。このように配管抵抗が減少すれば、システム全体の回路圧を下げることができるので、このことによっても、駆動トルクを低減できる。
【００４１】
さらにまた、パワーステアリング装置ＰＳに供給する流量を少なくすることによって、このパワーステアリング装置ＰＳの油温低減効果も期待できる。すなわち、パワーステアリング装置ＰＳに圧油を供給すると、配管抵抗によって装置自体の温度が上昇するが、この熱を逃がすために、オイルクーラなどの特別な冷却装置を備えている車種もある。しかし、上記のように、油温低減効果によって、パワーステアリング装置ＰＳの温度上昇を押さえると、オイルクーラなどの特別な冷却装置が不要になる。つまり、油温低減効果によって、製品コストだけでなく、システム全体のコストを安くすることもできる。
【００４２】
なお、上記実施形態では、車両のパワーステアリング装置に用いる例について説明したが、この発明のベーンポンプは、他の装置に用いることができる。特に、負荷が変動する機器に圧油を供給する場合には、上記のような省エネ効果が期待できる。
【００４３】
【発明の効果】
負荷圧が設定圧を超えたときにのみ、負荷圧感応バルブを開いて、吐出油を合流させて所定の流量を供給する構成にしたので、負荷圧が設定圧以下であれば、その間、供給流量を少なくすることができる。このように供給量を少なくすることができるので、その分、エネルギーロスを少なくすることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施形態の断面図である。
【図２】負荷圧感応バルブの部分拡大断面図である。
【図３】負荷圧感応バルブの部分拡大断面図である。
【図４】実施形態の模式図である。
【図５】従来例の断面図である。
【図６】図５のVI−VI線断面図である。
【図７】図６のVII−VII線断面図である。
【図８】開度調節機構Ａの部分拡大図である。
【図９】制御バルブＢの部分拡大図である。
【図１０】従来例の模式図である。
【符号の説明】
Ａ 開度調節機構
Ｂ この発明のカムリング制御機構を構成する制御バルブ
Ｆ 負荷圧感応バルブ
１ この発明のハウジングを構成するボディ
５ カムリング
８ この発明のカムリング制御機構を構成する第１圧力室
９ この発明のカムリング制御機構を構成する第２圧力室
１０ ロータ
１１ 駆動軸
１３ ベーン
１４ ポンプ室
２５ｂ この発明の可変絞りを構成する絞り孔
３３ 吐出通路
３４ 吐出ポート
７５ この発明のバイパス通路を構成する第１連通路
７６ この発明のバイパス通路を構成する第２連通路[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable displacement vane pump used for, for example, a power steering device of a vehicle.
[0002]
[Prior art]
As variable displacement vane pumps used in vehicle power steering devices, those shown in FIGS. 5 to 10 are conventionally known.
As shown in FIG. 5, this conventional variable displacement vane pump is assembled in a bore 2 formed in a body 1 in a state where a side plate 3 and an adapter ring 4 are laminated.
Further, as shown in FIG. 6 which is a sectional view taken along line VI-VI in FIG. 5, a cam ring 5 is incorporated inside the adapter ring 4, and the cam ring 5 is mounted in the adapter ring 4 with the pin 6 as a fulcrum. It can be turned.
[0003]
For example, a seal member 7 is provided at a position shifted by 180 degrees from the pin 6. The seal member 7 and the pin 6 define a first pressure chamber 8 and a second pressure chamber 9 between the cam ring 5 and the adapter ring 4.
The volumes of the first pressure chamber 8 and the second pressure chamber 9 change according to the rotational position of the cam ring 5.
[0004]
A rotor 10 is provided inside the cam ring 5. The rotor 10 is fixed to a drive shaft 11 linked to an engine (not shown). Therefore, when the engine is operated and the drive shaft 11 is rotated, the rotor 10 is rotated integrally with the drive shaft 11.
The rotor 10 is formed with a plurality of slits 12 and a vane 13 is incorporated in each slit 12. These vanes 13 are incorporated so as to be able to appear and retract in the radial direction, and project from the slits 12 when a centrifugal force is applied by the rotation of the rotor 10. A plurality of pump chambers 14 are formed between the vanes 13 by pressing the tips of the vanes 13 against the inner periphery of the cam ring 5.
