WO2018100938A1 - 可変容量形ポンプ - Google Patents

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WO2018100938A1
WO2018100938A1 PCT/JP2017/038845 JP2017038845W WO2018100938A1 WO 2018100938 A1 WO2018100938 A1 WO 2018100938A1 JP 2017038845 W JP2017038845 W JP 2017038845W WO 2018100938 A1 WO2018100938 A1 WO 2018100938A1
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pressure chamber
variable displacement
displacement pump
variable
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茂行 宮澤
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日立オートモティブシステムズ株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a variable displacement pump.
  • variable displacement pump a variable metering orifice is provided in the middle of the discharge passage, and the opening area of the variable metering orifice can be changed according to the amount of movement of the cam ring.
  • the present invention has been devised in view of the technical problems of the conventional variable displacement pump, and an object thereof is to provide a variable displacement pump that can contribute to sufficient energy saving.
  • the present invention includes, among other things, a first control valve that is controlled based on an upstream side pressure and a downstream side pressure of a variable metering orifice and controls a pressure introduced into the first fluid pressure chamber, and an opening area of the variable metering orifice.
  • the second control valve has a valve body that is controlled based on the pressure of the second fluid pressure chamber or the suction passage and the pressure of the first fluid pressure chamber.
  • FIG. 3 is a sectional view taken along line AA in FIG. 2.
  • FIG. 3 is a sectional view taken along line BB in FIG.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view taken along the line CC of FIG. 5A is a cross-sectional view taken along the line DD of FIG. 5, and
  • FIG. 5B is a cross-sectional view taken along the line EE of FIG.
  • FIG. 5 is a view corresponding to FIG. 4 showing a modification of the first embodiment of the present invention. It is an enlarged view of the damper valve shown in FIG. It is a conceptual diagram which shows the structure of the variable displacement pump which concerns on 2nd Embodiment of this invention.
  • variable displacement vane pump is applied to a hydraulic pressure source of a power steering device of an automobile as in the conventional case.
  • the direction parallel to the rotation axis Z of the drive shaft 3 is “axial direction”
  • the direction perpendicular to the rotation axis Z of the drive shaft 3 is “radial direction”
  • the rotation axis Z around the drive shaft 3 is The direction is referred to as “circumferential direction”.
  • FIG. 1 is a conceptual diagram showing the configuration of a variable displacement pump according to a first embodiment of the present invention.
  • variable displacement pump includes a cam ring 2 accommodated in a pump element accommodating portion 10 which will be described later so as to be movable eccentrically, and an inner peripheral side of the cam ring 2 via a drive shaft 3.
  • the pump element 4 is provided so as to be rotatable, and the control means CV for controlling the discharge amount of the hydraulic fluid accompanying the rotational drive of the pump element 4.
  • the cam ring 2 extends in the left-right direction in FIG. 1 with respect to the rotation axis Z of the drive shaft 3 on the inner peripheral side of a substantially annular adapter ring 7 fitted and fixed to the inner peripheral surface of the pump element accommodating portion 10 described later. It is accommodated so as to be movable eccentrically.
  • the cam ring 2 is accommodated and arranged on the inner peripheral side of the adapter ring 7, the first fluid pressure chamber P ⁇ b> 1 and the second fluid pressure are provided between the adapter ring 7 and the cam ring 2 for swing control of the cam ring 2. It is partitioned into a chamber P2.
  • a coil spring 21 as a biasing member that biases the cam ring 2 toward the first fluid pressure chamber P1 is provided in the second fluid pressure chamber P2. That is, the urging force of the coil spring 21 constantly urges the cam ring 2 in a direction in which the amount of eccentricity with respect to the rotation axis Z (hereinafter simply referred to as “eccentric amount”) is maximized.
  • the pump element 4 is rotatably accommodated on the inner peripheral side of the cam ring 2, and is accommodated in a substantially disk-like rotor 41 that is rotationally driven by the drive shaft 3, and can be protruded and retracted radially outward on the outer peripheral side of the rotor 41.
  • a plurality of vanes 42 having a substantially rectangular plate shape. Then, as the rotor 41 rotates, the vanes 42 jump out to the outer peripheral side of the rotor 41 and come into sliding contact with the inner peripheral surface of the cam ring 2, whereby a pair of adjacent vanes between the cam ring 2 and the rotor 41.
  • a plurality of pump chambers PC partitioned by 42 and 42 are formed.
  • discharge region a region where the volume of the pump chamber PC increases with the rotation of the rotor 41
  • discharge region the hydraulic fluid stored in the reservoir tank RT is supplied to the suction passage 13. Inhaled through.
  • discharge region the hydraulic fluid compressed by the reduction of the volume of the pump chamber PC is discharged into the discharge passage 14 (second discharge passage described later). 142) and discharged to the outside (power steering device PS).
  • the cam ring 2 swings in the left-right direction in FIG. 1 to increase or decrease the volume change rate of the pump chamber PC as the rotor 41 rotates. Discharge amount) changes. That is, the cam ring 2 moves leftward in FIG. 1 (hereinafter referred to as “eccentric direction”) and the eccentric amount of the cam ring 2 increases, so that the specific discharge amount increases. On the other hand, the cam ring 2 moves in the right direction in FIG. 1 (hereinafter referred to as “concentric direction”) and the eccentric amount of the cam ring 2 is reduced, so that the specific discharge amount is reduced.
  • the control means CV includes a first control valve 5 that is controlled based on an upstream pressure and a downstream pressure of a variable metering orifice MO provided in the discharge passage 14 (second discharge passage 142 described later), and a variable meter. And a second control valve 6 that variably controls the opening area of the ring orifice MO.
  • the first control valve 5 is a valve body having two land portions (a first land portion 511 and a second land portion 512) in a first valve housing chamber 50 formed in a constant diameter shape in the pump housing 1.
  • the first spool valve body 51 is configured to be slidable in the direction of the central axis X of the first spool valve body 51.
  • the first valve housing chamber 50 is formed by sealing the opening end of the first spool valve housing hole 114 formed from one side with respect to the pump body 11 with the sealing member 52.
  • the first valve accommodating chamber 50 is internally arranged by the first spool valve body 51 on the left side in FIG. 1 with respect to the first land portion 511 and on the right side in FIG. 1 with respect to the second land portion 512. Is divided into an intermediate pressure chamber 50 b and a low pressure chamber 50 c between the first land portion 511 and the second land portion 512.
  • the pressure on the upstream side of the variable metering orifice MO is applied to the high-pressure chamber 50a via the first discharge passage 141 that is one of the discharge passages 14 formed in a bifurcated manner on the downstream side of the first discharge port E1. be introduced.
  • a metal first coil spring 53 for urging the first spool valve body 51 toward the high pressure chamber 50a is housed and arranged, and the other of the discharge passage 14 formed in a branching manner.
  • the pressure on the downstream side of the variable metering orifice MO is introduced from the second discharge passage 142 through the discharge pressure introduction passage 15 formed in a branched manner.
  • the first spool valve body 51 moves to the right side in FIG. 1 against the urging force of the first coil spring 53. Further, the pressure in the reservoir tank RT is introduced into the low pressure chamber 50c via the low pressure passage 16 communicating with the suction passage 13.
  • each of the high pressure chamber 50a and the low pressure chamber 50c is configured to be able to communicate with the first fluid pressure chamber P1 via the first communication passage L1, and this communication state is the first land of the first spool valve body 51.
  • the unit 511 can be switched. That is, in a state where the first spool valve body 51 is located on the left side in FIG. 1, the low pressure chamber 50c and the first fluid pressure chamber P1 communicate with each other via the first communication passage L1, and the first fluid pressure chamber P1. The pressure in the reservoir tank RT is introduced. On the other hand, in a state where the first spool valve body 51 is located on the right side in FIG. 1, the high pressure chamber 50a and the first fluid pressure chamber P1 communicate with each other via the first communication path L1, and the first fluid pressure chamber P1 is connected. The pressure upstream of the variable metering orifice MO is introduced.
  • a relief valve 54 that opens the intermediate pressure chamber 50b to the low pressure passage 16 to release the pressure in the intermediate pressure chamber 50b is provided inside the first spool valve body 51.
  • the relief valve 54 is a so-called check valve that opens when the pressure in the intermediate pressure chamber 50b becomes a predetermined value or higher, that is, when the pressure on the power steering device PS side that is the load side becomes a predetermined value or higher.
  • the pressure in the intermediate pressure chamber 50b is returned to the suction passage 13 via the low pressure passage 16 (see FIG. 2).
  • the second control valve 6 has three land portions (a first land portion 611, a second land portion 612, and a third land portion 613) in a second valve housing chamber 60 formed in a stepped diameter shape in the pump housing 1.
  • the second spool valve body 61 which is a valve body having a slidable shape is accommodated so as to be slidable in the central axis Y direction of the second spool valve body 61.
  • the second valve housing chamber 60 is formed by sealing the opening end of the second spool valve housing hole 115 formed from the other side with respect to the pump body 11 with a sealing member 62.
  • the inside of the first valve housing chamber 50 by the second spool valve body 61 is inside the first pressure chamber 60a on the right side in FIG. 1 with respect to the first land portion 611 and the second land portion 612 in FIG. And the second pressure chamber 60b on the left side.
  • the pressure in the first fluid pressure chamber P1 is introduced into the first pressure chamber 60a via the first pressure introduction path 171 branched from the first communication path L1.
  • the pressure in the suction passage 13 is introduced into the second pressure chamber 60b through the second pressure introduction passage 172 branched from the low pressure passage 16.
  • the first pressure introduction path 171 and the second pressure introduction path 172 are provided with a first damper orifice DO1 and a second damper orifice DO2 which are throttle portions.
  • FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the variable displacement pump according to the present embodiment cut along the rotation axis Z of the drive shaft 3.
  • the pump housing 1 has a substantially cylindrical shape made of a metal material, for example, an aluminum alloy material, and has a pump element accommodating portion 10 therein. More specifically, the pump housing 1 has a pump body 11 which is a first housing which is formed in a substantially bottomed cylindrical shape and has a pump element accommodating portion 10 formed on the inner peripheral side, and an opening of the pump body 11 is closed. And a pump cover 12 as a second housing. The pump body 11 and the pump cover 12 are fastened by a plurality of bolts BT.
  • the pump body 11 includes a cylindrical portion 111 formed in a substantially cylindrical shape, and an end wall portion 112 as a bottom portion that closes one axial end side (left side in FIG. 2) of the cylindrical portion 111.
  • the cylindrical portion 111 and the end wall portion 112 form the pump element accommodating portion 10. Then, the adapter ring 7 is fitted and fixed to the inner peripheral surface of the pump element accommodating portion 10, the cam ring 2 is accommodated on the inner peripheral side of the adapter ring 7, and the pump element 4 is accommodated on the inner peripheral side of the cam ring 2.
  • a first plate member 81 and a second plate member 82 which are a pair of plate members, are disposed opposite to each other on both sides in the axial direction of the adapter ring 7.
  • the pump element 4 is sandwiched between the plate members 81 and 82 so as to be slidable.
  • the pressure plate 80 is interposed between the first plate member 81 and the pump cover 12 (a fitting protrusion 121 described later) on the side opposite to the pump element 4 of the first plate member 81.
  • the first plate member 81 is formed into a disk shape by press-molding a predetermined metal plate, and a low friction coating for reducing friction is formed on the surface. Thereby, sliding resistance, seizure, and the like of the pump element 4 (the rotor 41 and the vane 42) when the pump is driven are reduced.
  • the first plate member 81 includes a pump chamber PC and a first suction port I1, which will be described later, in a circumferential region corresponding to the suction region, which is the outer peripheral region of the shaft through hole 810 formed through the central portion.
  • a plurality of first suction port communication holes 811 for communication are formed penetrating along the axial direction.
  • the first plate member 81 has a plurality of second discharge port communication holes 812 provided in the circumferential direction region corresponding to the discharge region for communication between the pump chamber PC and a second discharge port E2 described later in the axial direction. Is formed through.
  • the second plate member 82 is formed into a disk shape by press-molding a predetermined metal plate, and the low-friction film is formed on the surface.
  • the second plate member 82 includes a pump chamber PC and a second suction port I2, which will be described later, in a circumferential region corresponding to the suction region, which is the outer peripheral region of the shaft through hole 820 formed through the central portion.
  • a second suction port communication hole 821 for communication is formed penetrating along the axial direction.
  • the second plate member 82 has a plurality of first discharge port communication holes 822 provided in the circumferential direction region corresponding to the discharge region for communication between the pump chamber PC and a first discharge port E1 described later in the axial direction. Is formed through.
  • a shaft through hole 113 through which the drive shaft 3 passes is formed in the end wall portion 112 in the center portion of the pump element housing portion 10 along the axial direction.
  • the shaft through hole 113 is formed to have a step diameter that increases in diameter toward the outside in the axial direction (left side in FIG. 2).
  • the shaft through hole 113 includes a first bearing portion 113a that rotatably supports an intermediate portion of the drive shaft 3 via the first bearing B1, a seal holding portion 113b that holds the seal member SL1, and a drive.
  • first bearing portion 113 a a part of the hydraulic fluid leaked from the pump chamber PC through the axial gap CL between the first and second plate members 81 and 82 and the pump element 4 flows along the drive shaft 3.
  • the first bearing B1 is lubricated.
  • the hydraulic fluid that has flowed into the first bearing portion 113a is blocked by the seal member SL1, so that outflow to the outside through the shaft through hole 113 is suppressed.
  • the hydraulic fluid blocked by the seal member SL1 is returned to the suction side (second suction port I2 described later) through a first reflux passage 181 described later.
  • a second suction port I2 that is a suction port that opens to the pump chamber PC is provided in a predetermined circumferential direction region corresponding to the suction region, which is the outer peripheral region of the shaft through hole 113.
  • the notch is formed in a circular arc groove shape.
