CN101440803A - 变量泵 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种变量泵包括一转子、多个叶片、一可摆动的凸轮环、一吸入口和一排出口，其中所述叶片的动态半径在一闭合部分中随着转子的转动而减小，所述动态半径从转子的中心延伸到叶片的前缘上，所述闭合部分形成在吸入口的终端和排出口的始端之间，并且一配气相位随着凸轮环的摆动而变化，所述配气相位被定义为吸入口的终端或者排出口的始端相对于叶片的旋转位置的位置。

Description

变量泵

技术领域

本发明涉及一种变量泵，其作为用于车辆的液压装置、如动力转向装置的液压动力源。

背景技术

日本专利申请首次公布No.2002-115673公开了一种对车辆的动力转向装置应用的变量泵。传统技术的变量泵包括固定到泵体中的接合环、在泵体内部延伸的驱动轴、可摆动地布置在支点表面上的凸轮环、与所述驱动轴整体成形并且可旋转地布置在所述凸轮环内部的转子、和布置在若干槽中的多个叶片，所述支点表面形成在接合环的内周表面上，所述槽在转子的径向上形成在转子的外部周边上。叶片可以在转子的径向方向上从槽中伸出和缩回到槽中。在转子、叶片和凸轮环之间形成了多个泵室。在凸轮环和转子的轴线方向上彼此相对地布置两个侧板，并且在该两个侧板之间支撑凸轮环和转子。泵体形成有一吸入口和一排出口，从所述吸入口将工作油吸进泵室中，从所述排出口将泵室中的工作油排出去。在接合环的内周表面和凸轮环的外周表面之间按彼此径向相对的关系布置第一和第二流体压力腔。

此外，上述传统技术公开了凸轮环的内部周边的轮廓是由从吸入口吸进工作流体的吸入部分的形状、在预压缩之后在下死点处将从吸入口吸入的工作流体传输到排出口的第一闭合部分的形状、从排出口排出工作流体的排出部分的形状、和在上死点处将保持在相邻的叶片之间的空间中的工作流体传输到吸入口中的第二闭合部分的形状所组成的。凸轮环的内部周边相当于吸入部分和排出部分的部分分别形成一整圆曲线和一过渡曲线。凸轮环的内部周边相当于相应的闭合部分的部分各形成为负斜率曲线，其中曲率半径沿转子的旋转方向减小，以便叶片的动态半径相对于转子旋转角的增加总是减小的，而与凸轮环的偏心量无关。整圆曲线和负斜率曲线通过高次曲线相互连接在一起。上述传统技术的目的是防止叶片的前沿端在相应的闭合部分中从凸轮环的内周表面上分离，从而减小总压力脉动和由于压力脉动而产生的振动与噪音。

然而，上述传统技术没有论述吸入口和排出口在随着凸轮环的摆动而发生的打开和关闭时间的变化。因此，设法克服振动和噪音的最佳结构限于凸轮环的某一摆动位置中，在所述位置中防止了叶片的前沿端从凸轮环的内周表面上分离开来。因此，当凸轮环位于另一个摆动位置上时，能够出现显著的振动和噪音。

发明内容

本发明已经观察到传统技术中的上述问题。本发明的目的是提供一种变量泵，其可以与凸轮环的摆动位置无关地优化吸入口和排出口的打开和关闭时间。

在本发明的一个方面，提供了一种变量泵，包括：

泵体；

驱动轴，其可旋转地支承在所述泵体；

转子，其被布置在所述泵体内部，并且可由所述驱动轴旋转驱动，所述转子在其外周部分上具有多个槽，

多个叶片，其被分别装配到所述槽中，以便在转子的径向方向上从槽伸出并缩回到槽中，多个叶片在转子的旋转方向上可与转子一起旋转，

凸轮环，其被布置在泵体内部，以便可以围绕摆动支点摆动，所述凸轮环与转子和叶片配合以在凸轮环的内周侧形成多个泵室，

第一部件和第二部件，其在凸轮环的轴线方向上分别布置在凸轮环的相对侧上，

吸入口和排出口，其被布置在第一部件和第二部件中的至少一个的一侧上，吸入口通向吸入区，在该吸入区，多个泵室的容积随着转子的转动而增大，排出口通向排出区，在该排出区，多个泵室的容积随着转子的转动而减小，和

第一流体压力腔和第二流体压力腔，其按在凸轮环的径向方向上彼此相对的关系布置在凸轮环的外周侧，按凸轮环可摆动来增加工作流体的排放量的一个方向来布置第一流体压力腔，按凸轮环可摆动来减少工作流体的排放量的另一个方向来布置第二流体压力腔，

其中，随着转子的转动，叶片从转子中心延伸到各叶片的前沿端的动态半径在闭合部分中逐渐减小，所述闭合部分形成在吸入口的终端和排出口的始端之间，并且

配气相位随凸轮环摆动而发生变化，该配气相位相对于叶片的旋转位置被定义为吸入口终端的一位置或者排出口始端的一位置。

在本发明更进一步的方面，提供了一种变量泵，包括：

泵体；

驱动轴，其可旋转地支承在所述泵体；

转子，其被布置在所述泵体内部，并且可由所述驱动轴旋转地驱动，所述转子在其外周部分上具有多个槽，

多个叶片，其被分别装配到所述槽中，以便在转子的径向方向上从槽中伸出并缩回到槽中，多个叶片在转子的旋转方向上可与转子一起旋转，

凸轮环，其被布置在泵体内部，以便可以围绕摆动支点摆动，所述凸轮环与转子和叶片配合，以在凸轮环的内周侧形成多个泵室，

第一部件和第二部件，其在凸轮环的轴线方向上分别布置在凸轮环的相对侧上；

吸入口和排出口，其被布置在第一部件和第二部件中的至少一个的一侧，吸入口通向吸入区，在该吸入区，多个泵室的容积随着转子的转动而增大，排出口通向排出区，在该排出区，多个泵室的容积随着转子的转动而减小，和

第一流体压力腔和第二流体压力腔，其按在凸轮环的径向方向上彼此相对的关系布置在凸轮环的外周侧，按凸轮环可摆动来增加工作流体的排放量的一个方向来布置第一流体压力腔，按凸轮环可摆动来减少工作流体的排放量的另一个方向来布置第二流体压力腔，

其中，所述凸轮环的内周表面限定出包括与所述转子基本上同心的圆形曲线的一部分的凸轮轮廓，圆形曲线的该部分在吸入口终端和排出口始端之间所形成的闭合部分的上方延伸，

从转子的旋转中心向吸入口一侧偏压布置所述凸轮环，并且

配气相位随凸轮环的摆动而发生变化，该配气相位相对于叶片的旋转位置被定义为吸入口终端的一位置或者排出口始端的一位置。

在本发明更进一步的方面中，提供了一种变量泵，包括：

泵体；

驱动轴，其可旋转地支承在所述泵体；

转子，其被布置在所述泵体内部，并且可由所述驱动轴旋转驱动，所述转子在其外周部分上具有多个槽，

多个叶片，其被分别装配到所述槽中，以便在转子的径向方向上从槽中伸出并缩回到槽中，多个叶片在转子的旋转方向上可与转子一起旋转，

凸轮环，其被布置在泵体内部，以便可以围绕布置在所述泵体的内表面上的支点表面上的支点摆动，所述凸轮环与转子和叶片配合，以在凸轮环的内周侧面上形成多个泵室，

第一部件和第二部件，其在凸轮环的轴线方向上分别布置在凸轮环的相对侧上；

吸入口和排出口，其被布置在第一部件和第二部件中的至少一个的一侧，吸入口通向吸入区，在该吸入区，多个泵室的容积随着转子的转动而增大，排出口通向排出区，在该排出区，多个泵室的容积随着转子的转动而减小，和