[0005]
Since the cam ring 5 has its inner periphery eccentric with respect to the drive shaft 11, when the rotor 10 rotates together with the drive shaft 11, the volume of each pump chamber 14 also changes with this rotation. Then, the pump chamber 14 whose volume is increased in accordance with the rotation is set as the suction side, and the working oil is sucked into the pump chamber 14 which is expanded. Further, the pump chamber 14 whose volume is reduced with rotation is set as a discharge side, and hydraulic oil is discharged from the pump chamber 14 which is reduced. In FIG. 6, when the rotor 10 rotates counterclockwise, the pump chamber 14 located in the range from the upper right side to the upper left side becomes the suction side, and the pump chamber 14 located in the range from the lower left side to the lower right side becomes the discharge side. It becomes.
[0006]
As shown in FIG. 5, a cover 20 is fixed to the mating surface of the body 1, and the bore 2 is blocked by the cover 20. Further, the tip of the drive shaft 11 is inserted into the support hole 65 formed in the cover 20, and the drive shaft 11 is rotatably supported by a bearing 15 incorporated in the inner periphery of the support hole 65.
A high pressure recess 16 a and a low pressure recess 17 a are formed on the mating surface of the cover 20. Moreover, the high pressure recessed part 16b and the low pressure recessed part 17b are also formed in the mating surface of the side plate 3 facing the high pressure recessed part 16a and the low pressure recessed part 17a. The high pressure recess 16a and the high pressure recess 16b are opposed to each other, and the low pressure recess 17a is opposed to the low pressure recess 17b.
[0007]
As shown in FIG. 6, the high-pressure recess 16b is provided on the lower side of the drawing where the discharge-side pump chamber 14 is located. Accordingly, the pressure oil discharged from the discharge-side pump chamber 14 is guided to the high-pressure recess 16b, and the pressure oil guided to the high-pressure recess 16b is formed in the side plate 3 as shown in FIG. The high pressure chamber 28 is supplied via 18.
On the other hand, the low-pressure recess 17b is provided on the upper side of the drawing where the suction-side pump chamber 14 is located. Therefore, the hydraulic oil led to the low pressure recess 17 a from the suction port 21 formed in the cover 20 through the low pressure passage 19 is sucked into the pump chamber 14 on the suction side.
[0008]
The body 1 incorporates an opening adjustment mechanism A. As shown in FIG. 8, the opening adjustment mechanism A allows one of the assembly holes 22 formed in the body 1 to communicate with the third fluid chamber 31 defined by the adapter ring 4 and the bore 2. In addition, the other end of the assembly hole 22 is opened to the outside, and the opening is closed by a cylindrical cap 25.
An annular recess 25 a is formed on the outer periphery of the cap 25, and a first fluid chamber 29 is formed between the annular recess 25 a and the assembly hole 22. As shown in FIG. 7, which is a sectional view taken along the line VII-VII of FIG. 6, the high pressure chamber 28 is communicated with the first fluid chamber 29 via a passage 36. The first fluid chamber 29 is communicated with the second fluid chamber 30 in the cap 25 through a throttle hole 25 b formed in the cap 25.
[0009]
Further, a control plunger 23 is slidably incorporated in the cap 25. A flow hole 32 is formed on the distal end side of the control plunger 23, and the second fluid chamber 30 and the third fluid chamber 31 are communicated with each other through the flow hole 32.
Therefore, the pressure oil guided from the high pressure chamber 28 is guided to the first fluid chamber 29 → the throttle hole 25 b → the second fluid chamber 30 → the flow hole 32 → the third fluid chamber 31. The pressure oil guided to the third fluid chamber 31 is guided to the discharge port 34 via the discharge passage 33 formed in the body 1.
FIG. 10 is a schematic diagram of this conventional vane pump, and the same constituent elements are denoted by the same reference numerals. As shown in this figure, the discharge oil in the high pressure chamber 28 is supplied to the power steering device PS via the passage 36 → the throttle hole 25 b → the discharge passage 33 → the discharge port 34.