  • the fluid that has leaked from the pump chamber PC by communicating the second suction port I2 and the end of the seal holding portion 113b on the first bearing portion 113a side inside the end wall portion 112 is supplied to the second suction port I2.
  • a first reflux passage 181 is formed to return to the first.
  • the second suction port I2 is connected to the second fluid pressure chamber P2 through a low pressure introduction path L4 (see FIG. 1), and the pressure in the suction passage 13 and the pressure in the reservoir tank RT through the low pressure introduction path L4. Can be introduced into the second fluid pressure chamber P2.
  • a first discharge port E1 which is a discharge port that opens to the pump chamber PC, is formed in a circular groove shape on the inner end surface of the end wall portion 112 in a predetermined circumferential region corresponding to the discharge region. Has been.
  • the first discharge port E1 is connected to the discharge passage 14 at a predetermined position in the circumferential direction.
  • the pump cover 12 has a substantially disk shape, and a fitting protrusion 121 fitted to the opening end on the other axial end side of the cylindrical portion 111 of the pump body 11 is formed on the inner surface facing the pump body 11. It is formed in a stepped shape. And the 2nd bearing part 122 which supports the other end part of the drive shaft 3 rotatably via the 2nd bearing B2 is formed in the end surface of the fitting protrusion 121 at concave shape.
  • the second bearing portion 122 In the second bearing portion 122, a part of the hydraulic fluid leaked from the pump chamber PC through the axial gap CL between the first and second plate members 81, 82 and the pump element 4 flows along the drive shaft 3.
  • the second bearing B2 is lubricated.
  • the second bearing portion 122 is configured to be able to communicate with the suction passage 13 via the second reflux passage 182, and the operation that has flowed into the second bearing portion 122 via the second reflux passage 182.
  • the liquid is refluxed to the suction side (first suction port I1 described later).
  • a first suction port I1 which is a suction port that opens to the pump chamber PC in a predetermined circumferential direction region corresponding to the suction region, which is the outer peripheral region of the second bearing portion 122. However, it is notched in the shape of an arc groove.
  • the first suction port I1 communicates with the suction passage 13 through a first suction hole 123 formed so as to penetrate at a predetermined position in the circumferential direction, and is stored in the reservoir tank RT (see FIG. 1) via the suction passage 13. The liquid can be inhaled.
  • a pump suction port 130 for sucking the working fluid into the pump housing 1 is formed outside at the upstream end of the suction passage 13 and is connected to the pump suction port 130 through a pipe (not shown). The hydraulic fluid is sucked from the reservoir tank RT (see FIG. 1).
  • a second discharge port E2 which is a discharge port that opens to the pump chamber PC, is formed in a circular groove shape on the end surface of the fitting protrusion 121 in a predetermined circumferential region corresponding to the discharge region.
  • the second discharge port E2 is connected to a back pressure introduction path 19 for supplying hydraulic fluid discharged to the second discharge port E2 to a back pressure groove 412 described later at a predetermined position in the circumferential direction.
  • the drive shaft 3 is disposed through the pump body 11 through the shaft through hole 113 so as to pass through the center of the pump element accommodating portion 10, and is rotated through the first and second bearings B 1 and B 2 and the ball bearing 23. Supported as possible.
  • the drive shaft 3 is transmitted through a shaft or a non-illustrated engine fixed to one end portion in the axial direction exposed to the outside of the pump housing 1 through the shaft through hole 113. It rotates based on the driving force.
  • FIG. 3 shows a sectional view of the variable displacement pump cut along the line AA in FIG.
  • annular cam ring 2 is provided on the inner peripheral side of an annular adapter ring 7 fitted and fixed to the inner peripheral surface of the pump element accommodating portion 10 of the pump housing 1 (pump body 11).
  • the drive shaft 3 is housed so as to be movable eccentrically with respect to the rotation axis Z of the drive shaft 3.
  • a pump element 4 including a disk-like rotor 41 and a plurality of rectangular plate-like vanes 42 is accommodated on the inner peripheral side of the cam ring 2 via a drive shaft 3 so as to be rotatable.
  • a vane holding groove 71 having a substantially rectangular concave cross section is formed along the axial direction at a predetermined position in the circumferential direction on the inner circumferential side, and the swing fulcrum of the cam ring 2 is formed in the vane holding groove 71.
  • a plate member 24 having a rectangular cross section is fitted and fixed.
  • a pin holding groove having a substantially semicircular cross section is formed along the axial direction so as to be adjacent to the vane holding groove 71.
  • a rod-shaped pin member 25 that restricts the movement of the cam ring 2 in the concentric direction is held.
  • a seal holding groove 73 for holding the seal member SL2 is formed along the axial direction on the inner peripheral side of the adapter ring 7 at a position substantially opposed to the plate member 24 in the radial direction. 73, a seal member SL2 that partitions the space on both sides of the cam ring 2 is held. That is, the seal member SL2 and the plate member 24 partition the adapter ring 7 and the cam ring 2 into the first fluid pressure chamber P1 and the second fluid pressure chamber P2.
  • a communication hole 74 is formed in the peripheral wall of the adapter ring 7 so as to penetrate the first communication passage L1 formed in the pump body 11 and the first fluid pressure chamber P1 in the radial direction. That is, the pressure in the reservoir tank RT or the pressure upstream of the variable metering orifice MO guided from the first control valve 5 side through the first communication passage L1 through the communication hole 74 is the first fluid pressure chamber P1. Can be introduced.
  • a spring through hole 75 through which the coil spring 21 passes is formed in the peripheral wall of the adapter ring 7 along the radial direction, and one end of the coil spring 21 can come into contact with the cam ring 2 through the spring through hole 75. It has become.
  • the other end of the coil spring 21 is supported by a bolt-like retainer member 22 screwed and fixed to the peripheral wall of the pump body 11, and constantly biases the cam ring 2 in the eccentric direction based on the set load.
  • the cam ring 2 is provided on the plate member 24 so as to be able to roll in an eccentric direction and a concentric direction. By being engaged with the pin member 25, sliding and rotation on the plate member 24 is restricted.
  • the rotor 41 is fixed to the outer peripheral side of the drive shaft 3 so as to be integrally rotatable by spline fitting.
  • a plurality of slits 411 that open to the outer peripheral side of the rotor 41 are radially formed in the outer peripheral portion of the rotor 41 at substantially equal intervals in the circumferential direction. That is, each vane 42 is accommodated in each slit 411 so as to be able to appear and retract toward the outer peripheral side of the rotor 41.
  • a back pressure groove 412 having a substantially circular cross section is continuously formed along the axial direction at the inner peripheral side end of the slit 411. That is, in addition to the centrifugal force accompanying the rotation of the rotor 41, the discharge pressure introduced into the back pressure groove 412 acts on the inner end side of the vane 42, so that the vane 42 jumps out to the outer peripheral side of the rotor 41. Yes.
  • FIG. 4 shows a sectional view of the variable displacement pump cut along the line BB in FIG.
  • FIG. 5 shows a cross-sectional view of the variable displacement pump cut along line CC in FIG.
  • the first control valve 5 and the second control valve 6 are arranged in parallel along the axial direction at substantially the same height position of the upper end portion of the pump body 11. That is, the low pressure chamber 50c of the first control valve 5 and the second pressure chamber 60b of the second control valve 6 are provided so as to face each other in the axial direction, and the intermediate pressure chamber 50b of the first control valve 5 and the second control chamber 5 A variable metering orifice MO variably controlled by the valve 6 is provided so as to face in the axial direction.
  • variable metering orifice MO The pressure on the upstream side of the variable metering orifice MO is introduced into the high pressure chamber 50a of the first control valve 5 through the high pressure introduction passage L3 branched from the first discharge passage 141.
  • the variable pressure metering orifice MO is provided in the intermediate pressure chamber 50 b of the first control valve 5 via a discharge pressure introduction passage 15 branched from the second discharge passage 142. Downstream pressure (discharge pressure) is introduced. Further, the pressure (suction pressure) in the reservoir tank RT is introduced into the low pressure chamber 50 c of the first control valve 5 through the low pressure passage 16.
  • the high pressure introduction passage L3 and the discharge pressure introduction passage 15 are respectively provided with a high pressure side damper orifice DO3 and an intermediate pressure side damper orifice DO4 which are throttle portions, and the first spool valve body 51 is provided by these damper orifices DO3 and DO4. Vibration is suppressed.
  • the first pressure chamber 60a of the second control valve 6 is provided in the first fluid pressure chamber P1 via a first pressure introduction path 171 branched from the first communication path L1 (see FIGS. 1 and 6). Pressure is introduced. Further, the pressure in the reservoir tank RT is introduced into the second pressure chamber 60 b of the second control valve 6 through a second pressure introduction path 172 branched from the low pressure passage 16.
  • the first pressure introduction path 171 and the second pressure introduction path 172 are respectively provided with a first damper orifice DO1 and a second damper orifice DO2 as throttle portions, and these first and second damper orifices DO1 and DO2 respectively. The vibration of the second spool valve body 61 is suppressed.
  • FIG. 6 is a longitudinal sectional view of the second control valve 6.
  • FIG. 6A is a sectional view taken along line DD in FIG. 5
  • FIG. 6B is a sectional view taken along line EE in FIG. Cross-sectional views cut along the line are respectively shown.
  • the right side in each figure is described as one end side, and the left side is described as the other end side.
  • the second control valve 6 is connected to the second discharge passage 142 of the second valve housing chamber 60 by a second spool valve body 61 that slides in the second valve housing chamber 60 of the pump body 11.
  • the opening area of the discharge passage opening 60c having a substantially circular cross-sectional shape that opens is variably controlled.
  • the variable metering orifice MO is configured by the discharge passage opening 60c that opens into the second valve housing chamber 60 and the second spool valve body 61 that changes the opening area of the discharge passage opening 60c. ing.
  • variable metering orifice MO includes a fixed orifice portion MO1 that opens to the second discharge passage 142 in a state in which the second spool valve body 61 is moved to the one end side, and the other end side of the second spool valve body 61. And a variable orifice portion MO2 in which the opening area of the second discharge passage 142 decreases and changes with movement. That is, the opening area of the variable orifice portion MO2 is maximized when the second spool valve body 61 is moved to the one end side, and the opening area of the variable metering orifice MO is maximized together with the fixed orifice portion MO1.
  • variable orifice portion MO2 is minimized when the second spool valve body 61 is moved maximum to the other end side, and the opening area of the variable metering orifice MO is minimized together with the fixed orifice portion MO1.
  • a pump discharge port 140 for discharging the hydraulic fluid to the outside of the pump housing 1 is formed at the downstream end of the second discharge passage 142 and is not shown in the drawing connected to the pump discharge port 140.
  • the discharged hydraulic fluid is supplied to the power steering device PS (not shown) through the pipe.
  • the second valve housing chamber 60 In the second valve housing chamber 60, the opening of the second spool valve housing hole 115 provided so as to cross the second discharge passage 142 from the side of the pump body 11 is closed by a substantially bolt-shaped sealing member 62. Is formed.
  • the second valve housing chamber 60 has a step diameter that expands in a step shape toward one end side (the right side in FIG. 6), and a large diameter portion 60d on one end side with respect to the second discharge passage 142. And a small-diameter portion 60e on the other end side of the second discharge passage 142, and a passage portion 60f that is formed between the large-diameter portion 60d and the small-diameter portion 60e and faces the second discharge passage 142.
  • the second spool valve body 61 includes a first land portion 611 provided on one end side, a second land portion 612 provided on the other end side, and a third land portion provided on an intermediate portion between the one end side and the other end side.
  • the land portion 613 is integrally formed, and is housed in the second valve housing chamber 60 so as to be slidable along the central axis Y direction. At this time, the first land portion 611 slides in the large diameter portion 60d, the second land portion 612 slides in the small diameter portion 60e, and the third land portion 613 slides in the passage portion 60f.
  • the first land portion 611 has a step diameter that expands in a step shape toward one end side, and is formed to have substantially the same diameter as the second and third land portions 612 and 613 on the other end side.
  • the step portion 611c is formed in a conical taper shape that is inclined upward from the small diameter portion 611a side to the large diameter portion 611b side.
  • a first shaft portion 614 that protrudes from one end side of the first land portion 611 and restricts the maximum position on one end side of the second spool valve body 61 by coming into contact with the tip of the sealing member 62 is formed to protrude.
  • the first land portion 611 and the third land portion 613 are connected by a third shaft portion 616 having a smaller diameter than the land portions 611 and 613.
  • the second land portion 612 and the third land portion 613 are connected by a fourth shaft portion 617 having a smaller diameter than both the land portions 612 and 613.
  • the second valve accommodating chamber 60 is formed in the first pressure chamber 60a formed on one end side with respect to the first land portion 611. And a second pressure chamber 60b formed on the other end side of the second land portion 612. Then, the pressure in the first fluid pressure chamber P1 is introduced into the first pressure chamber 60a via the first pressure introduction path 171 branched from the first communication passage L1.
  • a metal second coil spring 63 that urges the second spool valve body 61 toward the first pressure chamber 60a is housed and arranged, and is branched from the low pressure passage 16. The pressure in the reservoir tank RT is introduced via the second pressure introduction path 172.
  • the second spool valve body 61 has a first pressure receiving portion S1 to which the pressure of the first fluid pressure chamber P1 introduced into the first pressure chamber 60a acts on one end side of the first land portion 611.
  • the first pressure receiving portion S ⁇ b> 1 includes an end surface on one end side of the first land portion 611 and an end surface of the first shaft portion 614.
  • the second spool valve body 61 causes the second spool valve body 61 to act on the other end side of the first land portion 611 by the downstream pressure of the variable metering orifice MO flowing through the passage portion 60c.
  • the second pressure receiving part S ⁇ b> 2 includes an end face of the small diameter part 611 a of the first land part 611, a step part 611 c of the first land part 611, and an end face on the other end side of the third land part 613.