第一流体压力腔和第二流体压力腔，其按在凸轮环的径向方向上彼此相对的关系布置在凸轮环的外周侧，按凸轮环可摆动来增加工作流体的排放量的一个方向来布置第一流体压力腔，按凸轮环可摆动来减少工作流体的排放量的另一个方向来布置第二流体压力腔，

其中，所述支点表面形成为，距连接驱动轴的旋转中心与吸入口终端和排出口始端之间的中点的基准线的距离从摆动支点向第二流体压力腔侧逐渐增大，

随着转子的转动，叶片从转子的旋转中心延伸到各叶片的前沿端的动态半径在闭合部分中逐渐减小，所述闭合部分形成在吸入口的终端和排出口的始端之间，并且

配气相位随凸轮环摆动而变化，其相对于叶片的旋转位置被定义为吸入口终端的一位置或者排出口始端的一位置。

从以下参照附图的说明书中更易于理解本发明的其他目的和特征。

附图说明

图1是本发明第一实施例的变量泵在垂直于所述变量泵的轴线方向的一方向上的剖面。

图2是第一实施例的变量泵的侧视图，显示了在其轴线方向上的一部分变量泵的剖面。

图3是第一实施例的变量泵在该变量泵的轴线方向上的剖面的示意图。

图4是第一实施例的变量泵的剖面图，显示了第一实施例的变量泵的工作位置。

图5A和图5B是各自图解当从变量泵的轴线方向观察时第一实施例的变量泵中的凸轮环的凸轮轮廓的示意图。

图6是显示第一实施例的变量泵中的配气相位的示意图。

图7A是显示凸轮环的最大偏心状态的示意图，并且图7B是显示凸轮环的最小偏心状态的示意图，但是省略了转子和叶片。

图8A是显示当具有图5A所示的凸轮轮廓的凸轮环处于一偏心非提升状态时第一实施例的变量泵中的叶片的动态半径与转子的旋转角之间的关系的示意图。图8B是显示当具有图5A所示的凸轮轮廓的凸轮环处于一偏心提升状态时第一实施例的变量泵中的叶片的动态半径与转子的旋转角之间的关系的示意图。

图9A是显示当具有图5B所示的凸轮轮廓的凸轮环处于一偏心非提升状态时第一实施例的变量泵中的叶片的动态半径与转子的旋转角之间的关系的示意图。图9B是显示当具有图5B所示的凸轮轮廓的凸轮环处于一偏心提升状态时第一实施例的变量泵中的叶片的动态半径与转子的旋转角之间的关系的示意图。

图10是图解当利用一相反的倾角组装到具有一支点表面的接合环上时从最大偏心状态到最小偏心状态来控制具有图5B所示的凸轮轮廓的凸轮环时的、第一实施例的变量泵中的叶片的动态半径与转子的旋转角之间的关系的示意图。

图11是类似于图10的示意图，除了凸轮环具有图5A所示的凸轮轮廓之外。

图12是图解用于第二实施例的变量泵中的凸轮环的凸轮轮廓的示意图。

图13A是图解当具有图12所示的凸轮轮廓的凸轮环处于一偏心非提升状态时第二实施例的变量泵中的叶片的动态半径与转子的旋转角之间的关系的示意图。图13B是图解当具有图12所示的凸轮轮廓的凸轮环处于一偏心提升状态时第二实施例的变量泵中的叶片的动态半径与转子的旋转角之间的关系的示意图。

图14是图解当利用一相反的倾角组装到具有一支点表面的接合环上时从最大偏心状态到最小偏心状态来控制具有图12所示的凸轮轮廓的凸轮环时的、第二实施例的变量泵中的叶片的动态半径与转子的旋转角之间的关系的示意图。

具体实施方式

现在参见图1到图10，说明了本发明的变量泵的第一实施例。在该实施例中，变量泵被用于车辆的动力转向装置。如图1和图2所示，变量泵包括泵壳1、布置在泵体1内部的接合环5、布置在接合环5内侧的凸轮环7、支承在泵壳1上并且可旋转地布置在凸轮环7的内周侧面上的驱动轴8、和同轴地连接到驱动轴8上的转子9。泵壳1包括在泵壳1的轴线方向上相互连接在一起的前泵体2以及后罩3作为第一部件。接合环5装配到形成在泵壳1的内部并用于凸轮环7和转子9的安装空间4中。凸轮环7布置在接合环5的一大致椭圆形的孔中，并且当在图1中观察时其可向右和向左摆动地进行移动。

接合环5充当一部分泵体2并且形成了泵体2的一内周表面。如图1所示，接合环5包括销保持槽5a，所述销保持槽具有一半圆截面并且形成在接合环5的内周表面的下部。销保持槽5a与位置止动销6啮合，所述位置止动销6通过与销保持槽5a啮合来将凸轮环7保持在适当的位置上。接合环5还包括支点表面12，凸轮环7摆动的摆动支点位于所述支点表面12上。支点表面12相对于位置止动销6(如后面所解释的)布置在第一流体压力腔10的一侧并且具有一预定区域。位置止动销6不起凸轮环7摆动的摆动支点的作用而是起保持凸轮环7并且限制凸轮环7相对于接合环5转动的棘爪的作用。

凸轮环7形成一大致环形的形状并且布置在安装空间4的内部，以便可以相对于转子9移动到一偏心位置上。凸轮环7与接合环5、位置止动销6及密封件29协作形成了第一流体压力腔10和第二流体压力腔11，所述密封件按与位置止动销6大致径向相对的方式来布置。也就是说，凸轮环7的外周表面和接合环5的内周表面之间的空间被分成第一流体压力腔10和第二流体压力腔11，所述流体压力腔在凸轮环7的径向方向上按彼此相对的关系设置。在增加从排出口中排出的工作流体的排放量的一个方向上，布置第一流体压力腔10。在减少工作流体的排放量的另一方向上，布置第二流体压力腔11。凸轮环7可以围绕摆动支点摆动或者枢转，所述摆动支点位于接合环5的支点表面12上的一预定位置上。凸轮环7可以在支点表面12上向第一流体压力腔10侧和第二流体压力腔11侧摆动。如图3所示，凸轮环7和转子9插入后罩3和圆盘形的压板44之间，所述压板布置在泵壳1的安装空间4底部一侧。

转子9由驱动轴8驱动以在图1中的箭头所指示的逆时针方向上与驱动轴8产生一致转动。驱动轴8由发动机曲轴通过传动皮带轮23围绕一旋转轴可旋转地驱动。在转子9的外周边缘上形成多个槽13并且相互间周向等距离地间隔开。各槽13在转子9的轴线方向和转子9的径向方向上延伸。槽13连续地与后部压力腔15相连接，所述后部压力腔布置在槽13径向的内端上并且供给工作流体。叶片14布置在每一个槽13中并且可以在转子9的径向方向上活动，以便根据后部压力腔15内部的工作流体的流体压力变化而从槽13中伸出和缩回到槽13中。

通过相邻的两个叶片14在凸轮环7和转子9之间所形成的空间中形成了多个泵室16。也就是说，各泵室16是由凸轮环7、转子9和相邻的两个叶片14形成的。通过控制凸轮环7围绕支点表面12上的摆动支点的摆动可以调节泵室16的容积。

吸入口17布置在与凸轮环7和转子9相对的后罩3的前部端面上。吸入口17通向一吸入区，在该吸入区处，泵室16的容积随着转子9的转动而增大。吸入口17向相应的泵室16供给通过吸入通道18从贮存槽中吸入的工作流体。吸入口17具有如图1所示的拱形的剖面形状。