[0010]
Further, a feedback pin 26 is provided on the distal end side of the control plunger 23. The feedback pin 26 is passed through a hole 27 formed in the adapter ring 4. On the other hand, a spring 35 is incorporated in the second fluid chamber 30 and the elastic force of the spring 35 is applied to the control plunger 23. Then, by pushing the feedback pin 26 at the tip of the control plunger 23, the elastic force of the spring 35 is applied to the cam ring 5 via the feedback pin 26.
In addition, by reducing the clearance between the feedback pin 26 and the hole 27, the third fluid chamber 31 and the second pressure chamber 9 are not communicated with each other through the gap between the feedback pin 26 and the hole 27. Yes.
[0011]
The cam ring 5 to which the feedback pin 26 is pressed is rotated leftward with respect to the pin 6 as a fulcrum, and the left outer peripheral surface thereof is pressed against the inner periphery of the adapter ring 4. When the cam ring 5 is pressed against the adapter ring 4 in this way, the volume change amount of the pump chamber 14 becomes maximum, and the flow rate discharged from the discharge side pump chamber 14 becomes maximum.
If the cam ring 5 is in the leftmost position in this way, the control plunger 23 is also moved to the leftmost position, and the opening of the throttle hole 25b is maximized. That is, when the cam ring 5 is at the leftmost position, as shown in FIG. 10, the opening of the throttle in the flow path process that connects the high pressure chamber 28 and the power steering device PS is maximized.
[0012]
When the cam ring 5 rotates to the right with the pin 6 as a fulcrum from the above state, the feedback pin 26 is pushed to the right, so that the control plunger 23 also moves to the right. When the control plunger 23 moves rightward, the throttle hole 25b is closed by the right end of the control plunger 23.
That is, the opening adjustment mechanism A controls the opening of the throttle hole 25b according to the movement of the cam ring 5, that is, the amount of eccentricity of the cam ring 5 with respect to the drive shaft 11. In addition, the opening adjustment mechanism A also has a function of maintaining the initial position of the cam ring 5 as described above.
[0013]
On the other hand, as shown in FIG. 6, a control valve B that controls the rotational position of the cam ring 5 is incorporated above the bore 2.
As shown in FIG. 9, the control valve B incorporates a spool 41 and a spring 42 in an assembly hole 40 formed in the body 1. Further, the opening portion of the assembly hole 40 is closed by a cap 43, and the rod portion 41 a of the spool 41 is pushed by the cap 43 so that the initial spring force of the spring 42 is applied to the spool 41.
[0014]
The spool 41 includes a first land portion 38 and a second land portion 39, a first pilot chamber 49 is formed between the first land portion 38 and the cap 43, and the second land portion 39 and an assembly hole are formed. A second pilot chamber 50 is formed between the bottom of 40. A drain chamber 37 is formed between the first land portion 38 and the second land portion 39.
As shown in FIG. 10, the first pilot chamber 49 communicates with the high pressure chamber 28 via a passage 61 so that the discharge pressure of the high pressure chamber 28 is guided to the first pilot chamber 49.
[0015]
The discharge port 34 is communicated with the second pilot chamber 50 through a pilot passage 47. Then, the load pressure of the power steering device PS connected to the discharge port 34 is guided to the second pilot chamber 50 via the pilot passage 47.
Further, a drain port 48 communicates with the drain chamber 37 shown in FIG. 9, and the drain chamber 37 communicates with the tank through the drain port 48.
Furthermore, the drain annular groove 44 and the throttle groove 46 are formed in the first land portion 38, and the drain annular groove 44 and the drain chamber 37 are communicated with each other through the throttle groove 46.
[0016]
A first passage 51 is communicated with the assembly hole 40. As shown in FIG. 6, the first passage 51 communicates with the first pressure chamber 8 through a first through hole 63 formed in the adapter ring 4. In the state shown in the figure, the first pressure chamber 8 is communicated with the tank via the first through hole 63 → the first passage 51 → the drain annular groove 44 → the throttle groove 46 → the drain chamber 37 → the drain port 48. Yes.