  • the second spool valve body 61 has a pressure receiving area smaller than that of the second pressure receiving portion S2 on one end side of the second land portion 612, and the pressure on the downstream side of the variable metering orifice MO acts on the second spool valve body 61.
  • the third pressure receiving portion S ⁇ b> 3 includes an end surface on one end side of the second land portion 612 and an end surface on one end side of the third land portion 613.
  • the second control valve 6 applies thrust to the second spool valve body 61 in the direction in which the opening area of the variable metering orifice MO increases as the pressure on the downstream side of the variable metering orifice MO increases.
  • the thrust applying mechanism TM includes a pressure receiving area difference between the second pressure receiving portion S2 that biases the second spool valve body 61 toward one end and the third pressure receiving portion S3 that biases the second spool valve body 61 toward the other end. And a step portion 611c of the second pressure receiving portion S2. That is, when the pressure on the downstream side of the variable metering orifice MO increases, the pressure acts on the first, second, and third land portions 611, 612, and 613. As a result, the second pressure receiving portion S2 and the third pressure receiving portion S3. Due to the pressure receiving area difference, a thrust to one end side is applied to the second spool valve body 61.
  • the second coil spring 63 has a predetermined set load between the end surface on the other end side of the second land portion 612 and the end wall of the second valve housing chamber 60 so as to surround the outer peripheral side of the second shaft portion 615.
  • the second spool valve body 61 is constantly urged toward one end by the urging force based on the set load.
  • FIG. 7 is an enlarged view of the first control valve 5 and the second control valve 6 shown in FIG. 1, wherein (a) shows a state where the engine speed is low, and (b) shows a state where the engine speed is high. Yes.
  • the pressure in the reservoir tank RT which is the low pressure, is introduced into the first pressure chamber 60a through the first pressure introduction path 171 branched from the first communication path L1.
  • the urging force of the second coil spring 63 overcomes the pressure in the first pressure chamber 60a, and the urging force of the second coil spring 63 causes the second spool valve body 61 to move toward the first pressure chamber 60a. It will be in a displaced state.
  • the opening area of the variable orifice portion MO2 increases, and the opening area of the entire variable metering orifice MO increases.
  • the eccentric amount of the cam ring (not shown) is increased, the pump specific discharge amount is increased, and the opening area of the variable metering orifice MO is increased.
  • the discharge amount increases.
  • the rotational speed of the engine (not shown) is low and the vehicle speed is low, it is possible to generate a large steering assist torque, which is used for relatively large steering assistance, for example, when parking.
  • the pressure in the high pressure chamber 50a which is the high pressure
  • the biasing force based on the pressure in the first pressure chamber 60a overcomes the biasing force of the second coil spring 63, and the second spool valve body 61 has the biasing force based on the pressure in the first pressure chamber 60a.
  • the second pressure chamber 60b is displaced.
  • the opening area of the variable orifice portion MO2 is reduced, and the opening area of the entire variable metering orifice MO is reduced.
  • the pressure on the power steering device PS side (not shown) on the load side may increase and the pressure on the downstream side of the variable metering orifice MO may increase.
  • the increased pressure on the downstream side of the variable metering orifice MO is the second pressure receiving pressure of the second spool valve body 61 of the second control valve 6. Acting on the step portion 611c of the portion S2, the thrust on the first pressure chamber 60a side is applied to the second spool valve body 61 with the pressure.
  • the second spool valve body 61 moves toward the first pressure chamber 60a, and the opening area of the variable metering orifice MO increases, thereby generating a steering assist torque according to the increased load side pressure. It becomes possible.
  • the cam ring 2 is concentric with the second fluid pressure chamber P2 side due to the pressure in the pump chamber PC in the discharge region.
  • the specific discharge amount is also reduced by the biasing force.
  • the thrust landing mechanism TM is configured by forming the first land portion 611 of the second spool valve body 61 with the step as described above, so that the discharge flow rate is increased as the load pressure increases.
  • the conventional variable displacement pump has a configuration in which the opening area of the variable metering orifice is changed according to the movement amount of the cam ring.
  • the control width of the opening area of the variable metering orifice is restricted by the change width of the moving amount of the cam ring, that is, the change width of the specific discharge amount.
  • variable displacement pump according to the present embodiment can solve the problems of the conventional variable displacement pump by providing the following effects.
  • the variable displacement pump includes a pump housing 1 having a pump element accommodating portion 10 therein, a cam ring 2 provided in the pump element accommodating portion 10 and formed in an annular shape, and rotatable in the cam ring 2. And a pump element 4 that sucks and discharges hydraulic fluid, and a first fluid pressure chamber P1 and a second fluid pressure chamber P2 that are a pair of spaces provided between the pump element housing portion 10 and the cam ring 2.
  • the first fluid pressure chamber in which the cam ring 2 is driven by applying at least the pressure of the first fluid pressure chamber P1 to the cam ring 2 to change the specific discharge amount that is the discharge amount per rotation of the pump element 4.
  • the first discharge port E1 that is a discharge port that opens to the discharge region of the pump element 4, the suction passage 13 that is provided in the pump housing 1 and supplies the working fluid to the first suction port I1, and the pump housing 1.
  • a discharge passage 14 (second discharge passage 142) for supplying hydraulic fluid discharged from the first discharge port E1 to the outside of the pump housing 1, and a variable metering orifice MO which is a throttle portion provided in the discharge passage 14.
  • the first control valve 5 is controlled based on the pressure on the upstream side and the pressure on the downstream side of the variable metering orifice MO, and is controlled by the pressure on the upstream side of the variable metering orifice MO and the pressure in the suction passage 13.
  • Has a second control valve 6 comprises a second spool valve body 61 pressure and a valve body which is controlled based on the pressure in the first fluid pressure chamber P1 of the suction passage 13, the.
  • the opening area of the variable metering orifice MO is variably controlled by the second control valve 6 having the second spool valve body 61 different from the cam ring 2. That is, in the second control valve 6 configured as such a spool valve, a larger movement amount (stroke amount) of the second spool valve body 61 can be secured. For this reason, it becomes possible to control the opening area of the variable metering orifice MO without being restricted by the variation range of the specific discharge amount based on the movement amount of the cam ring 2, and as a result, sufficient energy saving can be achieved. .
  • the pressure of the suction passage 13 is introduced into the second fluid pressure chamber P2.
  • the cam ring 2 is driven based on the differential pressure between the first and second fluid pressure chambers P1 and P2 by introducing a pressure higher than that of the second fluid pressure chamber P2 into the first fluid pressure chamber P1.
  • the introduction pressure of the first fluid pressure chamber P1 can be set relatively low.
  • the control pressure of the second control valve 6 can be set low, and the controllability of the second control valve 6 is improved.
  • the second control valve 6 is provided with a spring (second coil spring 63) that resists the pressure of the first fluid pressure chamber P1, as in the present embodiment, for example, the first fluid pressure chamber P1. If the pressure is high, it is necessary to provide a stronger spring that can counter the pressure, and the controllability of the second control valve 6 will be reduced.
  • the second control valve 6 increases the opening area of the variable metering orifice MO as the downstream pressure of the variable metering orifice MO increases.
  • the downstream pressure of the variable metering orifice MO may increase with the steering operation. Therefore, by increasing the opening area of the variable metering orifice MO as the downstream pressure increases, the discharge amount can be reduced during non-steering and the discharge amount can be increased according to the steering operation. Accordingly, the power steering apparatus PS is provided with appropriate steering assist control while achieving effective energy saving in driving the pump.
  • the second spool valve body 61 is a spool valve body and has a first pressure receiving portion S1 on which the pressure of the first fluid pressure chamber P1 acts.
  • the stroke amount can be relatively large with respect to the cam ring 2, so that a large control width of the variable metering orifice MO can be secured. it can.
  • the second spool valve body 61 biases the second spool valve body 61 in the direction in which the opening area of the variable metering orifice MO increases due to the downstream pressure of the variable metering orifice MO acting.
  • the pressure receiving area is smaller than that of the second pressure receiving portion S2 and the second pressure receiving portion S2, and the downstream area of the variable metering orifice MO acts on the second spool valve body 61 to reduce the opening area of the variable metering orifice MO.
  • a third pressure receiving portion S3 that is biased in the direction to perform.
  • the second spool valve body 61 when the downstream pressure of the variable metering orifice MO is applied to the second pressure receiving portion S2 and the third pressure receiving portion S3, the second spool valve body 61 is made variable by the variable metering orifice MO due to the pressure receiving area difference.
  • the specific discharge amount can be increased by urging in the direction of increasing the opening area.
  • the second control valve 6 applies thrust to the second spool valve body 61 in the direction in which the opening area of the variable metering orifice MO increases as the downstream pressure of the variable metering orifice MO increases. It has a thrust imparting mechanism TM for imparting.
  • Such a thrust imparting mechanism TM can also increase the specific discharge amount as the downstream pressure of the variable metering orifice MO increases.
  • the second control valve 6 is connected to the first pressure chamber 60a into which the pressure of the first fluid pressure chamber P1 is introduced via the first pressure introduction passage 171 and the second pressure introduction passage 172. And the second pressure chamber 60b into which the pressure of the second fluid pressure chamber P2 or the suction passage 13 is introduced, and the first pressure introduction passage 171 or the second pressure introduction passage 172 (both in the present embodiment) is throttled. It has damper orifices DO1 and DO2, which are parts.
  • the vibration of the second spool valve body 61 can be suppressed by providing the damper orifice DO2 in the second pressure introduction path 172 as in the present embodiment.
  • the change in the downstream pressure of the variable metering orifice MO occurs.
  • the vibration of the second spool valve body 61 can be suppressed.
  • the second control valve 6 is provided in the second spool valve accommodation hole 115 and the second spool valve accommodation hole 115 which are spool valve accommodation holes extending in the moving direction of the second spool valve body 61.
  • a discharge passage opening 60 c that opens to the second discharge passage 142, and a land portion that is provided in the second spool valve body 61 and that changes the opening area of the discharge passage opening 60 c as the second spool valve body 61 moves. 1st land part 611, 2nd land part 612, and 3rd land part 613).
  • variable metering orifice MO can be configured with a simple configuration.
  • the discharge passage opening 60c has a circular cross-sectional shape.
  • the flow rate change in the variable metering orifice MO can be changed not in a simple linear change but in a higher order curve of the second or higher order. It becomes possible and the change can be smoothed. For this reason, for example, when the variable displacement pump is used as a hydraulic pressure source of the power steering device PS as in the present embodiment, a sudden change in steering force can be suppressed.
  • Modification 8 and 9 show a modification of the first embodiment of the variable displacement pump according to the present invention.
  • the second pressure introduction path 172 according to the first embodiment is directed to the second pressure chamber 60b.
  • a damper valve 9 for buffering the vibration of the flow is added.
  • the damper valve 9 provided in the second pressure introduction path 172 is a one-way valve and is formed in a stepped diameter reducing shape at the downstream end of the second pressure introduction path 172.
  • the damper valve housing chamber 90 is a cylindrical space formed immediately before the second damper orifice DO2. That is, the damper valve 9 includes a cylindrical seat member 91 that is press-fitted and fixed to the inner peripheral surface of the damper valve housing chamber 90, and an opening edge on the downstream side of the inner peripheral passage (a communication passage 91a described later) of the seat member 91. And a valve spring 92 that opens and closes a communication passage 91a, which will be described later, and a valve spring 93 that urges the valve body 92 in the closing direction.
  • the sheet member 91 is formed in a substantially cylindrical shape by, for example, a resin material, and a communication passage 91a having a constant inner diameter on the inner peripheral side is formed through the central axis.
  • a valve seat 91b is formed at the downstream end of the communication passage 91a so as to block communication when the valve body 92 is seated.
  • the valve seat 91b is formed in a conical taper shape that gradually increases in diameter toward the opening end side.
  • the valve body 92 is provided on one end side and is seated on and off the valve seat 91b to open and close the communication passage 91a.
  • the valve body 92 is provided on the other end side with a step diameter reduced with respect to the valve portion 92a.
  • the base portion 92b used for the linkage with the one end portion is integrally formed of, for example, a resin material.
  • a constant communication path 92c that allows the upstream side and the downstream side of the damper valve 9 to always communicate with each other is formed through the central portion of the valve body 92 along the central axis. That is, the continuous communication passage 92c ensures the flow of the working fluid from the second pressure chamber 60b side to the low pressure passage 16 side due to the volume fluctuation of the second pressure chamber 60b in the valve-closed state.
  • an orifice 92d having a stepped diameter decreasing toward the upstream side is formed at the upstream end portion of the constant communication path 92c.
  • the vibration of the flow of the hydraulic fluid from the low pressure passage 16 side to the second pressure chamber 60b side is buffered by the orifice 92d.
  • the valve spring 93 has a truncated cone shape in which one end side is gradually reduced in diameter, and is formed between the valve portion 92a and the base portion 92b by engaging one end side so as to surround the outer peripheral side of the base portion 92b of the valve body 92. The other end is seated on the bottom wall of the damper valve housing chamber 90 while seated on the stepped portion. That is, the valve spring 93 is always urged in the closing direction by being inserted between the valve body 92 and the bottom wall of the damper valve housing chamber 90 with a predetermined set load.
  • the second control valve 6 includes the first pressure chamber 60a into which the pressure of the first fluid pressure chamber P1 is introduced via the first pressure introduction path 171.
  • the second pressure introduction path 172) has a damper valve 9 for buffering vibration of the flow toward the first pressure chamber 60a or the second pressure chamber 60b.
  • the damper valve 9 that is a one-way valve in the first pressure introduction path 171 or the second pressure introduction path 172 connected to the second control valve 6, the vibration of the second spool valve body 61 is suppressed. can do.