排出口19和一排出孔(未显示)布置在与凸轮环7和转子9相对的压板44的一端面上，所述排出孔与排出口19连通。排出口19和排出孔通向一排出区域，在该排出区域处，泵室16的容积随着转子9的转动而减小。从泵室16中排出的工作流体通过排出口19和排出孔导入到一排出侧的压力腔中(未显示)，所述排出侧压力腔形成在泵体2的底面上。来自泵壳1中的一排出通道(未显示)的工作流体经过管线输送到动力转向装置的液压动力缸中。

控制阀20布置在泵体2的内部并且具有在垂直于驱动轴8的旋转轴线的方向上延伸的一个轴线。如图1所示，控制阀20包括滑阀22和阀弹簧24。滑阀22可滑动地布置在阀门孔21中，所述阀门孔具有形成在泵体2中的一个封闭端。阀弹簧24在图1中的左侧方向上偏压滑阀22，以便压在塞子23上，所述塞子装配到阀门孔21的另一个开口端上。高压腔25布置在塞子23和滑阀22的末端之间，测流口(未显示)上游侧的高流体压力被导入到该高压腔中。测流口下游侧的流体压力供应给容纳阀弹簧24的弹簧腔26。当弹簧腔26中的流体压力和高压腔25中的流体压力之间的压差达到一设定值或以上时，在图1中向右的方向上推动滑阀22以克服阀弹簧24的弹簧力。安全阀30布置在滑阀22中。当弹簧腔26中的流体压力达到一设定值或以上时(即，当动力转向装置的工作压力达到所述设定值或者以上时)，可操作来打开安全阀30并排出弹簧腔26中的工作流体。

当滑阀22位于图1中的阀门孔21的左侧时，第一流体压力腔10通过连接通道27与阀门孔21内的泵吸入腔28连通。通过一吸入孔(未显示)将来自吸入口17的低流体压力导入到泵的吸入腔28中，所述吸入孔形成在泵体2中。当由于弹簧腔26中的流体压力和高压腔25中的流体压力之间的压差促使滑阀22移到图1中的阀门孔21的右侧时，第一流体压力腔10和泵的吸入腔28之间的流体连通被逐渐阻塞，并且形成第一流体压力腔10和高压腔25之间的流体连通以利用高压将工作流体引导到第一流体压力腔10中。因此，控制阀20有选择性地向第一流体压力腔10供给泵的吸入腔28中的低流体压力和测流口上游侧的高流体压力。

相反，第二流体压力腔11不直接与控制阀20连接，但是通过形成在压板44中的一导入孔与吸入通道18连通。总是通过所述导入孔将吸入侧的流体压力(即，来自吸入通道18的低流体压力)导入第二流体压力腔11中。

接合环5上的支点表面12具有一预定的区域，所述区域在接合环5的圆周方向上从第一流体压力腔10一侧延伸到位置止动销6。支点表面12向第二流体压力腔11的一侧倾斜，以便逐渐从基准线X上分离，所述基准线X通过驱动轴8的旋转中心P(即，转子9的旋转中心Or)和吸入口17的终端17a与排出口19的始端19a之间的中点。具体地说，支点表面12倾斜，以便支点表面12和基准线X之间的距离逐渐增大。支点表面12形成反向倾斜，并且具有关于基准线X大约几度的一倾角。

如图5A所示，第一闭合部分θR1位于吸入口17的终端17a和排出口19的始端19a之间，并且第二闭合部分θR2位于排出口19的终端19b和吸入口17的始端17b之间。

如图1所示，凸轮环偏压机构31按基本上与基准线X对准的方式在第二流体压力腔11一侧布置泵体2上。凸轮环偏压机构31起到向第一流体压力腔10一侧偏压凸轮环7的作用。凸轮环偏压机构31包括第一滑动孔32及第二滑动孔33、柱塞34和盘簧35，所述第一滑动孔和第二滑动孔沿基准线X相互连续地连接在一起，所述柱塞可滑动地布置在滑动孔32和33中，所述盘簧通过弹簧力向凸轮环7偏压活塞34。

具体地说，第一滑动孔32形成在泵体2的侧壁中并且从侧壁的外表面通过侧壁伸向安装空间4。第一滑动孔32在其外端上被盖36覆盖，所述外端向泵体2的侧壁的外表面敞开。如图1和图2所示，利用两个螺钉38、38在盖36的上端部和下端部处将平面菱形形状的盖36固定到泵体2上。两个螺钉38、38被拧到螺栓孔37a、37b中，以便在基准线X的上侧和下侧平行于基准线X延伸，所述螺栓孔形成在泵体2的侧壁中。第二滑动孔33在接合环7的径向方向上延伸过接合环5的圆周壁。第二滑动孔33与第一滑动孔32轴向对准并且内径稍微比第一滑动孔32小。

柱塞34是由具有与泵体2的材料相同的热膨胀系数的材料制成的。例如，柱塞34的材料为铝合金。柱塞34具有一中空的圆柱形形状并且包括一大直径的圆柱体部分和一小直径的圆柱形的末端部分，该中空的圆柱形形状具有一个封闭端，大直径的圆柱体部分可以在第一滑动孔32中滑动，小直径的圆柱形的末端部分可以在第二滑动孔33中滑动。本体部分具有稍微小于第一滑动孔32的内径的一外径，以从而确保其可滑动性。密封环39固定地装配到形成在本体部分的外周表面上的环形槽中。密封环39密封压力接收腔41，所述压力接收腔布置在第一滑动孔32的内周表面和本体部分的外周表面之间。另一方面，柱塞34的末端部分具有稍微小于本体部分的外径的一外径，以便在末端部分和本体部分之间形成一台阶。所述台阶用作啮合部分40，所述啮合部分紧靠第二滑动孔33的一径向外缘，并且当柱塞34移动突入到接合环7的内部时限制柱塞34在接合环7的径向向内的方向上的滑动。柱塞34的末端部分包括具有一外表面的平面圆盘形状的端壁，所述外表面通过第二滑动孔33暴露于第二流体压力腔11中并且与凸轮环7的外周表面接触。

盘簧35与柱塞34的末端部分的端壁的内表面并与盖36的内表面弹性地接触。盘簧35通过一预定的弹簧力按从第一和第二滑动孔32和33中伸出的方向偏压柱塞34。因此，盘簧35总是通过柱塞34向第一流体压力腔10(即，在泵室16的容积增加的方向上)偏压凸轮环7。

除了盘簧35的弹簧力之外，柱塞34还被来自排出口19的排出流体的压力推动，以便向第一流体压力腔10偏压凸轮环7。具体地说，在盖36的内表面、第一滑动孔32的内周表面和柱塞34的内周表面之间形成了压力接收腔41。压力接收腔41通过形成在泵体2中的导入通道42与排出口19连通。导入通道42具有通向排出口19的一个端部和通向压力接收腔41的另一个端部。利用该结构，从排出口19排出的高流体压力被导入压力接收腔41中并且作用在柱塞34的末端部分的端壁的内表面上，从而向凸轮环7推压柱塞34。

各叶片14具有动态半径r，如图1所示，所述动态半径从转子9的中心Or延伸到叶片14的前缘。随着转子9的转动，动态半径r在第一闭合部分θR1中逐渐减小，该第一闭合部分形成在吸入口17的终端17a和排出口19的始端19a之间。换句话说，凸轮环7的内周表面7a形成了一预定的凸轮轮廓，该预定的凸轮轮廓包括大致与转子9同心的一部分圆形曲线。该部分圆形曲线在第一闭合部分θR1上方延伸。