[0017]
The second passage 52 is communicated with an annular groove 53 formed on the inner periphery of the assembly hole 40. As shown in FIG. 6, the second passage 52 communicates with the second pressure chamber 9 through a second through hole 64 formed in the adapter ring 4.
The second pressure chamber 9 communicates with the high pressure chamber 28 through a small hole 54 shown in FIG. 6, and the pressure from the high pressure chamber 28 is guided to the second pressure chamber 9. As shown in the drawing, when the annular groove 53 is closed by the spool 41, the pressure in the second pressure chamber 9 is maintained at the same pressure as that of the high pressure chamber 28.
[0018]
As described above, when the second pressure chamber 9 is kept at the same pressure as the high pressure chamber 28 and the first pressure chamber 8 is at the tank pressure, the cam ring 5 has its left side face located inside the adapter ring 4. Keep pressed against the circumference. As described above, when the cam ring 5 is located at the leftmost position, the volume change amount of the pump chamber 14 is maximized and the discharge amount is also maximized.
The position of the cam ring 5 is controlled according to the discharge amount by the control valve B and the first and second pressure chambers 8 and 9 and the like, and the operation will be described later.
[0019]
A relief valve R is incorporated in the spool 41 of the control valve B as shown in FIG. The relief valve R regulates the maximum pressure of the power steering device PS connected to the discharge port 34. That is, the control valve B includes a seat member 55 incorporated in the spool 41, a ball 57 that blocks a passage 56 formed in the seat member 55, a guide member 58 that guides the ball 57, and the ball 57 as a seat. The spring 59 is pressed against the member 55. Usually, the communication between the inside of the spool 41 and the passage 56 is blocked by the ball 57, but when the load pressure of the power steering device PS exceeds the pressure set by the spring 59, the ball 57 is separated from the seat member 55. Thus, the second pilot chamber 50 communicates with the inside of the spool 41.
[0020]
When the second pilot chamber 50 communicates with the inside of the spool 41 in this way, the load pressure of the power steering device PS is changed from the discharge port 34 → the pilot passage 47 → the second pilot chamber 50 → the passage 56 → the inside of the spool 41 → the spool 41. It is discharged to the tank through the formed discharge hole 60 → drain chamber 37 → drain port 48. At this time, when the spool 41 moves to the right side in the figure, the pressure oil is supplied to the first pressure chamber 8 and the pressure oil is discharged from the second pressure chamber 9, and the eccentric amount of the cam ring 5 is reduced. Make it smaller. As described above, the maximum pressure of the power steering device PS is controlled.
[0021]
Next, the operation of this conventional vane pump will be described.
First, when the rotor 10 is rotated by driving the engine, the vane 13 protrudes due to centrifugal force, and a plurality of pump chambers 14 are formed. Then, at the upper position in FIG. 6, the working oil is sucked into the suction-side pump chamber 14, and the working oil sucked into the pump chamber 14 is compressed as the rotor 10 rotates. The compressed pressure oil is discharged from the pump chamber 14 to the high pressure chamber 28 (see FIG. 5) when it reaches the lower position.
[0022]
The discharged oil discharged to the high pressure chamber 28 is guided to the first fluid chamber 29 through the passage 36 (see FIG. 7). As shown in FIG. 8, the first fluid chamber 29 is connected to the power steering device PS via the throttle hole 25 b → the second fluid chamber 30 → the flow hole 32 → the third fluid chamber 31 → the discharge passage 33 → the discharge port 34. Supplied.
When the pressure oil discharged from the high pressure chamber 28 is supplied to the power steering device PS in this way, a pressure difference is generated before and after the throttle hole 25b. Then, as shown in FIG. 10, the pressure on the upstream side of the throttle hole 25b is guided to the first pilot chamber 49 of the control valve B through the passage 61, and the pressure on the downstream side of the throttle hole 25b is changed to the pilot passage. 47 is led to the second pilot chamber 50 of the control valve B.
[0023]
Therefore, the spool 41 of the control valve B has a rightward thrust in the drawing due to the pilot pressure in the first pilot chamber 49 and a leftward thrust in the drawing due to the pilot pressure in the second pilot chamber 50 and the elastic force of the spring 42. Works. Then, the spool 41 moves to a position where these thrusts are balanced.