  • the opening area of the variable metering orifice MO is changed in accordance with the change in the downstream pressure of the variable metering orifice MO as in the present modification, the change in the downstream pressure of the variable metering orifice MO is accompanied.
  • the vibration of the second spool valve body 61 can be suppressed.
  • the damper valve 9 is provided in the second pressure introduction path 172.
  • damper valve 9 has been described by exemplifying a form in which the damper valve 9 is disposed only in the second pressure introduction path 172, it is needless to say that the damper valve 9 may be disposed in the first pressure introduction path 171.
  • FIG. 10 shows a second embodiment of the variable displacement pump according to the present invention, in which the pressure introduced into the second fluid pressure chamber P2 of the variable displacement pump according to the first embodiment is changed. . Since the basic configuration other than the change is the same as that of the first embodiment, the description of the same configuration as that of the first embodiment is omitted by attaching the same reference numerals.
  • variable displacement pump As shown in FIG. 10, the variable displacement pump according to the present embodiment is configured such that the intermediate pressure chamber 50b and the second fluid pressure chamber P2 of the first control valve 5 can communicate with each other via the second communication passage L2. Has been. Thereby, the pressure downstream of the variable metering orifice MO is introduced into the second fluid pressure chamber P2 via the second communication path L2. With this configuration, the pressure in the reservoir tank RT introduced by switching to the first fluid pressure chamber P1 or the upstream pressure of the variable metering orifice MO and the variable metering orifice MO introduced into the second fluid pressure chamber P2. The cam ring 2 is controlled to swing by the downstream pressure.
  • the intermediate pressure chamber 50b of the first control valve 5 and the second pressure chamber 60b of the second control valve 6 are connected via a second pressure introduction path 172 that is branched from the second communication path L2.
  • a second pressure introduction path 172 that is branched from the second communication path L2.
  • the pressure on the downstream side of the variable metering orifice MO is introduced into the second pressure chamber 60b via the second pressure introduction path 172.
  • the pressure in the reservoir tank RT introduced by switching to the first pressure chamber 60a or the upstream pressure of the variable metering orifice MO and the downstream of the variable metering orifice MO introduced into the second pressure chamber 60b.
  • the movement of the second spool valve body 61 is controlled by the pressure on the side.
  • variable displacement pump As described above, in the variable displacement pump according to the present embodiment, the downstream pressure of the variable metering orifice MO is introduced into the second fluid pressure chamber P2.
  • the pressure (suction pressure) in the reservoir tank RT is introduced into the first fluid pressure chamber P1.
  • the stability of the cam ring 2 can be improved. That is, by applying a high pressure to both sides of the cam ring 2, for example, even when the cam ring 2 is urged concentrically by the pressure in the pump chamber PC in the discharge region, the cam ring 2 is stably controlled to swing. can do.
  • the differential pressure becomes relatively small.
  • the set load of the second coil spring 63 can be reduced. That is, the second spool valve body 61 can be controlled to move with a smaller urging force, and the controllability of the second control valve 6 can be improved.
  • the present invention is not limited to the configurations and aspects exemplified in the above-described embodiment, and can be freely set according to the specification, cost, etc. of the application target as long as the above-described effects can be achieved. It can be changed.
  • the second control valve 6 is incorporated in the pump housing 1, but the second control valve 6 can be provided separately from the pump housing 1. In this case, the enlargement of the pump housing 1 alone can be suppressed, and the layout of the pump can be improved.
  • variable displacement pump based on the embodiment described above, for example, the following modes can be considered.
  • variable displacement pump includes a pump housing having a pump element accommodating portion therein, a cam ring provided in the pump element accommodating portion, formed in an annular shape, and rotatably provided in the cam ring.
  • a pump element that sucks and discharges the fluid and a first fluid pressure chamber and a second fluid pressure chamber that are a pair of spaces provided between the pump element housing portion and the cam ring, and at least the first fluid
  • a first control valve that is controlled based on a passage, a variable metering orifice that is a throttle provided in the discharge passage, and a pressure on the upstream side and a pressure on the downstream side of the variable metering orifice
  • a second control valve comprising a valve body controlled based on the pressure of the second fluid pressure chamber or the suction passage and the pressure of the first fluid pressure chamber; And, with a.
  • the pressure of the suction passage is introduced into the second fluid pressure chamber.
  • variable displacement pump In a preferred aspect of the variable displacement pump, a pressure downstream of the variable metering orifice is introduced into the second fluid pressure chamber.
  • the second control valve increases an opening area of the variable metering orifice as the downstream pressure of the variable metering orifice increases.
  • valve body is a spool valve body and has a first pressure receiving portion on which the pressure of the first fluid pressure chamber acts.
  • the spool valve body is configured such that the spool valve body is opened by the downstream pressure of the variable metering orifice.
  • a second pressure receiving portion that biases the area in an increasing direction, and a pressure receiving area that is smaller than the second pressure receiving portion, and the downstream pressure of the variable metering orifice acts to cause the spool valve body to move to the variable metering orifice.
  • a third pressure receiving portion that urges the opening area in a direction in which the opening area decreases.
  • the second control valve has the variable metering orifice with respect to the spool valve body as the downstream pressure of the variable metering orifice increases.
  • a thrust imparting mechanism that imparts thrust in a direction in which the opening area of the lens increases.
  • the second control valve is a first pressure chamber into which the pressure of the first fluid pressure chamber is introduced via a first pressure introduction path. And a second pressure chamber into which the pressure of the second fluid pressure chamber or the suction passage is introduced via a second pressure introduction path, and the first pressure introduction path or the second pressure introduction path, It has a damper orifice which is a throttle part.