具体地说，如图5A所示，凸轮环7的内周表面7a形成了一椭圆形的凸轮轮廓。在图5A中，粗线指示具有中心Oc的凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓，并且细线指示作为参考圆的一整圆，其中心位于中心Oc上并且具有半径Rc。椭圆形凸轮轮廓包括：在第一闭合部分θR1以及第一闭合部分θR1与第二闭合部分θR2之间的未闭合部分的一部分上方延伸的第一曲线、在第二闭合部分θR2与未闭合部分的一部分上方延伸的第二曲线、和在未闭合部分的一部分上方延伸并且使第一曲线及第二曲线互相连接的过渡曲线K3。第一曲线包括第一圆的一部分，该第一圆的中心位于点Ocr上并且具有半径R1。点Ocr表示转子9的中心的位置，凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc从该点处向第一闭合部分θR1的一侧水平地偏移一预定的偏心量。第二曲线包括第二圆的一部分，与第一曲线相似，该第二圆的中心位于点Ocr处并且具有半径R2。

第一圆在第一闭合部分θR1中与中心位于Oc处并且具有半径Rc的整圆的参考圆交叉。第二圆在第二闭合部分θR2中与中心位于Oc处并且具有半径Rc的整圆的参考圆交叉。椭圆形凸轮轮廓的第一曲线和第二曲线通过过渡曲线K3在未闭合部分处相互光滑地连接。在第一曲线和过渡曲线K3之间的连接处及第二曲线和过渡曲线K3之间的连接处的曲率不变。如图5A所示，在从凸轮环7的中心Oc延伸的垂直方向上，在椭圆形凸轮轮廓的顶部和底部位置附近，过渡曲线K3大致具有与整圆的参考圆的半径Rc相同的曲率半径。椭圆形凸轮轮廓在第一闭合部分θR1的一侧具有一大曲率半径并且在第二闭合部分θR2的一侧具有一小曲率半径。

利用反向倾斜将如上所述的具有椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7组装到具有支点表面12的接合环5上。

参见图1、图4、图6、图7A和图7B，说明了第一实施例的变量泵的操作。图1显示了处于最大偏心状态的凸轮环7。图4显示了处于最小偏心状态的凸轮环7。图6是显示第一实施例的变量泵中的配气相位的示意图。图7A和图7B显示了配气相位和凸轮环7的最大与最小偏心状态之间的关系。

当将凸轮环7组装到接合环5上时，凸轮环7处于一偏心提升位置中，在该位置中，凸轮环7布置在处于最大偏心状态的一垂直向上的偏移状态(提升状态)中。也就是说，在偏心提升位置中，凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc从转子9的中心Or(即，转子的旋转中心Or)处水平地偏移一最大的偏心量并且从通过转子9的中心Oc的一水平线向吸入口17的一侧稍微垂直地向上偏移。可以通过使接合环5的支点表面12形成一向上升起的部分，或者通过使凸轮环7形成为凸轮环7的凸轮轮廓的中心Oc相对于凸轮环7的外周表面和接合环5的支点表面12之间的接触点垂直地向上偏移，来获得凸轮环7的提升状态。

在图1和图6中，当叶片14按与泵相同的旋转方向转动时，一个叶片14移到一关闭位置中，在该闭合位置中，叶片14关闭吸入口17的终端17a，并且位于旋转方向前方的相邻的叶片14移到一关闭位置中，在该关闭位置中，叶片14关闭排出口19的始端19a。排出口19的始端19a可以由一凹口来形成，该凹口被做成向吸入口17的终端17a定向。第一闭合部分θR1形成在叶片14的两个关闭位置之间，其中吸入口17的终端17a和排出口19的始端19a被相邻的叶片14关闭，从而阻塞了形成在叶片14间的泵室16与吸入口17及排出口19之间的流体连通。当叶片14按与泵相同的旋转方向进一步转动时，一个叶片14移到一关闭位置中，在该闭合位置中，叶片14关闭排出口19的终端19b，并且位于前方的相邻的叶片14移到一关闭位置中，在该关闭位置中，叶片14关闭吸入口17的始端17b。第二闭合部分θR2形成在叶片14的两个关闭位置之间，其中排出口19的终端19b和吸入口17的始端17b被叶片14关闭，从而阻塞了形成在叶片14间的泵室16和吸入口17及排出口19之间的流体连通。

配气相位被定义为相对于叶片的旋转位置的吸入口17的终端17a的位置或者排出口19的始端19a的位置随凸轮环7的摆动而发生变化。也就是说，吸入口17与排出口19的打开时间和它们的关闭时间是随着凸轮环7的摆动而变化的。位于第一闭合部分θR1的一侧的配气相位线，是由从转子9的中心Or延伸到在泵的旋转方向上从吸入口17的终端17a偏移半个叶片节距角(360/叶片14的数目)来设置的点上的线所限定的。位于第二闭合部分θR2的一侧的配气相位线，是由从转子9的中心Or延伸到点上的线所限定的，在泵的旋转方向上从排出口19的终端19b偏移半个叶片节距角来设置该点。如图1所示，在该实施例中，配气相位线与水平基准线X对准。

如图6所示，第一闭合部分θR1中的第一配气相位角形成在通过凸轮环7的凸轮轮廓的中心Oc与转子9的中心Or的线Oc-Or和位于第一闭合部分θR1的一侧的配气相位线之间。第二闭合部分θR2中的第二配气相位角形成在Oc-Or线和位于第二闭合部分θR2的一侧的配气相位线之间。

在凸轮环7的偏心提升位置中，定位凸轮环7的凸轮轮廓的中心Oc以从转子9的中心Or向吸入口17的一侧水平地偏离并且稍微垂直地向上偏离通过凸轮轮廓的中心Oc和转子9的中心Or的水平线，以便通过中心Oc和中心Or的线Oc-Or相对于配气相位线(即，基准线X)向上倾斜，从而在它们之间形成一预定大小的配气相位角。

通过参见图8A来说明当具有图5A所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7处于偏心状态却处于一未提升状态并且转子9转动时、叶片14的动态半径r的变化。当在凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc位于基准线X上而不向上偏移(即，具有零配气相位角)并且向第一闭合部分θR1的一侧从转子9的中心Ocr偏离一预定的偏心量的状况下，按旋转方向转动转子9时，通过图8A中的粗曲线ORC1来表示叶片14的动态半径r的变化。在图8A中，粗曲线ORC1显示了当由凸轮环7的内周表面7a形成的凸轮轮廓具有如图5A中的粗线所指示的椭圆形状时叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线，并且细曲线CRC显示了当由凸轮环7的内周表面7a形成的凸轮轮廓具有图5A中的细线所指示的整圆形状时叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线。在凸轮环7的凸轮轮廓为图5A所示的椭圆形凸轮轮廓的情况中，如图8A中的特征曲线ORC1所显示的那样，各第一闭合部分θR1和第二闭合部分θR2中的叶片14的动态半径r保持恒定。

其次，通过参见图8B来说明当具有图5A所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7处于上述偏心提升状态并且转子9转动时、叶片14的动态半径r的变化。在图7A所示的偏心提升位置，凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc向吸入口17一侧水平地偏离转子9的中心Or并且垂直地向上从通过转子9的中心Or的水平线偏离一预定的提升量，从而提供预定大小的配气相位角。当在凸轮环7处于偏心提升位置的状况下转子9按旋转方向转动时，通过图8B中的粗曲线ORC1所表示的那样叶片14的动态半径r变化。在图8B中，粗曲线ORC1显示了当凸轮环7的凸轮轮廓具有如图5A中的粗线所表示的椭圆形状时叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线，并且细曲线CRC显示了当凸轮环7的凸轮轮廓具有图5A中的细线所指示的整圆形状时叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线。在凸轮环7的凸轮轮廓具有图5A中所示的椭圆形状的情况中，在第一闭合部分θR1中，由特征曲线ORC1所表示的叶片14的动态半径r在第一闭合部分θR1的上侧(即，在转子9的旋转方向上的第一闭合部分θR1的起始点的一侧)变大，并且在转子9的旋转方向上逐渐减小。因此，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC1在第一闭合部分θR1中具有负斜率。另一方面，在第二闭合部分θR2中，由特征曲线ORC1所表示的叶片14的动态半径r在第二闭合部分θR2的上侧(即，在转子9的旋转方向上的第二闭合部分θR2的终点的一侧)变大，并且在转子9的旋转方向上逐渐增大。因此，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC1在第二闭合部分θR2中具有正斜率。相应斜率的大小与凸轮环7向上的偏移量成比例地变化。