[0024]
Since the differential pressure before and after the throttle hole 25b is proportional to the flow rate passing through the throttle hole 25b, the differential pressure generated before and after the throttle hole 25b is small at the time of low rotation with a small discharge amount. Therefore, the control valve B maintains the position shown in FIG. 10 by the spring 42. At this time, the first pressure chamber 8 communicates with the tank, and the high pressure of the high-pressure chamber 28 passes through the small hole 54 in the second pressure chamber 9. Led through. That is, while the pump is rotating at a low speed, the cam ring 5 maintains the maximum eccentric position shown in the figure.
Therefore, the flow rate discharged from the discharge port 34 increases with the rotation speed of the pump.
[0025]
When the pump rotation speed increases from the above state and the pump discharge amount increases, the differential pressure across the throttle hole 25b also increases. When the rightward thrust acting on the spool 41 due to the differential pressure becomes larger than the initial elastic force of the spring 42, the spool 41 moves to the right. As a result, the first pilot chamber 49 and the first passage 51 communicate with each other, and the first pilot chamber 49 and the first passage 51 are introduced into the first pressure chamber 8 having the same pressure as the high-pressure chamber 28 through the first passage 51 → the first through hole 63. At this time, the second pressure chamber 9 communicates with the drain port 48 via the second through hole 64 → the second passage 52 → the annular groove 53 → the notch 62 → the drain chamber 37.
Therefore, the cam ring 5 rotates to a position that balances with the spring force of the spring 35 of the opening adjustment mechanism A by the force generated by the differential pressure between the first pressure chamber 8 and the second pressure chamber 9.
[0026]
As described above, when the cam ring 5 rotates to the right, the volume change rate of the pump chamber 14 is reduced, and the displacement volume per rotation of the rotor 10 is also reduced. Here, the discharge amount of the pump is obtained by multiplying the displacement per rotation of the rotor 10 by the number of rotations. Therefore, when the displacement of the rotor 10 starts to decrease when the rotational speed of the rotor 10 increases to some extent, the discharge amount is kept constant. That is, when the predetermined discharge amount is reached, the eccentric amount of the cam ring 5 is adjusted to keep the discharge amount constant. The eccentric amount of the cam ring 5 with respect to the discharge amount is controlled by the control valve B, the first and second pressure chambers 8 and 9, and the throttle hole 25b.
[0027]
As described above, when the number of revolutions of the rotor 10 is further increased after the pump discharge amount is stabilized, the cam ring 5 is further rotated rightward. Then, in response to the rotation of the cam ring 5, the control plunger of the position detection mechanism A closes the throttle hole 25b. Therefore, the hydraulic oil supplied to the discharge port 34 through the throttle hole 25b is limited. Further, if the opening degree of the throttle hole 25b is reduced, the pressure difference between the front and rear is also increased, whereby the spool 41 of the control valve B is further moved to the right. For this reason, the cam ring 5 is further rotated in the right direction, thereby further reducing the discharge amount.
That is, in the above conventional example, the flow rate increases according to the rotational speed if it is in the low rotational speed range, but if the flow rate is kept constant for a while after the predetermined rotational speed is exceeded, and the rotational speed further increases. This time, the flow rate control characteristic is set so as to reduce the flow rate.
[0028]
[Problems to be solved by the invention]
In the conventional variable displacement vane pump, the discharge amount is controlled without considering the load on the power steering device PS side, which causes a problem of energy loss. For example, if the steering is not operated during straight running, the flow rate supplied to the power steering device PS is small. However, in the above conventional example, since a predetermined flow rate control characteristic is always exhibited according to the rotational speed, an unnecessarily high flow rate is supplied to the power steering device PS even during straight traveling. In particular, during low and medium speed running, a large amount of energy was lost due to the large discharge amount.
An object of the present invention is to provide a variable displacement vane pump with low energy loss.