  • the second control valve is a first pressure chamber into which the pressure of the first fluid pressure chamber is introduced via a first pressure introduction path. And a second pressure chamber into which the pressure of the second fluid pressure chamber or the suction passage is introduced via a second pressure introduction path, and the first pressure introduction path or the second pressure introduction path, A damper valve for buffering vibration of a flow toward the first pressure chamber or the second pressure chamber;
  • the damper valve is provided in the second pressure introduction path.
  • the second control valve is provided in a spool valve accommodation hole extending in a moving direction of the spool valve body, and the spool valve accommodation hole, A discharge passage opening that opens to the discharge passage; and a land portion that is provided in the spool valve body and changes an opening area of the discharge passage opening as the spool valve body moves.
  • the discharge passage opening has a circular cross-sectional shape.
  • the second control valve is provided separately from the pump housing.

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Abstract

本発明に係る可変容量形ポンプは、とりわけ、第２スプール弁体（６１）を有するスプール弁としての第２制御弁（６）によって、可変メータリングオリフィス（ＭＯ）の開口面積を可変制御するように構成されている。このような第２制御弁（６）によれば、第２スプール弁体（６１）の移動量（ストローク量）をより大きく確保することが可能となる。これにより、カムリング（２）の移動量に基づく固有吐出量の変化幅の制約を受けずに可変メータリングオリフィス（ＭＯ）の開口面積を制御でき、ポンプの十分な省エネ化を図ることができる。

Description

可変容量形ポンプ
　本発明は、可変容量形ポンプに関する。
　従来の可変容量形ポンプとしては、例えば以下の特許文献１に記載されたものが知られている。
　すなわち、この可変容量形ポンプでは、吐出通路の途中に可変メータリングオリフィスが設けられていて、カムリングの移動量に応じて可変メータリングオリフィスの開口面積を変更可能としている。
特開２０００－１３６７８１号公報
　しかしながら、前記従来の可変容量形ポンプのように、カムリングの移動量に応じて可変メータリングオリフィスの開口面積を変化させる構成では、カムリングの移動量が微小であるため、開口面積の変化幅を大きく確保することができない。その結果、十分な省エネ化が図れない問題があった。
　本発明は、前記従来の可変容量形ポンプの技術的課題に鑑みて案出されたものであり、十分な省エネ化に寄与し得る可変容量形ポンプを提供することを目的としている。
　本発明は、とりわけ、可変メータリングオリフィスの上流側と圧力と下流側の圧力に基づき制御され第１流体圧室に導入される圧力を制御する第１制御弁と、可変メータリングオリフィスの開口面積を可変制御する第２制御弁を有し、第２制御弁は、第２流体圧室又は吸入通路の圧力と、第１流体圧室の圧力とに基づき制御される弁体を有する。
　本発明によれば、ポンプの十分な省エネ化に寄与することができる。
本発明の第１実施形態に係る可変容量形ポンプの構成を示す概念図である。 図１に示す可変容量形ポンプの縦断面図である。 図２のＡ－Ａ線断面図である。 図２のＢ－Ｂ線断面図である。 図４のＣ－Ｃ線断面図である。 （ａ）は図５のＤ－Ｄ線断面図、（ｂ）は同図（ａ）のＥ－Ｅ線断面図である。 図１に示す第１制御弁及び第２制御弁の拡大図であり、（ａ）はエンジン回転数が低い状態、（ｂ）はエンジン回転数が高い状態を表した図である。 本発明の第１実施形態の変形例を示す図４相当図である。 図８に示すダンパーバルブの拡大図である。 本発明の第２実施形態に係る可変容量形ポンプの構成を示す概念図である。
　以下、本発明に係る可変容量形ポンプの実施形態を図面に基づいて詳述する。なお、以下に示す実施形態では、当該可変容量形ベーンポンプを、従来と同様、自動車のパワーステアリング装置の液圧源に適用したものを示している。また、以下の説明では、駆動軸３の回転軸線Ｚに平行な方向を「軸方向」、駆動軸３の回転軸線Ｚに直交する方向を「径方向」、駆動軸３の回転軸線Ｚ周りの方向を「周方向」と呼称する。
　〔第１実施形態〕
　（可変容量形ポンプの構成）
　図１は、本発明の第１実施形態に係る可変容量形ポンプの構成を表した概念図を示している。
　図１に示すように、本実施形態に係る可変容量形ポンプは、後述するポンプ要素収容部１０に偏心移動可能に収容されたカムリング２と、カムリング２の内周側に駆動軸３を介して回転可能に設けられたポンプ要素４と、ポンプ要素４の回転駆動に伴う作動液の吐出量制御に供する制御手段ＣＶと、を有する。
　カムリング２は、後述するポンプ要素収容部１０の内周面に嵌合固定されたほぼ環状のアダプタリング７の内周側に、駆動軸３の回転軸線Ｚに対し図１中の左右方向へと偏心移動可能に収容される。
　また、アダプタリング７の内周側にカムリング２が収容配置されることで、アダプタリング７とカムリング２との間が、カムリング２の揺動制御に供する第１流体圧室Ｐ１と第２流体圧室Ｐ２とに仕切られる。そして、第２流体圧室Ｐ２内には、カムリング２を第１流体圧室Ｐ１側へ付勢する、付勢部材であるコイルばね２１が設けられている。すなわち、このコイルばね２１の付勢力により、カムリング２が、回転軸線Ｚに対する偏心量（以下、単に「偏心量」と略称する。）が最大となる方向へ常時付勢されている。
　ポンプ要素４は、カムリング２の内周側に回転自在に収容され、駆動軸３により回転駆動されるほぼ円盤状のロータ４１と、ロータ４１の外周側に径方向外側へとそれぞれ出没自在に収容されたほぼ矩形板状の複数のベーン４２と、によって構成される。そして、ロータ４１の回転に伴って前記各ベーン４２がロータ４１の外周側へ飛び出してカムリング２の内周面に摺接することにより、カムリング２とロータ４１との間に、隣り合う１対のベーン４２，４２により仕切られる複数のポンプ室ＰＣが形成される。
　具体的には、ロータ４１の回転に伴ってポンプ室ＰＣの容積が拡大する領域（以下、「吸入領域」と呼称する。）では、リザーバタンクＲＴ内に貯留された作動液が、吸入通路１３を介して吸入される。他方、ポンプ室ＰＣの容積が縮小する領域（以下、「吐出領域」と呼称する。）では、ポンプ室ＰＣの容積の縮小により圧縮された作動液が、吐出通路１４（後述する第２吐出通路１４２）を介して外部（パワーステアリング装置ＰＳ）へと吐出される。
　そして、カムリング２が図１中の左右方向へ揺動することで、ロータ４１の回転に伴うポンプ室ＰＣの容積変化率が増減し、これによって、ポンプ要素４の１回転あたりの吐出量（固有吐出量）が変化する。すなわち、カムリング２が図１中の左方向（以下、「偏心方向」と呼称する。）へと移動してカムリング２の偏心量が大きくなることで、固有吐出量が増大する。一方、カムリング２が図１中の右方向（以下、「同心方向」と呼称する。）へと移動してカムリング２の偏心量が小さくなることで、固有吐出量が減少する。
　制御手段ＣＶは、吐出通路１４（後述する第２吐出通路１４２）に設けられた可変メータリングオリフィスＭＯの上流側の圧力と下流側の圧力に基づき制御される第１制御弁５と、可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積を可変制御する第２制御弁６と、を有する。
　第１制御弁５は、ポンプハウジング１内に一定径状に形成された第１バルブ収容室５０に、２つのランド部（第１ランド部５１１、第２ランド部５１２）を有する弁体である第１スプール弁体５１が、第１スプール弁体５１の中心軸線Ｘ方向に摺動可能に収容されることにより構成される。第１バルブ収容室５０は、ポンプボディ１１に対し一側方から形成された第１スプール弁収容孔１１４の開口端が封止部材５２で封止されることによって形成される。そして、第１バルブ収容室５０は、第１スプール弁体５１によって内部が、第１ランド部５１１よりも図１中の左側の高圧室５０ａと、第２ランド部５１２よりも図１中の右側の中圧室５０ｂと、第１ランド部５１１と第２ランド部５１２との間の低圧室５０ｃと、に仕切られている。
　高圧室５０ａには、第１吐出ポートＥ１の下流側にて二股状に分岐形成された吐出通路１４の一方である第１吐出通路１４１を介して、可変メータリングオリフィスＭＯの上流側の圧力が導入される。他方、中圧室５０ｂには、第１スプール弁体５１を高圧室５０ａ側へと付勢する金属製の第１コイルスプリング５３が収容配置されると共に、分岐係形成された吐出通路１４の他方である第２吐出通路１４２から前記分岐形成された吐出圧導入路１５を介して、可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力が導入される。そして、この高圧室５０ａと中圧室５０ｂの圧力差が所定以上になると、第１スプール弁体５１が第１コイルスプリング５３の付勢力に抗して図１中の右側へ移動する。また、低圧室５０ｃには、吸入通路１３に連通する低圧通路１６を介して、リザーバタンクＲＴ内の圧力が導入される。
　ここで、高圧室５０ａと低圧室５０ｃは、それぞれ第１連通路Ｌ１を介して第１流体圧室Ｐ１と連通可能に構成されていて、この連通状態が第１スプール弁体５１の第１ランド部５１１によって切り換え可能に構成されている。すなわち、第１スプール弁体５１が図１中の左側に位置する状態では、第１連通路Ｌ１を介して低圧室５０ｃと第１流体圧室Ｐ１とが連通して、第１流体圧室Ｐ１には、リザーバタンクＲＴ内の圧力が導入される。他方、第１スプール弁体５１が図１中の右側に位置する状態では、第１連通路Ｌ１を介して高圧室５０ａと第１流体圧室Ｐ１とが連通し、第１流体圧室Ｐ１には、可変メータリングオリフィスＭＯの上流側の圧力が導入される。
　また、第１スプール弁体５１の内部には、中圧室５０ｂを低圧通路１６に開放して中圧室５０ｂ内の圧力を逃がすリリーフバルブ５４が設けられている。このリリーフバルブ５４は、いわゆる逆止弁であって、中圧室５０ｂ内の圧力が所定以上となったとき、すなわち負荷側であるパワーステアリング装置ＰＳ側の圧力が所定以上となったときに開弁して、中圧室５０ｂ内の圧力を、低圧通路１６を介して吸入通路１３へと還流する（図２参照）。
　第２制御弁６は、ポンプハウジング１内に段差径状に形成された第２バルブ収容室６０に、３つのランド部（第１ランド部６１１、第２ランド部６１２、第３ランド部６１３）を有する弁体である第２スプール弁体６１が、第２スプール弁体６１の中心軸線Ｙ方向に摺動可能に収容されることにより構成される。第２バルブ収容室６０は、ポンプボディ１１に対し他側方から形成された第２スプール弁収容孔１１５の開口端が封止部材６２で封止されることによって形成される。そして、第１バルブ収容室５０は、第２スプール弁体６１によって内部が、第１ランド部６１１よりも図１中の右側の第１圧力室６０ａと、第２ランド部６１２よりも図１中の左側の第２圧力室６０ｂと、に仕切られている。
　第１圧力室６０ａには、第１連通路Ｌ１から分岐形成された第１圧力導入路１７１を介して第１流体圧室Ｐ１内の圧力が導入される。他方、第２圧力室６０ｂには、低圧通路１６から分岐形成された第２圧力導入路１７２を介して吸入通路１３内の圧力が導入される。また、この際、第１圧力導入路１７１及び第２圧力導入路１７２には、絞り部である第１ダンパーオリフィスＤＯ１及び第２ダンパーオリフィスＤＯ２が設けられている。
　図２は、駆動軸３の回転軸線Ｚに沿って切断した本実施形態に係る可変容量形ポンプの縦断面図を示している。
　図２に示すように、ポンプハウジング１は、金属材料、例えばアルミニウム合金材料からなるほぼ円筒状を呈し、内部にポンプ要素収容部１０を有する。より具体的には、ポンプハウジング１は、ほぼ有底円筒状に形成され内周側にポンプ要素収容部１０が形成された第１ハウジングであるポンプボディ１１と、ポンプボディ１１の開口部を閉塞する第２ハウジングであるポンプカバー１２と、で構成される。そして、ポンプボディ１１とポンプカバー１２とは、複数のボルトＢＴにより締結されている。
　ポンプボディ１１は、ほぼ筒状に形成された筒状部１１１と、筒状部１１１の軸方向一端側（図２中の左側）を閉塞する底部としての端壁部１１２と、を有し、筒状部１１１と端壁部１１２によりポンプ要素収容部１０が形成されている。そして、ポンプ要素収容部１０の内周面にアダプタリング７が嵌合固定され、アダプタリング７の内周側にカムリング２が収容され、カムリング２の内周側にポンプ要素４が収容される。
　また、ポンプ要素収容部１０内には、アダプタリング７の軸方向両側に１対のプレート部材である第１プレート部材８１及び第２プレート部材８２が対向配置されていて、この第１、第２プレート部材８１，８２によってポンプ要素４が摺接可能に挟まれている。さらに、第１プレート部材８１の反ポンプ要素４側であって、第１プレート部材８１とポンプカバー１２（後述する嵌合突部１２１）との間に、プレッシャプレート８０が介在している。
　第１プレート部材８１は、所定の金属板をプレス成型することによって円板状に形成されたもので、表面に摩擦を低減する低摩擦被膜が形成されている。これにより、ポンプ駆動時におけるポンプ要素４（ロータ４１及びベーン４２）の摺動抵抗や焼き付き等が低減されている。また、第１プレート部材８１には、中央部に貫通形成された軸貫通孔８１０の外周域であって吸入領域に相当する周方向領域に、ポンプ室ＰＣと後述する第１吸入ポートＩ１との連通に供する複数の第１吸入ポート連通孔８１１が、軸方向に沿って貫通形成されている。さらに、この第１プレート部材８１には、吐出領域に相当する周方向領域に、ポンプ室ＰＣと後述する第２吐出ポートＥ２との連通に供する複数の第２吐出ポート連通孔８１２が、軸方向に沿って貫通形成されている。
　第２プレート部材８２は、第１プレート部材８１と同様に、所定の金属板をプレス成型することによって円板状に形成され、かつ表面に前記低摩擦被膜が形成されている。また、第２プレート部材８２には、中央部に貫通形成された軸貫通孔８２０の外周域であって吸入領域に相当する周方向領域に、ポンプ室ＰＣと後述する第２吸入ポートＩ２との連通に供する第２吸入ポート連通孔８２１が、軸方向に沿って貫通形成されている。さらに、この第２プレート部材８２には、吐出領域に相当する周方向領域に、ポンプ室ＰＣと後述する第１吐出ポートＥ１との連通に供する複数の第１吐出ポート連通孔８２２が、軸方向に沿って貫通形成されている。
　また、端壁部１１２には、ポンプ要素収容部１０の中心部に、駆動軸３が貫通する軸貫通孔１１３が、軸方向に沿って貫通形成されている。軸貫通孔１１３は、軸方向外側（図２中の左側）に向かって段差状に拡径する段差径状に形成されている。具体的には、軸貫通孔１１３は、第１軸受Ｂ１を介して駆動軸３の中間部を回転可能に支持する第１軸受部１１３ａと、シール部材ＳＬ１を保持するシール保持部１１３ｂと、駆動軸３の軸方向一端側（図２中の左側）を回転可能に支持するボールベアリング２３を保持する軸受保持部１１３ｃと、を有する。
　第１軸受部１１３ａでは、第１、第２プレート部材８１，８２とポンプ要素４との軸方向隙間ＣＬを通じてポンプ室ＰＣより漏出した作動液の一部が駆動軸３を伝って流入することで、第１軸受Ｂ１の潤滑が図られている。この際、第１軸受部１１３ａ内に流入した作動液は、シール部材ＳＬ１により堰き止められることで、軸貫通孔１１３を通じた外部への流出が抑制されている。また、シール部材ＳＬ１により堰き止められた作動液は、後述する第１還流通路１８１を通じて吸入側（後述する第２吸入ポートＩ２）へと還流される。