如果凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc相对于转子9的中心Oc的偏心量大于预定的偏心量，则叶片14在各第一和第二闭合部分R1和R2中的动态半径r的特征曲线ORC1从直线变为稍微凸起的曲线。相反，凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc相对于转子9的中心Oc的偏心量小于预定的偏心量，则叶片14在各第一和第二闭合部分R1和R2中的动态半径r的特征曲线ORC1从直线变为稍微凹入的曲线。相应斜率的大小与凸轮环7的提升量(即，椭圆形凸轮轮廓的中心Oc的提升量)成比例地变化。

当利用反向倾斜将具有由内周表面7a形成的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7组装到具有支点表面12的接合环5上时，利用保持最大偏心状态来将凸轮环7置于偏心提升位置中，在该位置中，凸轮环7处于较大的提升状态中。在最大偏心状态中，椭圆形凸轮轮廓的中心Oc的偏心量(即，水平偏移量)最大。在较大的提升状态中，椭圆形凸轮轮廓的中心Oc的提升量(即，向上的偏移量)是比较大的，就是说，如图6和图7A所示的那样配气相位角的数值是比较大的。从图7A和图7B中看到，当转子9转动时具有椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7在支点表面12上摆动以从最大偏心状态经过中间偏心状态移动到最小偏心状态时，凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc的提升量和偏心量逐渐减小。当凸轮环7的偏心状态随着凸轮环7的摆动从最大偏心状态变化到中间偏心状态和最小偏心状态时，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC1发生变化，以便当凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc的偏心量减小时第一闭合部分θR1中的负斜率的数值逐渐减小。

另一方面，当凸轮环7的偏心状态随着凸轮环7的摆动从最大偏心状态经过中间偏心状态变化到最小偏心状态时，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC1发生变化，以便当凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc的偏心量减小时第二闭合部分θR2中的正斜率的数值逐渐减小。

可以通过调整凸轮环7的最大偏心状态中的凸轮环7的提升量来控制第一闭合部分θR1中的负斜率的数值。可以通过调整最大偏心状态中的凸轮环7的提升量来控制第一闭合部分θR1中的负斜率值的减小速度，所述减小速度是随凸轮环7的摆动所引起的，所述提升量是基于支点表面12的反向倾度的倾角而定的。

因为凸轮环7的提升量与配气相位角成比例变化，所以可以通过调节配气相位角和配气相位角的减小速度来控制第一闭合部分θR1中的负斜率值和第一闭合部分θR1中的负斜率值随凸轮环7的摆动而减小的速度。

换句话说，控制配气相位(或者配气相位线)以便随着凸轮环7的摆动而变化，所述配气相位被定义为吸入口17的终端17a或者排出口19的始端19a相对于叶片14的旋转位置的位置。也就是说，控制与线Oc-Or有关的配气相位角，以便随着凸轮环7的摆动而变化。

[第二闭合部分中的负斜率的控制]

如图8B所示，叶片14的动态半径r的特征曲线ORC1在第二闭合部分θR2中具有正斜率。然而，因为第二闭合部分θR2中的叶片14的动态半径r与凸轮环7的提升量成比例变化，所以可以通过将凸轮环7的凸轮轮廓转变为如图5B所示的椭圆形凸轮轮廓来控制第二闭合部分θR2中的叶片14的动态半径r的特征曲线ORC1成为负斜率。

图5B显示了凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓，所述轮廓是由凸轮环7的内周表面7a形成的，并且如图9A所示，在第二闭合部分θR2中提供了叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC1的负斜率。在图5B中，粗线表示具有中心Oc的凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓，并且细线表示作为参考圆的一个整圆，其中心位于中心Oc上并且具有半径Rc。椭圆形凸轮轮廓具有在第一闭合部分θR1延伸的第一曲线、在第二闭合部分θR2延伸的第二曲线和在第一曲线与第二曲线之间延伸并且将第一曲线与第二曲线相互连接在一起的过渡曲线K3。第一曲线包括第一圆的一部分，该圆的中心位于点Ocr上并且具有半径R1。点Ocr表示转子9的中心的位置，凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc从该点处向第一闭合部分θR1的一侧水平地偏移一预定的偏心量。第二曲线包括第二圆的一部分，该圆的中心位于从转子9的中心Ocr垂直向下偏移一预定量的点上并且具有半径R2。除了上述特征之外，图5B所示的椭圆形凸轮轮廓构造成类似于图5A所示的椭圆形凸轮轮廓。

图9A显示了在具有图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7被装配到接合环5上以便处于偏心未提升状态的状况下、叶片14的动态半径随转子9的转动的变化。在该偏心未提升状态中，椭圆形凸轮轮廓的中心Oc位于基准线X上(即，具有零度的配气相位角)，并且从转子9的中心Or上向第一闭合部分θR1的一侧水平地偏移一预定的偏心量。因此，当组装具有图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7并且按旋转方向转动转子9时，叶片14的动态半径r如图9A中的粗曲线ORC2所示地变化。在图9A中，粗曲线ORC2显示了当凸轮环7具有图5B所示的椭圆形凸轮轮廓时叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线，并且细曲线CRC显示了当凸轮环7的内周表面具有图5A所示的整圆形状的凸轮轮廓时、叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线。在凸轮环7具有图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的情况中，如图9A所示，如一横向直线段所显示的，叶片14的动态半径r的特征曲线ORC2在第一闭合部分θR1中没有斜率，但是在第二闭合部分θR2中具有一负斜率。

图9A显示了在具有图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7被组装到接合环5上以便凸轮环7处于偏心提升状态的状况下、叶片14的动态半径r随转子9的转动的变化。也就是说，在偏心提升状态中，椭圆形凸轮轮廓的中心Oc从转子9的中心Or向第一闭合部分θR1的一侧水平地偏移预定的偏心量，并且从通过转子9的中心Or的水平线向吸入口17的一侧垂直向上偏移一微小的提升量，从而提供一预定值的配气相位角。在图9B中，粗曲线ORC2显示了当凸轮环7具有图5B所示的椭圆形凸轮轮廓时、叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线，并且细曲线CRC显示了当凸轮环7具有图5B所示的整圆形状的凸轮轮廓时、叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线。在具有图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7处于具有上述预定值的配气相位角的组装状态的情况中，如图9B所示，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC2在第一闭合部分θR1和第二闭合部分θR2中各具有一负斜率。

图10显示了叶片14的动态半径r的变化，所述变化是当具有图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7随着转子9的转动而在接合环5的支点表面12上在最大偏心状态、中间偏心状态和最小偏心状态之间摆动时所引起的。在图10中，以L、M和S表示的三条粗曲线ORC分别显示了叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线。当具有图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7分别处于最大偏心状态、中间偏心状态和最小偏心状态时，显示特征曲线L、M和S。沿粗曲线ORC附近延伸的细曲线CRC表示了叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线，其当具有整圆形状的凸轮轮廓的凸轮环7分别处于最大偏心状态、中间偏心状态和最小偏心状态时所显示的。可以通过调整负斜率的初始值(也就是说，通过调整椭圆形凸轮轮廓的第二圆的中心的垂直向下的偏移量)来控制第二闭合部分θR2中的叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线的负斜率值，所述初始值是通过如图5B所示的凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓来设置的。可以通过调整支点表面12上的反向倾度的倾斜角(也就是说，如图5B所示，凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc垂直向下的偏移量)来控制第二闭合部分θR2中的负斜率值的增长速度。