[0029]
[Means for Solving the Problems]
The present invention includes a cam ring incorporated in the housing so as to be eccentric with respect to the drive shaft, a rotor that is incorporated inside the cam ring, and a rotor that rotates integrally with the drive shaft, and is capable of appearing in and out of the rotor in a radial direction. A plurality of built-in vanes, a plurality of pump chambers formed between the vanes, a discharge passage for guiding the pressure oil discharged from the pump chamber to a discharge port connecting a load, and a variable throttle provided in the discharge passage; A cam ring control mechanism for controlling an eccentric amount of the cam ring according to a flow rate discharged from the pump chamber, and an opening degree adjusting mechanism for controlling an opening degree of the variable throttle according to the eccentric amount of the cam ring. In the variable displacement vane pump in which the displacement per rotor rotation is variable depending on the amount of eccentricity, the upstream side and the downstream side of the variable throttle in the discharge passage In addition to connecting via the bypass passage, a load pressure sensitive valve is provided in the bypass passage. The load pressure sensitive valve closes the bypass passage when the load pressure is lower than the set pressure, and the load pressure exceeds the set pressure. Further, the bypass passage is opened, and the pressure oil on the upstream side of the variable throttle is joined to the discharge passage on the downstream side of the variable throttle through the bypass passage.
[0030]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
The embodiment of the present invention shown in FIGS. 1 to 4 is characterized in that a load pressure sensitive valve F is provided. The basic structure of the variable displacement vane pump and the basic operation thereof are the same as those of the conventional example.
Therefore, in the following, the configuration and operation of the load pressure sensitive valve F will be mainly described, the same components as those in the related art will be denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof will be omitted.
In addition, the housing 1 of this invention is comprised with the body 1 and the cover 20 of this embodiment.
[0031]
As shown in FIG. 1, a load pressure sensitive valve F is incorporated in the cover 20. As shown in FIG. 2, the load pressure sensitive valve F has a spool 71 slidably incorporated in an assembly hole 70 formed in the cover 20. In addition, the opening of the assembly hole 70 is closed with a cap 72, and a space between the cap 72 and the spool 71 is a pilot chamber 73. Further, a spring 74 is incorporated on the front end side of the spool 71, and an initial elastic force of the spring 74 is applied to the spool 71.
[0032]
A first communication passage 75 and a second communication passage 76 are formed in the cover 20. As shown in FIG. 1, the first communication passage 75 has one end communicating with the third fluid chamber 31 and the other end communicating with the pilot chamber 73. The second communication passage 76 has one end communicating with an annular groove 77 formed in the inner periphery of the assembly hole 70 and the other end communicating with the high pressure chamber 28 (see FIG. 4). FIG. 4 is a schematic diagram of this embodiment, and the same constituent elements are denoted by the same reference numerals. As shown in FIG. 4, pressure oil having the same pressure as that of the high pressure chamber 28 is guided to the load pressure sensitive valve F through the second communication passage 76. Therefore, when the load pressure sensitive valve F is opened, the pressure oil is supplied to the power steering device PS via the load pressure sensitive valve F.
[0033]
As shown in FIG. 1, the spring chamber 78 incorporating the spring 74 is communicated with a support hole 65 having a low pressure through a discharge passage 79 formed in the cover 20.
[0034]
An axial hole 80 is formed in the spool 71, and one end of the axial hole 80 is opened to the pilot chamber 73. In addition, a radial hole 81 that opens to the outer periphery of the spool 71 is communicated with the bottom of the axial hole 80. In the normal state shown in the drawing, the radial hole 81 is blocked from communicating with the annular groove 77. However, as shown in FIG. When it moves against 74, it communicates with the annular groove 77.
When the radial hole 81 and the annular groove 77 communicate with each other in this way, the pressure oil having the same pressure as that of the high pressure chamber 28 is supplied to the second communication passage 76 → the annular groove 77 → the radial hole 81 → the axial hole 80 → the pilot chamber. 73 → second communication passage 75 → the third fluid chamber 31 is supplied.
[0035]
Further, the pressure oil supplied to the third fluid chamber 31 is supplied to the power steering device PS via the discharge passage 33 → the discharge port 34 as shown in FIG.