　また、端壁部１１２の内側端面には、軸貫通孔１１３の外周域であって吸入領域に対応する所定の周方向領域に、ポンプ室ＰＣに開口する吸入口である第２吸入ポートＩ２が、円弧溝状に切欠形成されている。さらに、端壁部１１２内部には、第２吸入ポートＩ２とシール保持部１１３ｂの第１軸受部１１３ａ側の端部とを連通することによりポンプ室ＰＣから漏出した作動液を第２吸入ポートＩ２へ還流する第１還流通路１８１が形成されている。また、第２吸入ポートＩ２は、低圧導入路Ｌ４（図１参照）を介して第２流体圧室Ｐ２に接続され、低圧導入路Ｌ４を介して吸入通路１３の圧力、リザーバタンクＲＴ内の圧力に相当する吸入圧を第２流体圧室Ｐ２に導入可能となっている。
　また、同様に、端壁部１１２の内側端面には、吐出領域に対応する所定の周方向領域に、ポンプ室ＰＣに開口する吐出口である第１吐出ポートＥ１が、円弧溝状に切欠形成されている。第１吐出ポートＥ１は、周方向の所定位置にて、吐出通路１４に接続されている。
　ポンプカバー１２は、ほぼ円盤状を呈し、ポンプボディ１１と対向する内側面に、ポンプボディ１１の筒状部１１１の軸方向他端側の開口端部に嵌合する嵌合突部１２１が、段差状に突出形成されている。そして、嵌合突部１２１の端面には、第２軸受Ｂ２を介して駆動軸３の他端部を回転可能に支持する第２軸受部１２２が、凹状に形成されている。
　第２軸受部１２２では、第１、第２プレート部材８１，８２とポンプ要素４との軸方向隙間ＣＬを通じてポンプ室ＰＣより漏出した作動液の一部が駆動軸３を伝って流入することにより、第２軸受Ｂ２の潤滑が図られている。ここで、第２軸受部１２２は、第２還流通路１８２を介して吸入通路１３と連通可能に構成されていて、第２還流通路１８２を介して、第２軸受部１２２内へと流入した作動液が、吸入側（後述する第１吸入ポートＩ１）へと還流されるようになっている。
　また、嵌合突部１２１の端面には、第２軸受部１２２の外周域であって吸入領域に対応する所定の周方向領域に、ポンプ室ＰＣに開口する吸入口である第１吸入ポートＩ１が、円弧溝状に切欠形成されている。第１吸入ポートＩ１は、その周方向の所定位置に貫通形成された第１吸入孔１２３を通じて吸入通路１３と連通され、吸入通路１３を介してリザーバタンクＲＴ（図１参照）に貯留された作動液を吸入可能となっている。
　なお、吸入通路１３の上流端部には、作動液のポンプハウジング１内部への吸入に供するポンプ吸入口１３０が外部に開口形成されていて、ポンプ吸入口１３０に接続される図示外の配管を通じて、作動液がリザーバタンクＲＴ（図１参照）から吸入されることとなる。
　また、同様に、嵌合突部１２１の端面には、吐出領域に対応する所定の周方向領域に、ポンプ室ＰＣに開口する吐出口である第２吐出ポートＥ２が、円弧溝状に切欠形成されている。第２吐出ポートＥ２は、周方向の所定位置にて、第２吐出ポートＥ２に吐出された作動液を後述する背圧溝４１２へと供給するための背圧導入路１９に接続されている。
　駆動軸３は、ポンプ要素収容部１０の中心を通るように軸貫通孔１１３を介してポンプボディ１１に貫通配置されていて、第１、第２軸受Ｂ１，Ｂ２及びボールベアリング２３を介して回転可能に支持されている。そして、駆動軸３は、軸貫通孔１１３を介してポンプハウジング１の外部へと露出した軸方向の一端部に固定される図示外のギヤ又はスプライン等を介して伝達される図示外のエンジンの駆動力に基づいて回転する。
　図３は、図２のＡ－Ａ線に沿って切断した可変容量形ポンプの断面図を示している。
　図３に示すように、ポンプハウジング１（ポンプボディ１１）のポンプ要素収容部１０の内周面に嵌合固定された円環状のアダプタリング７の内周側に、円環状のカムリング２が、駆動軸３の回転軸線Ｚに対して偏心移動可能に収容されている。また、カムリング２の内周側には、円盤状のロータ４１と複数の矩形板状のベーン４２とからなるポンプ要素４が、駆動軸３を介して回転駆動可能に収容されている。
　アダプタリング７は、その内周側における周方向の所定位置に、横断面ほぼ矩形凹状のベーン保持溝７１が軸方向に沿って切欠形成され、ベーン保持溝７１内に、カムリング２の揺動支点となる横断面矩形状の板部材２４が嵌合固定されている。さらに、アダプタリング７の内周側には、ベーン保持溝７１に隣接するかたちで、横断面ほぼ半円状のピン保持溝が、軸方向に沿って切欠形成され、ピン保持溝７２内には、カムリング２の同心方向の移動を規制する棒状のピン部材２５が保持されている。
　また、アダプタリング７の内周側には、板部材２４と径方向においてほぼ対向する位置に、シール部材ＳＬ２を保持するシール保持溝７３が軸方向に沿って切欠形成されていて、シール保持溝７３内には、カムリング２の両側の空間を仕切るシール部材ＳＬ２が保持されている。すなわち、このシール部材ＳＬ２と板部材２４とによって、アダプタリング７とカムリング２の間が、第１流体圧室Ｐ１と第２流体圧室Ｐ２とに仕切られている。
　また、アダプタリング７の周壁には、ポンプボディ１１の内部に形成された第１連通路Ｌ１と第１流体圧室Ｐ１とを連通する連通孔７４が、径方向に貫通形成されている。すなわち、連通孔７４を介して、第１制御弁５側より第１連通路Ｌ１を介して導かれるリザーバタンクＲＴ内の圧力又は可変メータリングオリフィスＭＯの上流側の圧力が第１流体圧室Ｐ１に導入可能となっている。
　また、アダプタリング７の周壁には、コイルばね２１が貫通するばね貫通孔７５が径方向に沿って貫通形成され、このばね貫通孔７５を介してコイルばね２１の一端がカムリング２に当接可能となっている。また、コイルばね２１は、他端がポンプボディ１１の周壁にねじ込み固定されたボルト状のリテーナ部材２２により支持され、セット荷重に基づいてカムリング２を偏心方向へと常時付勢している。
　カムリング２は、板部材２４上を偏心方向及び同心方向へ転動可能に設けられていて、同心方向への転動に伴い外周側に切欠形成された横断面ほぼ半円状の係合溝２０がピン部材２５に係合することによって、板部材２４上を滑って回転することが規制されるようになっている。
　ロータ４１は、駆動軸３の外周側に、スプライン嵌合により一体回転可能に固定されている。また、ロータ４１の外周部には、周方向のほぼ等間隔位置に、ロータ４１の外周側へと開口する複数のスリット４１１が、放射状に切欠形成されている。すなわち、当該各スリット４１１内に、各ベーン４２がロータ４１の外周側へと出没可能に収容されている。
　また、スリット４１１の内周側端部には、断面ほぼ円形状の背圧溝４１２が、軸方向へ沿って連続して形成されている。すなわち、ロータ４１の回転に伴う遠心力に加え、背圧溝４１２に導入される吐出圧がベーン４２の内端側に作用することによって、ベーン４２がロータ４１の外周側へ飛び出すようになっている。
　図４は、図３のＢ－Ｂ線に沿って切断した可変容量形ポンプの断面図を示している。図５は、図４のＣ－Ｃ線に沿って切断した可変容量形ポンプの断面図を示している。
　図４に示すように、第１制御弁５と第２制御弁６は、ポンプボディ１１の上端部のほぼ同じ高さ位置に、軸方向に沿って並列に配置されている。すなわち、第１制御弁５の低圧室５０ｃと第２制御弁６の第２圧力室６０ｂとが軸方向に対向するように設けられると共に、第１制御弁５の中圧室５０ｂと第２制御弁６によって可変制御される可変メータリングオリフィスＭＯとが軸方向に対向するように設けられている。
　第１制御弁５の高圧室５０ａには、第１吐出通路１４１から分岐形成された高圧導入路Ｌ３を介して、可変メータリングオリフィスＭＯの上流側の圧力が導入される。また、図４、図５に示すように、第１制御弁５の中圧室５０ｂには、第２吐出通路１４２から分岐形成された吐出圧導入路１５を介して、可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力（吐出圧）が導入される。さらに、第１制御弁５の低圧室５０ｃには、低圧通路１６を介して、リザーバタンクＲＴ内の圧力（吸入圧）が導入される。また、高圧導入路Ｌ３及び吐出圧導入路１５には、それぞれ絞り部である高圧側ダンパーオリフィスＤＯ３及び中圧側ダンパーオリフィスＤＯ４が設けられ、これら各ダンパーオリフィスＤＯ３，ＤＯ４によって、第１スプール弁体５１の振動が抑制されている。
　第２制御弁６の第１圧力室６０ａには、第１連通路Ｌ１（図１、図６参照）から分岐形成された第１圧力導入路１７１を介して、第１流体圧室Ｐ１内の圧力が導入される。また、第２制御弁６の第２圧力室６０ｂには、低圧通路１６から分岐形成された第２圧力導入路１７２を介して、リザーバタンクＲＴ内の圧力が導入される。また、第１圧力導入路１７１及び第２圧力導入路１７２には、それぞれ絞り部としての第１ダンパーオリフィスＤＯ１及び第２ダンパーオリフィスＤＯ２が設けられ、これら第１、第２ダンパーオリフィスＤＯ１，ＤＯ２によって、第２スプール弁体６１の振動が抑制されている。
　図６は、第２制御弁６の縦断面図であって、（ａ）は図５のＤ－Ｄ線に沿って切断した断面図を、（ｂ）は同図（ａ）のＥ－Ｅ線に沿って切断した断面図を、それぞれ示している。なお、本図の説明においては、各図中の右側を一端側、左側を他端側として説明する。
　図６に示すように、第２制御弁６は、ポンプボディ１１の第２バルブ収容室６０内を摺動する第２スプール弁体６１により、第２バルブ収容室６０の第２吐出通路１４２に開口するほぼ円形断面形状を有する吐出通路開口部６０ｃの開口面積を可変制御するものである。換言すれば、第２バルブ収容室６０に開口する吐出通路開口部６０ｃと、この吐出通路開口部６０ｃの開口面積を変更する第２スプール弁体６１と、によって、可変メータリングオリフィスＭＯが構成されている。
　ここで、可変メータリングオリフィスＭＯは、第２スプール弁体６１が一端側に最大移動した状態で第２吐出通路１４２に開口する固定オリフィス部ＭＯ１と、第２スプール弁体６１の他端側の移動に伴い第２吐出通路１４２の開口面積が減少変化する可変オリフィス部ＭＯ２と、を有する。すなわち、第２スプール弁体６１が一端側へと最大移動した状態で可変オリフィス部ＭＯ２の開口面積が最大となり、固定オリフィス部ＭＯ１と合わせて可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積が最大となる。一方、第２スプール弁体６１が他端側へと最大移動した状態で可変オリフィス部ＭＯ２の開口面積が最小となり、固定オリフィス部ＭＯ１と合わせて可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積が最小となる。
　また、第２吐出通路１４２の下流端部には、作動液のポンプハウジング１外部への吐出に供するポンプ吐出口１４０が外部に開口形成されていて、ポンプ吐出口１４０に接続される図示外の配管を通じて、吐出された作動液が図示外のパワーステアリング装置ＰＳへと供給されることとなる。
　第２バルブ収容室６０は、ポンプボディ１１の側方から第２吐出通路１４２を横切るように設けられた第２スプール弁収容孔１１５の開口部がほぼボルト状の封止部材６２で閉塞されることにより形成される。そして、この第２バルブ収容室６０は、一端側（図６中の右側）に向かって段差状に拡径する段差径状を呈し、第２吐出通路１４２よりも一端側の大径部６０ｄと、第２吐出通路１４２よりも他端側の小径部６０ｅと、大径部６０ｄと小径部６０ｅとの間に形成され、第２吐出通路１４２に臨む通路部６０ｆと、を有する。
　第２スプール弁体６１は、一端側に設けられた第１ランド部６１１と、他端側に設けられた第２ランド部６１２と、一端側と他端側の中間部に設けられた第３ランド部６１３と、を一体に有し、第２バルブ収容室６０に中心軸線Ｙ方向に沿って摺動可能に収容されている。なお、その際、第１ランド部６１１は大径部６０ｄ内を、第２ランド部６１２は小径部６０ｅ内を、また第３ランド部６１３は通路部６０ｆ内を、それぞれ摺動する。
　ここで、第１ランド部６１１は、一端側へと向かって段差状に拡径する段差径状を呈し、他端側に第２、第３ランド部６１２，６１３とほぼ同径に形成された小径部６１１ａと、一端側に小径部６１１ａに対して段差状に拡径形成された大径部６１１ｂと、小径部６１１ａと大径部６１１ｂとの間に形成された段部６１１ｃと、を有する。なお、段部６１１ｃは、小径部６１１ａ側から大径部６１１ｂ側へ上り傾斜する円錐テーパ状に形成されている。
　また、第１ランド部６１１の一端側には、封止部材６２の先端と当接することにより第２スプール弁体６１の一端側の最大位置を規制する第１軸部６１４が突出形成されている。他方、第２ランド部６１２の他端側には、第２バルブ収容室６０の端壁と当接することにより第２スプール弁体６１の他端側の最大位置を規制する第２軸部６１５が突出形成されている。さらに、第１ランド部６１１と第３ランド部６１３とは、この両ランド部６１１，６１３よりも小径の第３軸部６１６によって連接されている。また、第２ランド部６１２と第３ランド部６１３とは、この両ランド部６１２，６１３よりも小径の第４軸部６１７によって連接されている。
　また、第２バルブ収容室６０内に第２スプール弁体６１が収容配置されることにより、第２バルブ収容室６０は、第１ランド部６１１よりも一端側に形成される第１圧力室６０ａと、第２ランド部６１２よりも他端側に形成される第２圧力室６０ｂと、に仕切られる。そして、第１圧力室６０ａには、第１連通路Ｌ１から分岐形成された第１圧力導入路１７１を介して、第１流体圧室Ｐ１内の圧力が導入される。他方、第２圧力室６０ｂには、第２スプール弁体６１を第１圧力室６０ａ側へ付勢する金属製の第２コイルスプリング６３が収容配置されると共に、低圧通路１６から分岐形成された第２圧力導入路１７２を介して、リザーバタンクＲＴ内の圧力が導入される。
　また、第２スプール弁体６１は、第１ランド部６１１の一端側に、第１圧力室６０ａ内に導入された第１流体圧室Ｐ１の圧力が作用する第１受圧部Ｓ１を有する。第１受圧部Ｓ１は、第１ランド部６１１の一端側の端面と第１軸部６１４の端面と、で構成される。
　また、第２スプール弁体６１は、第１ランド部６１１の他端側に、通路部６０ｃを通流する可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力が作用することで第２スプール弁体６１を可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積が増大する方向へ付勢する第２受圧部Ｓ２を有する。第２受圧部Ｓ２は、第１ランド部６１１の小径部６１１ａの端面と、第１ランド部６１１の段部６１１ｃと、第３ランド部６１３の他端側の端面と、で構成される。
　また、第２スプール弁体６１は、第２ランド部６１２の一端側に、第２受圧部Ｓ２よりも受圧面積が小さく、可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力が作用することで第２スプール弁体６１を可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積が減少する方向へ付勢する第３受圧部Ｓ３を有する。第３受圧部Ｓ３は、第２ランド部６１２の一端側の端面と、第３ランド部６１３の一端側の端面と、で構成される。
　かかる構成に基づき、第２制御弁６は、可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力の上昇に伴い第２スプール弁体６１に対し可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積が増大する方向へ推力を付与する推力付与機構ＴＭを有する。推力付与機構ＴＭは、第２スプール弁体６１を一端側へ付勢する第２受圧部Ｓ２と、第２スプール弁体６１を他端側へ付勢する第３受圧部Ｓ３との受圧面積差である第２受圧部Ｓ２の段部６１１ｃと、によって構成される。すなわち、可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力が上昇すると、第１、第２、第３ランド部６１１，６１２，６１３に当該圧力が作用する結果、第２受圧部Ｓ２と第３受圧部Ｓ３の受圧面積差によって、第２スプール弁体６１には一端側への推力が付与されることとなる。
　第２コイルスプリング６３は、第２軸部６１５の外周側を囲繞するように、第２ランド部６１２の他端側の端面と第２バルブ収容室６０の端壁との間に所定のセット荷重（予圧）をもって装入され、このセット荷重に基づく付勢力によって第２スプール弁体６１を一端側へと常時付勢する。
　（可変容量形ポンプの作動説明）
　図７は、図１に示す第１制御弁５及び第２制御弁６の拡大図であって、（ａ）はエンジン回転数が低い状態、（ｂ）はエンジン回転数が高い状態を示している。
　まず、図７（ａ）に示すように、図示外のエンジンの回転数が低い状態では、図示外の第１吐出ポートから吐出される作動液の圧力が小さくなる結果、可変メータリングオリフィスＭＯの上流側と下流側の圧力差（前後差圧）も小さくなる。これにより、第１制御弁５では、可変メータリングオリフィスＭＯの前後差圧に基づく付勢力に対して第１コイルスプリング５３の付勢力が打ち勝ち、第１スプール弁体５１が第１コイルスプリング５３の付勢力をもって高圧室５０ａ側に最大変位した状態となる。その結果、第１連通路Ｌ１を介して第１流体圧室Ｐ１には低圧であるリザーバタンクＲＴ内の圧力が導入されて、図示外のカムリングが、コイルばね２１の付勢力をもって偏心方向へ移動する。