因此，可以通过调整负斜率的初始值(也就是说，具有半径R2的第二圆的中心的垂直向下的偏移量)并且当凸轮环7组装到接合环5上时通过调整图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc的向上偏移量(也就是说，通过调整配气相位角)，来控制第二闭合部分θR2中的叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC的负斜率值，通过图5B所示的凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓来设置所述初始值。可以调整图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc的垂直向上的偏移量的减小速度(配气相位角的减小速度)，来控制负斜率的变化(如，数值的增大)。换句话说，控制配气相位(或者，配气相位线)，以便其随凸轮环7的摆动而变化，所述配气相位被定义为吸入口17的终端17a或者排出口19的始端19a相对于叶片14的转动位置的位置。也就是说，控制与线Oc-Or有关的配气相位角，以便随着凸轮环7的摆动而变化。

在下文中将要说明第一实施例的变量泵的操作。当变量泵以低速转动时，吸入侧的低流体压力被从控制阀20导入第一流体压力腔10和第二流体压力腔11中。在该情况中，如图1和图6所示，通过柱塞34的压力推动凸轮环7围绕支点表面12上的摆动支点向第一流体压力腔10摆动。凸轮环7相对于转子9的偏心量变为最大值，以便增加从变量泵中排出的工作流体量(仅相当于泵的排放量)。

当泵在高速区的转速达到一设定值或以上时，泵的排放量进一步增加，从而引起了测流口上游侧的流体压力和测流口下游侧的流体压力之间的压差增大。向图4中的右方推动滑阀22来克服阀弹簧24的弹簧力，以便控制阀20的高压腔25中高流体压力被导入第一流体压力腔10中。如图4所示，通过高流体压力推动凸轮环7向第二流体压力腔11摆动来克服柱塞34的压力，以便凸轮环7相对于转子9的偏心量减小。因此，泵的排放量被减小到所需要的最小量，并且可以获得泵的最佳流量特性。

如上所述，按凸轮环7处于图6和图7A所示的垂直向上的偏压位置中的方式，利用反向倾斜来将具有图5A所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7组装到具有支点表面12的接合环5上，在所述偏压位置中，形成了比较大的配气相位角，而保持在图1所示的最大偏心情况中。如图4和图7B所示，利用第一流体压力腔10中流体压力，使凸轮环7在支点表面12上摆动并且从最大偏心状态移动到中间偏心状态和最小偏心状态。

随着凸轮环7的摆动，叶片14的动态半径r按图11中的特征曲线L、M和S所示地变化。在第一闭合部分θR1中，叶片14的动态半径r的特征曲线L在凸轮环7的最大偏心状态中的负斜率值与图7A所示的配气相位角的值成比例地变大，所述配气相位角的值随同向上的偏移量(即，椭圆形凸轮轮廓的中心Oc的向上偏移量)一起变化。当凸轮环7沿支点表面12从最大偏心状态向最小偏心状态移动时，如图7B所示，凸轮环7的偏心量和向上偏移量减少，并且配气相位角减小。由于凸轮环7向最小偏心状态的移动，叶片14的动态半径r在第一闭合部分θR1中逐渐减小，并且如特征曲线M和S所示，负斜率值在第一闭合部分θR1也减小了。

在第一闭合部分θR1中，如从图1和图6中所看到的，两个相邻的叶片14之间的泵室16在转子9的旋转方向上是从吸入侧的吸入流体压力和排出侧的排出流体压力隔离开来的，以便将泵室16中的流体压力设置为吸入流体压力和排出流体压力之间的中间流体压力。当叶片14随同转子9的转动一起旋转并且通过第一闭合部分θR1时，泵室16中的流体压力发生变化。随着叶片14的转动，在吸入口17的终端17a被叶片14的旋转方向上的后面的叶片14关闭并且叶片14的旋转方向上的前面的叶片14通过并打开排出口19的始端19a或凹口之前，泵室16中的流体压力保持为吸入流体压力。随着叶片14的转动，从吸入口17的终端17a被后面的叶片14关闭的时刻到前面的叶片14通过并打开排出口19的始端19a或凹口的时刻，泵室16中的流体压力保持为中间流体压力。随着叶片14的转动，在前面的叶片14通过并打开排出口19的始端19a或凹口之后并且在后面的叶片14通过并打开排出口19的始端19a或凹口之前，泵室16中的流体压力保持为排出流体压力。当叶片14随着转子9的转动通过第一闭合部分θR1时，吸入流体压力、中间流体压力和排出流体压力在叶片14的旋转方向上相继作用在两个相邻叶片14、14中的每一个的前侧和其后侧上。由于叶片14的前侧和叶片14的后侧之间的压差，所以在转子9的旋转方向上，叶片14相对于转子9的槽13被倾斜地向后推动并且压在形成槽13的壁上。这在处于倾斜状态的叶片14和转子9之间产生了滑动阻力。在该状况中，如果叶片14的动态半径r在第一闭合部分θR1中的特征曲线规定为正斜率(其中，叶片14的动态半径r是逐渐增大的)，则由于处于倾斜状态的叶片14和转子9之间的滑动阻力妨碍了叶片14相对于槽13的伸出运动，从而引起了叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面上分开。这导致了流体压力波动的增大，从而引起泵中振动和噪音的增大。

相反，如上所述，在该实施例中，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线L、M和S在第一闭合部分θR1中具有负斜率。由于在第一闭合部分θR1中为负斜率，所以叶片14在第一闭合部分θR1中总是被凸轮环7推进槽13中，从而抑制了叶片14的前缘和凸轮环7的内周表面7a之间的分离。此外，由于在第一闭合部分θR1中为负斜率，所以在第一闭合部分θR1中的两个相邻的叶片14、14之间的泵室16的容积随着转子9的转动而减小，从而泵室16中的中间流体压力被预先压紧和密封。施加于中间流体压力上的压力值与负斜率值成比例地变大。

在该实施例的变量泵被用于动力转向装置的情况中，当在较低的车速和较低的泵速(在凸轮环7的最大偏心状态)下操作方向盘时泵的排出压力较高时，叶片14的动态半径r在第一闭合部分θR1中的特征曲线L的负斜率值变大，从而在第一闭合部分θR1中的泵室16产生了中间流体压力的较大预压缩。因此，在第一闭合部分θR1中，泵室16中的中间流体压力平稳地增大并且被转变为排出压力，因此，能够抑制由于中间流体压力的快速增大所引起的冲击和由于所述冲击在泵中引起的振动。此外，利用第一闭合部分θR1中叶片14的动态半径r的特征曲线L的负斜率的规定，叶片14被凸轮环7推动以便缩回转子9的槽13中，以便可以抑制叶片14的前缘在第一闭合部分θR1中从凸轮环7的内周表面7a上分离，并且可以防止由所述分离所引起的流体压力的波动。当叶片14的前侧和叶片14的后侧之间的压差在叶片14的旋转方向上作用在叶片14的前表面和叶片14的后表面上时，由于叶片14和转子9之间所产生的滑动阻力引起了叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面7a上的分离。

当车辆以泵的中等转速及高等转速直线行驶时泵的排出压力较低(处于凸轮环7的中间偏心状态和最小偏心状态)时，如图11所示，叶片14的动态半径r在第一闭合部分θR1中的特征曲线M、S的负斜率值随着凸轮环7的偏心量的减小而减小。负斜率值的减小促使第一闭合部分θR1中的泵室16中的中间流体压力的预压缩的减小。泵室16中的中间流体压力平稳地增大，以便实现从泵室16中的中间流体压力平稳地过渡到小的排出压力。因此，能够抑制由于中间流体压力的快速增大所引起的冲击和由所述冲击在泵中引起的振动。此外，由于叶片14的动态半径r在第一闭合部分θR1中的特征曲线M、S为负斜率，所以叶片14被凸轮环7推动，以便缩回转子9的槽13中。因此，可以抑制叶片14的前缘在第一闭合部分θR1中从凸轮环7的内周表面7a上的分离和由所述分离所引起的流体压力的波动。