As shown in the figure, the load pressure sensitive valve F is in a passage connecting the upstream side and the downstream side of the variable throttle formed by the throttle hole 25b. And the 1st communicating path 75 and the 2nd communicating path 76 which connected this load pressure sensitive valve F correspond to the bypass path of this invention.
[0036]
Next, the operation of this embodiment will be described. In this embodiment, the basic flow rate control characteristics are the same as those of the conventional example. That is, even in this embodiment, when the rotational speed is low, the flow rate increases according to the rotational speed, and the flow rate becomes constant for a while after the predetermined rotational speed is exceeded. The flow rate is reduced.
[0037]
However, in this embodiment, the flow rate can be further controlled according to the load pressure of the power steering device PS. For example, when almost no assist force of the power steering device PS is required, such as during straight running, the load pressure on the power steering device PS side is also low. Thus, when the load pressure is low, the pressure in the pilot chamber 73 of the load sensitive valve F is also low. This is because the load pressure of the power steering device PS is led to the pilot chamber 73 of the load sensitive valve F through the discharge port 34 → the discharge passage 33 → the third fluid chamber 31 → the first communication passage 75.
Therefore, the load pressure sensitive valve F maintains the illustrated normal state and blocks communication between the first communication path 75 and the second communication path 76.
[0038]
As described above, when the communication between the first communication path 75 and the second communication path 76 is blocked by the load pressure sensitive valve F, the pressure oil having the same pressure as the high pressure chamber 28 passes through the path as shown in FIG. 36 → throttle hole 25b → discharge passage 33 → discharge port 34 is supplied to the power steering device PS. At this time, the flow rate supplied to the power steering device PS through the throttle hole 25b is set to a minimum flow rate that does not cause a response delay in the power steering device PS. That is, when the assist force of the power steering device PS is not required, only the minimum necessary flow rate is supplied.
[0039]
For example, when the steering wheel is steered from the above state, the load pressure on the power steering device PS side increases. Therefore, the pressure in the pilot chamber 73 of the load pressure sensitive valve F rises, whereby the spool 71 is switched, and the first communication path 75 and the second communication path 76 communicate with each other. Thus, when the upstream side and the downstream side of the throttle hole 25b communicate with each other via the load pressure sensitive valve F, the pressure oil discharged from the high pressure chamber 28 passes through the load pressure sensitive valve F and passes through the throttle hole 25b. Merge downstream. That is, the total flow rate of the flow rate that has passed through the throttle hole 25b and the flow rate that has passed through the load pressure sensitive valve F is supplied to the power steering device PS. The total flow rate is set to a flow rate required for the power steering device PS to exhibit a predetermined assist force. Therefore, the power steering device PS exhibits a predetermined assist force.
[0040]
As described above, according to this embodiment, since a necessary flow rate is discharged only when the power steering device PS is used, it is possible to prevent a wasteful flow rate from being supplied to the power steering device PS. it can.
Further, by reducing the displacement volume of the pump chamber 14, it is possible to prevent a wasteful flow rate from being discharged, and thus the driving torque is also reduced. Since the driving torque is thus reduced, the fuel efficiency of the automobile is also improved.
Further, since the discharge amount is reduced, the pipe resistance generated on the power steering device PS side is also reduced. If the pipe resistance decreases in this way, the circuit pressure of the entire system can be lowered, and this can also reduce the driving torque.
[0041]
Furthermore, the oil temperature reduction effect of the power steering device PS can be expected by reducing the flow rate supplied to the power steering device PS. That is, when pressure oil is supplied to the power steering device PS, the temperature of the device itself rises due to pipe resistance. However, some vehicle models are equipped with a special cooling device such as an oil cooler to release this heat. However, as described above, a special cooling device such as an oil cooler becomes unnecessary if the temperature increase of the power steering device PS is suppressed by the oil temperature reduction effect. That is, due to the oil temperature reduction effect, not only the product cost but also the cost of the entire system can be reduced.
[0042]
In addition, although the said embodiment demonstrated the example used for the power steering apparatus of a vehicle, the vane pump of this invention can be used for another apparatus. In particular, when pressure oil is supplied to equipment whose load fluctuates, the above-described energy saving effect can be expected.