　一方で、第２制御弁６では、第１連通路Ｌ１から分岐する第１圧力導入路１７１を介して、第１圧力室６０ａ内に前記低圧であるリザーバタンクＲＴ内の圧力が導入される。これにより、第１圧力室６０ａ内の圧力に対して第２コイルスプリング６３の付勢力が打ち勝ち、この第２コイルスプリング６３の付勢力をもって、第２スプール弁体６１が第１圧力室６０ａ側に変位した状態となる。その結果、可変オリフィス部ＭＯ２の開口面積が増大し、可変メータリングオリフィスＭＯ全体として開口面積が増大する。
　以上より、図示外のエンジンの回転数が低い状態では、図示外のカムリングの偏心量が大きくなってポンプの固有吐出量が大きくなると共に、可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積が増大し、ポンプの吐出量が大きくなる。このように、図示外のエンジンの回転数が低く、車速が低い状態においては、大きな操舵アシストトルクの生成を可能とし、例えば駐車時など比較的大きな操舵補助に供する。
　また、図７（ｂ）に示すように、図示外のエンジンの回転数が高い状態では、図示外の第１吐出ポートから吐出される作動液の流量が増加する結果、可変メータリングオリフィスＭＯの上流側と下流側の圧力差（前後差圧）も大きくなる。これにより、第１制御弁５では、第１コイルスプリング５３の付勢力に対して可変メータリングオリフィスＭＯの前後差圧に基づく付勢力が打ち勝ち、第１スプール弁体５１が第１コイルスプリング５３の付勢力に抗して中圧室５０ｂ側に変位した状態となる。その結果、第１連通路Ｌ１を介して第１流体圧室Ｐ１には高圧である高圧室５０ａ内の圧力が導入されて、図示外のカムリングが、コイルばね２１の付勢力に抗して同心方向へ移動する。
　一方で、第２制御弁６では、第１連通路Ｌ１から分岐する第１圧力導入路１７１を介して、第１圧力室６０ａ内に前記高圧である高圧室５０ａ内の圧力が導入される。これにより、第２コイルスプリング６３の付勢力に対して第１圧力室６０ａ内の圧力に基づく付勢力が打ち勝ち、この第２スプール弁体６１が第１圧力室６０ａ内の圧力に基づく付勢力をもって、第２圧力室６０ｂ側に変位した状態となる。その結果、可変オリフィス部ＭＯ２の開口面積が減少し、可変メータリングオリフィスＭＯ全体として開口面積が減少する。
　以上より、図示外のエンジンの回転数が高い状態では、図示外のカムリングの偏心量が小さくなってポンプの固有吐出量が小さくなると共に、可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積が減少し、ポンプの吐出量が小さくなる。このように、図示外のエンジンの回転数が高く、車速が高い状態においては、操舵アシストトルクを低減して例えば高速走行時の操舵安定性に供すると共に、無駄な操舵アシストトルクの生成を制限して省エネ化に供する。
　また、可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積が減少した状態で、負荷側である図示外のパワーステアリング装置ＰＳ側の圧力が増大して可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力が増大することがある。この場合、第２受圧部Ｓ２と第３受圧部Ｓ３の受圧面積差から、前記増大した可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力が第２制御弁６の第２スプール弁体６１の第２受圧部Ｓ２の段部６１１ｃに作用し、当該圧力をもって、第２スプール弁体６１に対し第１圧力室６０ａ側の推力が付与される。これにより、第２スプール弁体６１が第１圧力室６０ａ側へ移動し、可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積が増大することで、前記増大した負荷側の圧力に応じた操舵アシストトルクを生成することが可能となる。
　さらに、周方向領域のうち第２流体圧室Ｐ２側により多くの吐出領域が割り当てられるポートタイミングの場合、吐出領域におけるポンプ室ＰＣ内の圧力によってカムリング２が第２流体圧室Ｐ２側、すなわち同心方向へと付勢され、当該付勢力によっても固有吐出量が減少してしまう。しかし、本実施形態では、第２スプール弁体６１の第１ランド部６１１を前述のような段付きに形成して推力付与機構ＴＭを構成したことから、前記負荷圧の増大に伴って吐出流量を増大させると共に、当該吐出流量の増大による固有吐出量の低下を抑制できるメリットもある。
　（本実施形態の作用効果）
　前述のように、従来の可変容量形ポンプでは、カムリングの移動量に応じて可変メータリングオリフィスの開口面積を変化させる構成となっていた。この場合、カムリングの移動量は微小であるため、可変メータリングオリフィスの開口面積の変化幅を大きく確保することができない。このように、従来の可変容量形ポンプでは、可変メータリングオリフィスの開口面積の制御幅が、カムリングの移動量の変化幅、すなわち固有吐出量の変化幅の制約を受ける結果、十分な省エネ化が図れない問題があった。
　これに対し、本実施形態に係る可変容量形ポンプでは、以下の効果が奏せられることで、前記従来の可変容量形ポンプの課題を解決することができる。
　本実施形態に係る可変容量形ポンプは、内部にポンプ要素収容部１０を有するポンプハウジング１と、ポンプ要素収容部１０内に設けられ、環状に形成されたカムリング２と、カムリング２内に回転可能に設けられ、作動液の吸入及び吐出を行うポンプ要素４と、ポンプ要素収容部１０とカムリング２の間に設けられた１対の空間である第１流体圧室Ｐ１及び第２流体圧室Ｐ２であって、少なくとも第１流体圧室Ｐ１の圧力をカムリング２に作用させることによりカムリング２を駆動させ、ポンプ要素４の１回転あたりの吐出量である固有吐出量を変化させる第１流体圧室Ｐ１及び第２流体圧室Ｐ２と、ポンプハウジング１に設けられ、ポンプ要素４の吸入領域に開口する吸入口である第１吸入ポートＩ１と、ポンプハウジング１に設けられ、ポンプ要素４の吐出領域に開口する吐出口である第１吐出ポートＥ１と、ポンプハウジング１に設けられ、第１吸入ポートＩ１に作動液を供給する吸入通路１３と、ポンプハウジング１に設けられ、第１吐出ポートＥ１から吐出された作動液をポンプハウジング１の外部に供給する吐出通路１４（第２吐出通路１４２）と、吐出通路１４に設けられた絞り部である可変メータリングオリフィスＭＯと、可変メータリングオリフィスＭＯの上流側の圧力と下流側の圧力とに基づき制御される第１制御弁５であって、可変メータリングオリフィスＭＯの上流側の圧力と吸入通路１３の圧力とにより第１流体圧室Ｐ１に導入される圧力を制御する第１制御弁５と、可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積を可変制御する第２制御弁６であって、吸入通路１３の圧力と第１流体圧室Ｐ１の圧力とに基づき制御される弁体である第２スプール弁体６１を備える第２制御弁６と、を有する。
　このように、本実施形態では、カムリング２とは別の第２スプール弁体６１を有する第２制御弁６によって可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積を可変制御するようにした。すなわち、かかるスプール弁として構成された第２制御弁６では、第２スプール弁体６１の移動量（ストローク量）をより大きく確保することができる。このため、カムリング２の移動量に基づく固有吐出量の変化幅の制約を受けずに可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積の制御を行うことが可能となる結果、十分な省エネ化を図ることができる。
　また、本実施形態では、第２流体圧室Ｐ２には、吸入通路１３の圧力が導入される。
　このように、第１流体圧室Ｐ１に第２流体圧室Ｐ２よりも高い圧力を導入して第１、第２流体圧室Ｐ１，Ｐ２の差圧に基づいてカムリング２を駆動するにあたり、第２流体圧室Ｐ２に吸入圧を導入することで、相対的に第１流体圧室Ｐ１の導入圧を低く設定することが可能となる。その結果、第２制御弁６の制御圧を低く設定することが可能となって、第２制御弁６の制御性の向上に供される。換言すれば、例えば本実施形態のように、第２制御弁６において、第１流体圧室Ｐ１の圧力に抗するスプリング（第２コイルスプリング６３）を設ける場合には、第１流体圧室Ｐ１の圧力が高いと、当該圧力に対抗可能なより強いスプリングを設けることが必要となって、第２制御弁６の制御性が低下してしまうことになる。
　また、本実施形態では、第２制御弁６は、可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧の上昇に伴い可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積を増大させる。
　例えば本実施形態のように、可変容量形ポンプを、パワーステアリング装置ＰＳの液圧源として用いる場合、操舵操作に伴い可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧が上昇することがある。そこで、この下流圧の上昇に伴い可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積を増大させることによって、非操舵時には吐出量を低減させ、操舵操作に応じて吐出量を増大させることが可能となる。これにより、ポンプ駆動における効果的な省エネ化を図りつつ、パワーステアリング装置ＰＳの適切な操舵アシスト制御に供される。
　また、本実施形態では、第２スプール弁体６１は、スプール弁体であって、第１流体圧室Ｐ１の圧力が作用する第１受圧部Ｓ１を有する。
　このように、第２制御弁６をスプール弁として構成したことにより、カムリング２に対してストローク量を相対的に大きくとることができるため、可変メータリングオリフィスＭＯの制御幅を大きく確保することができる。
　また、本実施形態では、第２スプール弁体６１は、可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧が作用することにより第２スプール弁体６１を可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積が増大する方向へ付勢する第２受圧部Ｓ２と、第２受圧部Ｓ２よりも受圧面積が小さく、可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧が作用することにより第２スプール弁体６１を可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積が減少する方向へ付勢する第３受圧部Ｓ３と、を有する。
　当該構成によれば、第２受圧部Ｓ２と第３受圧部Ｓ３に可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧が作用することで、その受圧面積差によって、第２スプール弁体６１が可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積を増大させる方向へ付勢され、固有吐出量を増大させることができる。
　また、本実施形態では、第２制御弁６は、可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧の上昇に伴い第２スプール弁体６１に対して可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積が増大する方向へ推力を付与する推力付与機構ＴＭを有する。
　このような推力付与機構ＴＭによっても、可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧の上昇に伴って固有吐出量を増大させることができる。
　また、本実施形態では、第２制御弁６は、第１圧力導入路１７１を介して第１流体圧室Ｐ１の圧力が導入される第１圧力室６０ａと、第２圧力導入路１７２を介して第２流体圧室Ｐ２又は吸入通路１３の圧力が導入される第２圧力室６０ｂと、を備え、第１圧力導入路１７１又は第２圧力導入路１７２（本実施形態では両方）に、絞り部であるダンパーオリフィスＤＯ１，ＤＯ２を有する。
　例えば本実施形態のように、第２圧力導入路１７２にダンパーオリフィスＤＯ２が設けられることで、第２スプール弁体６１の振動を抑制することができる。とりわけ、本実施形態のように、可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧の変化に伴い可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積を変化させるような構造においては、可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧の変動に伴う第２スプール弁体６１の振動を抑制することができる。
　また、本実施形態では、第２制御弁６は、第２スプール弁体６１の移動方向に延びるスプール弁収容孔である第２スプール弁収容孔１１５と、第２スプール弁収容孔１１５に設けられ、第２吐出通路１４２に開口する吐出通路開口部６０ｃと、第２スプール弁体６１に設けられ、第２スプール弁体６１の移動に伴い吐出通路開口部６０ｃの開口面積を変化させるランド部（第１ランド部６１１、第２ランド部６１２及び第３ランド部６１３）と、を有する。
　当該構成によれば、簡素な構成でもって可変メータリングオリフィスＭＯを構成することができる。
　また、本実施形態では、吐出通路開口部６０ｃは、円形断面形状を有する。
　このように、吐出通路開口部６０ｃを円形断面形状に形成することにより、可変メータリングオリフィスＭＯにおける流量変化を単純な線形的な変化ではなく、２次以上の高次曲線的に変化させることが可能となり、かつその変化を滑らかにすることができる。このため、例えば本実施形態のように可変容量形ポンプをパワーステアリング装置ＰＳの液圧源として用いる場合の操舵力の急激な変化を抑制することができる。
　（変形例）
　図８、図９は本発明に係る可変容量形ポンプの第１実施形態の変形例を示したもので、前記第１実施形態に係る第２圧力導入路１７２に、第２圧力室６０ｂに向かう流れの振動を緩衝するダンパーバルブ９を追加したものである。
　図８、図９に示すように、第２圧力導入路１７２に設けられたダンパーバルブ９は、一方向弁であって、第２圧力導入路１７２の下流側端部に段差縮径状に形成された第２ダンパーオリフィスＤＯ２直前に形成された円筒状空間であるダンパーバルブ収容室９０に配置される。すなわち、ダンパーバルブ９は、ダンパーバルブ収容室９０の内周面に圧入固定された円筒状のシート部材９１と、シート部材９１の内周通路（後述する連通路９１ａ）の下流側の開口縁部に離着座することで後述する連通路９１ａを開閉する弁体９２と、弁体９２を閉方向へ付勢するバルブスプリング９３と、を有する。
　シート部材９１は、例えば樹脂材料によってほぼ円筒状に形成され、内周側に一定の内径を有する連通路９１ａが、中心軸線に沿って貫通形成されている。連通路９１ａの下流側端部には、弁体９２が着座することで連通を遮断するバルブシート９１ｂが形成されている。バルブシート９１ｂは、開口端側に向かって漸次拡径する円錐テーパ状に形成されている。
　弁体９２は、一端側に設けられバルブシート９１ｂに離着座して連通路９１ａの開閉に供する弁部９２ａと、他端側に弁部９２ａに対して段差縮径状に設けられバルブスプリング９３の一端部との連係に供する基部９２ｂとが、例えば樹脂材料によって一体に形成されたものである。
　また、弁体９２の中央部には、ダンパーバルブ９の上流側と下流側とを常時連通可能にする常時連通路９２ｃが、中心軸線に沿って貫通形成されている。すなわち、この常時連通路９２ｃにより、閉弁状態における第２圧力室６０ｂの容積変動に伴う第２圧力室６０ｂ側から低圧通路１６側の作動液の通流が確保されている。
　さらに、常時連通路９２ｃの上流側端部には、上流側へと向かって段差状に縮径するオリフィス９２ｄが形成されている。すなわち、このオリフィス９２ｄにより、低圧通路１６側から第２圧力室６０ｂ側に向かう作動液の流れの振動が緩衝されるようになっている。
　バルブスプリング９３は、一端側が漸次縮径する側面視円錐台状を呈し、一端側が弁体９２の基部９２ｂの外周側を包囲するかたちで係合して弁部９２ａと基部９２ｂとの間に形成された段部に着座する一方、他端側がダンパーバルブ収容室９０の底壁に着座している。すなわち、バルブスプリング９３は、弁体９２とダンパーバルブ収容室９０の底壁との間に所定のセット荷重をもって装入されることで、弁体９２を閉方向へと常時付勢している。
　以上の構成から、本変形例に係る可変容量形ポンプは、第２制御弁６は、第１圧力導入路１７１を介して第１流体圧室Ｐ１の圧力が導入される第１圧力室６０ａと、第２圧力導入路１７２を介して第２流体圧室Ｐ２又は吸入通路１３の圧力が導入される第２圧力室と、を備え、第１圧力導入路１７１又は第２圧力導入路１７２（本変形例では第２圧力導入路１７２のみ）に、第１圧力室６０ａ又は第２圧力室６０ｂに向かう流れの振動を緩衝するダンパーバルブ９を有する。