此外，凸轮环7具有如图5A或图5B所示的预定的凸轮轮廓并且被组装到接合环5上，以致凸轮环7处于支点表面12上的偏心提升位置中，其中凸轮环7具有预定的偏心量和如上所述的预定的提升量。配气相位角(配气相位)可以随着凸轮环7的摆动而发生改变。因此，在使用该实施例的变量泵的动力转向装置中，能够在泵的整个工作范围内减小波动、振动和噪音。

[第二闭合部分]

在具有如图5A所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7处于如图6和图7B所示的偏心提升位置的情况中，如图8B所示，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC1在第二闭合部分θR2中具有正斜率。此外，当凸轮环7组装到接合环5上并且利用反向倾度在支点表面12上摆动以从最大偏心状态变换到最小偏心状态时，如图11所示，第二闭合部分θR2中的正斜率值随着凸轮环的提升量的减小(即，配气相位角的减小)而减小。

当位于第二闭合部分θR2中时，两个相邻的叶片14之间的泵室16在转子9的旋转方向是从吸入侧的吸入流体压力和排出侧的排出流体压力上隔离开来的。从排出口19的终端19b被叶片14的旋转方向上的后面的叶片14关闭的时刻到叶片14的旋转方向上的前面的叶片14通过并打开吸入口17的始端17b或凹口的时刻，泵室16中的流体压力保持为吸入流体压力和排出流体压力之间的中间流体压力。当叶片14随着转子9的转动而转动并通过第二闭合部分θR2时，泵室16中的流体压力相继从排出流体压力经过中间流体压力变化到吸入流体压力。类似于上述的第一闭合部分θR1，在第二闭合部分θR2中，由于叶片14的前侧和叶片14的后侧之间的压差，叶片14相对于转子9的槽13在叶片14的旋转方向上被倾斜地向前推动。在处于倾斜状态的叶片14和转子9之间产生了滑动阻力，从而妨碍了叶片14相对于槽13的伸出运动以引起叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面上的分离。因此，叶片14的动态半径r相对于转子的旋转角的特征曲线最好具有零斜率或负斜率，以便抑制叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面上的分离。

此外，在第二闭合部分θR2中，泵室16中的流体压力从排出流体压力经过中间流体压力变换到吸入流体压力。为了实现从排出流体压力到中间流体压力和从中间流体压力到吸入流体压力的平滑转换，在排出流体压力较高的情况中，在第二闭合部分θR2中的泵室16中的流体压力的初步膨胀最好较大(第二闭合部分θR2中的叶片14的动态半径r的特征曲线的正斜率的值较大)，而在排出流体压力较小的情况中，第二闭合部分θR2中的泵室16中的流体压力的初步膨胀最好较小(第二闭合部分θR2中的叶片14的动态半径r的特征曲线的正斜率的值较小)。

在使用该实施例的变量泵的动力转向装置中，能够在泵的整个工作范围内实现流体压力的平稳下降并且抑制水力冲击、振动和噪音。当在较低的车速和较低的泵速(在凸轮环7的最大偏心状态)下操作方向盘时，泵的排出压力较高时，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线在第二闭合部分θR2中的正斜率值稍微变大，以便产生允许平稳降低流体压力的中间流体压力并且抑制叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面上的分离。结果，可以防止叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面上的分离而减小叶片14相对于槽13的伸出量。

[第二闭合部分中的负斜率]

当车辆以泵的中等转速及高等转速直线行驶时泵的排出压力较低(处于凸轮环7的中间偏心状态和最小偏心状态)时，如图10所示，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线M、S在第二闭合部分θR2中具有零斜率和负斜率。为了该目的，凸轮环7的凸轮轮廓形成为图5B所示的椭圆形状，其确定了负斜率在第二闭合部分θR2中的初始值。当具有图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7组装到接合环5上并且处于偏心未提升状态中时，在转子9在旋转方向上以零度反向倾角转动时，叶片14的动态半径r如图9A中的粗曲线ORC2所示地变化，在所述偏心未提升状态中，椭圆形凸轮轮廓的中心Oc从转子9的中心Or向第一闭合部分θR1的一侧水平地偏移一预定的小偏心量，而相对于通过转子9的中心Or的水平线不向上偏移。如图9A所示，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC2如由横向的直线段所示在第一闭合部分θR1中没有斜率，但是由于图5B所示的凸轮轮廓设定了负斜率的初始值，所以其在第二闭合部分θR2中具有负斜率。

相反，当具有图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7组装到接合环5上以便处于以上所述的支点表面12上的偏心提升状态中并且转子9在旋转方向上转动时，叶片14的动态半径r如图9B中所示的粗曲线ORC2所示地变化。如图9B所示，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC2在第一闭合部分θR1中具有负斜率并且在第二闭合部分θR2中具有减小值的负斜率。

当具有图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7在接合环5的支点表面12上从最大偏心状态经过中间偏心状态摆动到最小偏心状态时，叶片14的动态半径r随着转子9的转动如图10中的特征曲线L、M和S所示地变化。特征曲线L、M和S分别表示叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角在凸轮环7的最大偏心状态、中间偏心状态和最小偏心状态中的变化。

图10所示的第一闭合部分θR1中的特征曲线L、M和S与图11所示的第一闭合部分θR1中的特征曲线L、M和S相似。然而，图10所示的第二闭合部分θR2中的特征曲线L、M和S分别具有小数值的正斜率、零斜率和小数值的负斜率，其是通过从图11所示的第二闭合部分θR2中的特征曲线L、M和S的正斜率减去图9A所示的第二闭合部分θR2中设定的负斜率的初始值后所确定的。根据图5B所示的椭圆形凸轮轮廓的第二曲线并结合凸轮环7的提升量来规定图10所示的第二闭合部分θR2中的特征曲线L、M和S的所述斜率，所述第二曲线在第二闭合部分θR2上延伸，所述提升量是通过从处于相应的偏心状态中的凸轮环7的提升量中减去第二曲线的中心的向下偏移量所确定的。也就是说，因为第二曲线的中心是垂直向下偏离转子9的中心Ocr的，所以在第二闭合部分θR2中具有图5B所示的凸轮轮廓的凸轮环7的提升量与具有图5A所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7的提升量相比减小了。结果，在使用该实施例的变量泵的动力转向装置中，有可能实现流体压力的平稳下降，并且在泵的整个工作范围内抑制了叶片14的前缘在第二闭合部分θR2中从凸轮环7的内周表面7a上的分离。

如上所述，在该实施例的变量泵中，由内周表面7a所限定的凸轮环7的凸轮轮廓形成为预定的椭圆形状，所述椭圆形状在第一闭合部分θR1中大致与转子9同中心，并且规定了叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转方向的特征曲线在第二闭合部分θR2中的负斜率。利用反向倾度将凸轮环7组装到具有支点表面12的接合环5上，以便凸轮环7处于上述的偏心提升状态中。因此，在使用该实施例的变量泵的动力转向装置中，在泵的整个工作范围内，可以通过随凸轮环7的摆动改变配气相位角(配气相位)来抑制波动、振动和噪音的发生。

此外，在该实施例的变量泵中，由内周表面7a限定的凸轮环7的凸轮轮廓包括彼此曲率不同的曲线，也就是说，第一曲线延伸过第一闭合部分θR1，第二曲线延伸过第二闭合部分θR2，并且过渡曲线K3连续地连接第一曲线和第二曲线。利用凸轮轮廓的所述结构，可以平稳地移动叶片14以便相对于槽13伸出以及缩回。