[0043]
【The invention's effect】
Only when the load pressure exceeds the set pressure, the load pressure sensitive valve is opened and the discharge oil is merged to supply a predetermined flow rate. The flow rate can be reduced. Since the supply amount can be reduced in this way, energy loss can be reduced accordingly.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of an embodiment.
FIG. 2 is a partially enlarged cross-sectional view of a load pressure sensitive valve.
FIG. 3 is a partially enlarged cross-sectional view of a load pressure sensitive valve.
FIG. 4 is a schematic diagram of an embodiment.
FIG. 5 is a cross-sectional view of a conventional example.
6 is a cross-sectional view taken along line VI-VI in FIG.
7 is a cross-sectional view taken along line VII-VII in FIG.
FIG. 8 is a partially enlarged view of the opening adjustment mechanism A.
9 is a partially enlarged view of a control valve B. FIG.
FIG. 10 is a schematic diagram of a conventional example.
[Explanation of symbols]
A Opening adjustment mechanism
B. Control valve constituting the cam ring control mechanism of the present invention
F Load pressure sensitive valve
1 Body constituting the housing of the present invention
5 Cam ring
8 1st pressure chamber which comprises the cam ring control mechanism of this invention
9 Second pressure chamber constituting cam ring control mechanism of this invention
10 Rotor
11 Drive shaft
13 Vane
14 Pump room
25b Aperture hole constituting variable aperture of this invention
33 Discharge passage
34 Discharge port
75 The first communication passage constituting the bypass passage of the present invention
76 Second communication passage constituting bypass passage of the present invention

Claims (1)

ハウジング内には、駆動軸に対して偏心可能に組み込んだカムリングと、このカムリングの内側に組み込むとともに、上記駆動軸と一体に回転するロータと、このロータに径方向に出没可能に組み込んだ複数のベーンと、各ベーン間に形成される複数のポンプ室と、ポンプ室から吐出した圧油を、負荷を接続する吐出ポートに導く吐出通路と、この吐出通路に設けた可変絞りと、上記ポンプ室から吐出される流量に応じてカムリングの偏心量を制御するカムリング制御機構と、カムリングの偏心量に応じて上記可変絞りの開度を制御する開度調節機構とを備え、上記カムリングの偏心量によって、ロータ一回転当たりの押しのけ容積を可変にした可変容量型ベーンポンプにおいて、上記吐出通路の可変絞りの上流側と下流側とをバイパス通路を介して接続するとともに、このバイパス通路に負荷圧感応バルブを設け、上記負荷圧感応バルブは、負荷圧が設定圧以下のときにバイパス通路を閉じ、負荷圧が設定圧を超えたときにバイパス通路を開いて、可変絞り上流側の圧油を、バイパス通路を介して可変絞り下流側の吐出通路に合流させる構成にしたことを特徴とする可変容量型ベーンポンプ。A cam ring incorporated in the housing so as to be eccentric with respect to the drive shaft, a rotor that is incorporated inside the cam ring, and that rotates integrally with the drive shaft, and a plurality of members that are incorporated in the rotor so as to be able to project and retract in the radial direction. A vane, a plurality of pump chambers formed between the vanes, a discharge passage for guiding pressure oil discharged from the pump chamber to a discharge port connecting a load, a variable throttle provided in the discharge passage, and the pump chamber A cam ring control mechanism that controls the eccentric amount of the cam ring according to the flow rate discharged from the valve, and an opening adjustment mechanism that controls the opening of the variable throttle according to the eccentric amount of the cam ring. In the variable displacement vane pump in which the displacement per rotation of the rotor is variable, a bypass passage is provided between the upstream side and the downstream side of the variable throttle of the discharge passage. A load pressure sensitive valve is provided in the bypass passage. The load pressure sensitive valve closes the bypass passage when the load pressure is lower than the set pressure, and bypasses the bypass passage when the load pressure exceeds the set pressure. The variable displacement vane pump is configured to join the pressure oil upstream of the variable throttle to the discharge passage downstream of the variable throttle via the bypass passage.

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