　このように、第２制御弁６に接続される第１圧力導入路１７１又は第２圧力導入路１７２に一方向弁であるダンパーバルブ９を設けることによって、第２スプール弁体６１の振動を抑制することができる。とりわけ、本変形例のように、可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧の変化に伴い可変メータリングオリフィスＭＯの開口面積を変化させるような構造においては、可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧の変動に伴う第２スプール弁体６１の振動を抑制することができる。
　また、本変形例では、ダンパーバルブ９は、第２圧力導入路１７２に設けられる。
　このように、ダンパーバルブ９を第１圧力導入路１７１には設けないことで、パワーステアリング装置ＰＳ側の圧力の増大（可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧の増大）に伴う吐出量増大制御の応答性が低下してしまう不具合を抑制することができる。一方、ダンパーバルブ９を第２圧力導入路１７２に設けることで、第２スプール弁体６１の振動を抑制することができる。
　なお、ダンパーバルブ９につき、本変形例では第２圧力導入路１７２にのみ配置した形態を例示して説明したが、言うまでもなく、第１圧力導入路１７１に配置することも可能である。
　〔第２実施形態〕
　図１０は本発明に係る可変容量形ポンプの第２実施形態を示したもので、前記第１実施形態に係る可変容量形ポンプの第２流体圧室Ｐ２に導入する圧力を変更したものである。なお、当該変更点以外の基本的な構成については前記第１実施形態と同様であるため、該第１実施形態と同一の構成については、同一の符号を付すことによってその説明を省略する。
　図１０に示すように、本実施形態に係る可変容量形ポンプでは、第１制御弁５の中圧室５０ｂと第２流体圧室Ｐ２とが、第２連通路Ｌ２を介して連通可能に構成されている。これにより、第２流体圧室Ｐ２には、第２連通路Ｌ２を介して、可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力が導入されるようになっている。かかる構成から、第１流体圧室Ｐ１に切り換えて導入されるリザーバタンクＲＴ内の圧力ないし可変メータリングオリフィスＭＯの上流側の圧力と、第２流体圧室Ｐ２に導入される可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力と、によってカムリング２が揺動制御されるようになっている。
　さらに、本実施形態では、第１制御弁５の中圧室５０ｂと第２制御弁６の第２圧力室６０ｂとが、第２連通路Ｌ２から分岐形成された第２圧力導入路１７２を介して連通可能に構成されている。これにより、第２圧力室６０ｂには、第２圧力導入路１７２を介して、可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力が導入されるようになっている。かかる構成から、第１圧力室６０ａに切り換えて導入されるリザーバタンクＲＴ内の圧力ないし可変メータリングオリフィスＭＯの上流側の圧力と、第２圧力室６０ｂに導入される可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力と、によって第２スプール弁体６１が移動制御されるようになっている。
　以上のように、本実施形態に係る可変容量形ポンプでは、第２流体圧室Ｐ２に、可変メータリングオリフィスＭＯの下流側の圧力が導入される。
　このように、第２流体圧室Ｐ２に可変メータリングオリフィスＭＯの下流圧を導入するようにしたことで、第１流体圧室Ｐ１にリザーバタンクＲＴ内の圧力（吸入圧）が導入されているときのカムリング２の安定性を向上させることができる。すなわち、カムリング２の両側に高圧を作用させることで、例えば吐出領域のポンプ室ＰＣ内の圧力によってカムリング２が同心方向へと付勢されるような場合でも、カムリング２を安定して揺動制御することができる。
　また、第１流体圧室Ｐ１と第２流体圧室Ｐ２の差圧によって第２制御弁６の第２スプール弁体６１を移動制御することにより、その差圧が比較的小さなものとなる結果、第２コイルスプリング６３のセット荷重を低減することが可能となる。すなわち、第２スプール弁体６１をより小さな付勢力で移動制御することができ、第２制御弁６の制御性の向上が図れる。
　本発明は、前記実施形態で例示した構成や態様に限定されるものではなく、前述した本発明の作用効果を奏し得るような形態であれば、適用対象の仕様やコスト等に応じて自由に変更可能である。
　特に、前記実施形態では、第２制御弁６をポンプハウジング１に内蔵した形態のものを例示したが、第２制御弁６は、ポンプハウジング１とは別体に設けることも可能である。この場合、ポンプハウジング１単体の大型化を抑制することができ、ポンプのレイアウト性の向上に供される。
　以上説明した実施形態に基づく可変容量形ポンプとしては、例えば以下に述べる態様のものが考えられる。
　すなわち、当該可変容量形ポンプは、内部にポンプ要素収容部を有するポンプハウジングと、前記ポンプ要素収容部内に設けられ、環状に形成されたカムリングと、前記カムリング内に回転可能に設けられ、作動液の吸入及び吐出を行うポンプ要素と、前記ポンプ要素収容部と前記カムリングの間に設けられた１対の空間である第１流体圧室及び第２流体圧室であって、少なくとも前記第１流体圧室の圧力を前記カムリングに作用させることにより前記カムリングを駆動させ、前記ポンプ要素の１回転あたりの吐出量である固有吐出量を変化させる第１流体圧室及び第２流体圧室と、前記ポンプハウジングに設けられ、前記ポンプ要素の吸入領域に開口する吸入口と、前記ポンプハウジングに設けられ、前記ポンプ要素の吐出領域に開口する吐出口と、前記ポンプハウジングに設けられ、前記吸入口に作動液を供給する吸入通路と、前記ポンプハウジングに設けられ、前記吐出口から吐出された作動液を前記ポンプハウジングの外部に供給する吐出通路と、前記吐出通路に設けられた絞り部である可変メータリングオリフィスと、前記可変メータリングオリフィスの上流側の圧力と下流側の圧力とに基づき制御される第１制御弁であって、前記可変メータリングオリフィスの上流側の圧力と前記吸入通路の圧力とにより前記第１流体圧室に導入される圧力を制御する第１制御弁と、前記可変メータリングオリフィスの開口面積を可変制御する第２制御弁であって、前記第２流体圧室又は前記吸入通路の圧力と、前記第１流体圧室の圧力とに基づき制御される弁体を備える第２制御弁と、を有する。
　前記可変容量形ポンプの好ましい態様において、前記第２流体圧室には、前記吸入通路の圧力が導入される。
　前記可変容量形ポンプの好ましい態様において、前記第２流体圧室には、前記可変メータリングオリフィスの下流側の圧力が導入される。
　別の好ましい態様では、前記可変容量形ポンプの態様のいずれかにおいて、前記第２制御弁は、前記可変メータリングオリフィスの下流圧の上昇に伴い前記可変メータリングオリフィスの開口面積を増大させる。
　さらに別の好ましい態様では、前記可変容量形ポンプの態様のいずれかにおいて、前記弁体は、スプール弁体であって、前記第１流体圧室の圧力が作用する第１受圧部を有する。
　さらに別の好ましい態様では、前記可変容量形ポンプの態様のいずれかにおいて、前記スプール弁体は、前記可変メータリングオリフィスの下流圧が作用することにより前記スプール弁体を前記可変メータリングオリフィスの開口面積が増大する方向へ付勢する第２受圧部と、前記第２受圧部よりも受圧面積が小さく、前記可変メータリングオリフィスの下流圧が作用することにより前記スプール弁体を前記可変メータリングオリフィスの開口面積が減少する方向へ付勢する第３受圧部と、を有する。
　さらに別の好ましい態様では、前記可変容量形ポンプの態様のいずれかにおいて、前記第２制御弁は、前記可変メータリングオリフィスの下流圧の上昇に伴い前記スプール弁体に対して前記可変メータリングオリフィスの開口面積が増大する方向へ推力を付与する推力付与機構を有する。
　さらに別の好ましい態様では、前記可変容量形ポンプの態様のいずれかにおいて、前記第２制御弁は、第１圧力導入路を介して前記第１流体圧室の圧力が導入される第１圧力室と、第２圧力導入路を介して前記第２流体圧室又は前記吸入通路の圧力が導入される第２圧力室と、を備え、前記第１圧力導入路又は前記第２圧力導入路に、絞り部であるダンパーオリフィスを有する。
　さらに別の好ましい態様では、前記可変容量形ポンプの態様のいずれかにおいて、前記第２制御弁は、第１圧力導入路を介して前記第１流体圧室の圧力が導入される第１圧力室と、第２圧力導入路を介して前記第２流体圧室又は前記吸入通路の圧力が導入される第２圧力室と、を備え、前記第１圧力導入路又は前記第２圧力導入路に、前記第１圧力室又は前記第２圧力室に向かう流れの振動を緩衝するダンパーバルブを有する。
　さらに別の好ましい態様では、前記可変容量形ポンプの態様のいずれかにおいて、前記ダンパーバルブは、前記第２圧力導入路に設けられる。
　さらに別の好ましい態様では、前記可変容量形ポンプの態様のいずれかにおいて、前記第２制御弁は、前記スプール弁体の移動方向に延びるスプール弁収容孔と、前記スプール弁収容孔に設けられ、前記吐出通路に開口する吐出通路開口部と、前記スプール弁体に設けられ、前記スプール弁体の移動に伴い前記吐出通路開口部の開口面積を変化させるランド部と、を有する。
　さらに別の好ましい態様では、前記可変容量形ポンプの態様のいずれかにおいて、前記吐出通路開口部は、円形断面形状を有する。
　さらに別の好ましい態様では、前記可変容量形ポンプの態様のいずれかにおいて、前記第２制御弁は、前記ポンプハウジングとは別体に設けられる。

Claims (14)

  1. 　内部にポンプ要素収容部を有するポンプハウジングと、
    　前記ポンプ要素収容部内に設けられ、環状に形成されたカムリングと、
    　前記カムリング内に回転可能に設けられ、作動液の吸入及び吐出を行うポンプ要素と、
    　前記ポンプ要素収容部と前記カムリングの間に設けられた１対の空間である第１流体圧室及び第２流体圧室であって、少なくとも前記第１流体圧室の圧力を前記カムリングに作用させることにより前記カムリングを駆動させ、前記ポンプ要素の１回転あたりの吐出量である固有吐出量を変化させる第１流体圧室及び第２流体圧室と、
    　前記ポンプハウジングに設けられ、前記ポンプ要素の吸入領域に開口する吸入口と、
    　前記ポンプハウジングに設けられ、前記ポンプ要素の吐出領域に開口する吐出口と、
    　前記ポンプハウジングに設けられ、前記吸入口に作動液を供給する吸入通路と、
    　前記ポンプハウジングに設けられ、前記吐出口から吐出された作動液を前記ポンプハウジングの外部に供給する吐出通路と、
    　前記吐出通路に設けられた絞り部である可変メータリングオリフィスと、
    　前記可変メータリングオリフィスの上流側の圧力と下流側の圧力とに基づき制御される第１制御弁であって、前記可変メータリングオリフィスの上流側の圧力と前記吸入通路の圧力とにより前記第１流体圧室に導入される圧力を制御する第１制御弁と、
    　前記可変メータリングオリフィスの開口面積を可変制御する第２制御弁であって、前記第２流体圧室又は前記吸入通路の圧力と、前記第１流体圧室の圧力とに基づき制御される弁体を備える第２制御弁と、
    　を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
  2. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２流体圧室には、前記吸入通路の圧力が導入されることを特徴とする可変容量形ポンプ。
  3. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２流体圧室には、前記可変メータリングオリフィスの下流側の圧力が導入されることを特徴とする可変容量形ポンプ。
  4. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２制御弁は、前記可変メータリングオリフィスの下流圧の上昇に伴い前記可変メータリングオリフィスの開口面積を増大させることを特徴とする可変容量形ポンプ。
  5. 　請求項４に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記弁体は、スプール弁体であって、前記第１流体圧室の圧力が作用する第１受圧部を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
  6. 　請求項５に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記スプール弁体は、
    　前記可変メータリングオリフィスの下流圧が作用することにより前記スプール弁体を前記可変メータリングオリフィスの開口面積が増大する方向へ付勢する第２受圧部と、
    　前記第２受圧部よりも受圧面積が小さく、前記可変メータリングオリフィスの下流圧が作用することにより前記スプール弁体を前記可変メータリングオリフィスの開口面積が減少する方向へ付勢する第３受圧部と、
    　を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
  7. 　請求項５に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２制御弁は、前記可変メータリングオリフィスの下流圧の上昇に伴い前記スプール弁体に対して前記可変メータリングオリフィスの開口面積が増大する方向へ推力を付与する推力付与機構を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
  8. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記弁体は、スプール弁体であって、前記第１流体圧室の圧力が作用する第１受圧部を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
  9. 　請求項８に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２制御弁は、
    　第１圧力導入路を介して前記第１流体圧室の圧力が導入される第１圧力室と、
    　第２圧力導入路を介して前記第２流体圧室又は前記吸入通路の圧力が導入される第２圧力室と、
    　を備え、
    　前記第１圧力導入路又は前記第２圧力導入路に、絞り部であるダンパーオリフィスを有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
  10. 　請求項８に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２制御弁は、
    　第１圧力導入路を介して前記第１流体圧室の圧力が導入される第１圧力室と、
    　第２圧力導入路を介して前記第２流体圧室又は前記吸入通路の圧力が導入される第２圧力室と、
    　を備え、
    　前記第１圧力導入路又は前記第２圧力導入路に、前記第１圧力室又は前記第２圧力室に向かう流れの振動を緩衝するダンパーバルブを有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
  11. 　請求項１０に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記ダンパーバルブは、前記第２圧力導入路に設けられることを特徴とする可変容量形ポンプ。
  12. 　請求項８に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２制御弁は、
    　前記スプール弁体の移動方向に延びるスプール弁収容孔と、
    　前記スプール弁収容孔に設けられ、前記吐出通路に開口する吐出通路開口部と、
    　前記スプール弁体に設けられ、前記スプール弁体の移動に伴い前記吐出通路開口部の開口面積を変化させるランド部と、
    　を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
  13. 　請求項１２に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記吐出通路開口部は、円形断面形状を有することを特徴とする可変容量形ポンプ。
  14. 　請求項１に記載の可変容量形ポンプにおいて、
    　前記第２制御弁は、前記ポンプハウジングとは別体に設けられることを特徴とする可変容量形ポンプ。
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