具体地说，凸轮环7的凸轮轮廓的曲率(即，凸轮环7的内周表面7a的曲率)在第一曲线和第二曲线之间变化。如果在泵的高速运转期间凸轮轮廓的曲率变化很大，则由于叶片14和转子9之间的滑动阻力，叶片14的前缘将从凸轮环7的内周表面7a上分离，从而引起泵的性能的恶化，或者将碰撞内周表面7a，从而产生噪音。因此，通过过渡曲线K3连续地连接第一曲线和第二曲线，可以减小凸轮轮廓的曲率变化，从而确保叶片14相对于槽13的平稳滑动并且消除上述问题。

此外，因为凸轮环7可摆动地布置在接合环5的支点表面12上，所以可以确保凸轮环7和接合环5之间的第一流体压力腔10的密封及凸轮环7的平稳摆动。

此外，可以通过调整支点表面12的高度来控制转子9的中心Or和凸轮环7的中心Oc之间的距离，所述调整是通过控制接合环5的厚度来实现的。这提供了凸轮环7的提升量的促进控制，因此，有效地抑制了叶片14的前缘和凸轮环7的内周表面7a的分离的发生。此外，可以使用现有的泵体而不改变其结构，从而用作简化变量泵的生产工作并且降低了其生产成本。

此外，在该实施例中，因为接合环5的支点表面12具有反向倾度，所以可以改变配气相位角，从而能够在高排出流体压力与低转速的泵工作情况和低排出流体压力与高转速的泵工作情况中减小泵的波动。

此外，在该实施例中，利用接合环5的支点表面12上的反向倾度的规定，凸轮环7可以偏移地布置在吸入口17的一侧，以便位于垂直向上的偏移状态中。这允许第一闭合部分θR1和第二闭合部分θR2中的配气相位值随着凸轮环7的摆动而变化，以便可以在泵室16中执行流体压力的预压缩直到叶片14到达排出口19的始端19a，并且可以在泵室16中执行流体压力的初步膨胀直到叶片14到达吸入口17的始端17b。结果，可以改善泵的声音和振动特性。

此外，因为通过凸轮环偏压机构31向第一流体压力腔10的一侧推动凸轮环7，所以有可能抑制凸轮环7的偏心量的意外减小(即，凸轮环7意外地向第二流体压力腔11的一侧摆动)。

具体地说，该实施例的变量泵具有一较低的流体压力类型，其中吸入侧的低流体压力总是被导入上述的第二流体压力腔11中。因此，很难获得一足够大的偏压力，所述偏压力向凸轮环7的偏心量增加的方向来偏压凸轮环7。此外，因为支点表面12具有向第二流体压力腔11的一侧倾斜的反向倾度，所以凸轮环7向第二流体压力腔11的一侧倾斜可能变得更为方便。

因此，在该实施例中，规定凸轮环偏压机构31的柱塞34来推动凸轮环7，以便通过盘簧35的弹簧力和从排出部分19排出的高流体压力来伸出和偏压凸轮环7。因此，通过足够高的偏压力来偏压凸轮环7，从而阻止其向第二流体压力腔11的一侧倾斜。结果，可以抑制凸轮环7的偏心量的意外减小。

[第二实施例]

参见图12到图14，，说明了变量泵的第二实施例，其不同于凸轮环7的凸轮轮廓中的第一实施例。如图12所示，凸轮环7的凸轮轮廓形成为一椭圆形的凸轮轮廓，所述凸轮轮廓是由凸轮环7的内周表面7a所限定的。图12所示的椭圆形凸轮轮廓分别提供了叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC1在第一闭合部分θR1和第二闭合部分θR2中的负斜率，如后面所解释的。在图12中，粗线表示具有中心Oc的凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓，并且细线表示作为参考圆的一整圆，其中心位于中心Oc上并且具有半径Rc。所述椭圆形凸轮轮廓具有延伸过第一闭合部分θR1的第一曲线、延伸过第二闭合部分θR2的第二曲线、以及延伸过第一闭合部分θR1与第二闭合部分θR2之间的未闭合的部分并且使第一曲线与第二曲线相互连接的过渡曲线K3。点Ocr表示转子9的中心的位置，凸轮环7的椭圆形凸轮轮廓的中心Oc从该点处朝第一闭合部分θR1的一侧水平地偏移一预定的偏心量。第一曲线包括第一圆的一部分，该圆的中心位于从转子9的中心Ocr垂直地向上偏移(即，从转子9的中心Ocr向吸入口17侧偏移)一预定量的一点上并且具有半径R1。第二曲线包括第二圆的一部分，该圆的中心位于从转子9的中心Ocr垂直地向下偏移(即，从转子9的中心Ocr向排出口19侧偏移)一预定量的一点上并且具有半径R2。

图12所示的椭圆形凸轮轮廓的第一曲线和第二曲线是通过过渡曲线K3相互光滑地连接在一起的。过渡曲线K3与第一圆和第二圆连接，并且在位于第一闭合部分θR1和靠近第一闭合部分θR1的未闭合部分之间以及第二闭合部分θR2和靠近第二闭合部分θR2的未闭合部分之间的过渡部分附近的曲率无变化。如图12所示，在从凸轮环7的中心Oc延伸的一垂直方向上的椭圆形凸轮轮廓的顶部和底部位置附近，过渡曲线K3大致具有和整圆的参考圆的半径Rc相同的曲率半径。构造图12所示的椭圆形凸轮轮廓，以致第一闭合部分θR1和第二闭合部分θR2中的曲率半径在转子9的旋转方向上逐渐减小。如第一实施例所述，利用反向倾度将具有图12所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7组装到具有支点表面的接合环5上。确定图12所示的椭圆形凸轮轮廓，以致叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线在相应的第一闭合部分θR1和第二闭合部分θR2中具有负斜率。第二实施例的变量泵的其他结构特征与第一实施例的相同。

阐明了第二实施例的变量泵的功能。

图13A显示了在具有图12所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7处于无反向倾角的无提升量(即，无向上的偏移量)的偏心未提升状态中并且具有向第一闭合部分θR1侧的一预定的小偏心量且转子9转动的状况下、叶片14的动态半径r的变化。在图13A中，粗曲线ORC3表示了当凸轮环7具有图12所示的椭圆形凸轮轮廓时叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线，并且细曲线CRC表示了当凸轮环7具有图12所示的整圆形状的凸轮轮廓时叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线。如图13A所示，叶片14的动态半径r的特征曲线ORC3在第一闭合部分θR1和第二闭合部分θR2中分别具有负斜率。第一闭合部分θR1中的负斜率是由具有图12所示的向上偏移的中心的椭圆形凸轮轮廓的第一圆确定的。第二闭合部分θR2中的负斜率是由具有图12所示的向下偏移的中心的椭圆形凸轮轮廓的第二圆确定的。

图13B显示了在具有图12所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7处于具有一预定提升量(即，一预定向上的偏移量)及朝向第一闭合部分θR1的一侧的预定偏心量(即，预定的水平偏移量)的提升状态中的状况下、叶片14的动态半径r随转子9的转动而发生的变化。在图13B中，粗曲线ORC3表示了当凸轮环7具有图12所示的椭圆形凸轮轮廓时叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线，并且细曲线CRC表示了当凸轮环7具有图12所示的整圆形状的凸轮轮廓时叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线。如图13B所示，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC3在第一闭合部分θR1中具有一负斜率的增大值，如13A所示，所述增大值是通过因凸轮环7预定向上的偏移量而向第一闭合部分θR1中的负斜率增加一负斜率的增值所确定的。相反，叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线ORC3在第二闭合部分θR2中具有一负斜率的减小值，如13A所示，所述减小值是通过从第二闭合部分θR2中的负斜率上减去凸轮环7的预定向上的偏移量所确定的。

图14显示了叶片14的动态半径r的变化，所述变化是当具有图12所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7随着转子9的转动而在接合环5的支点表面12上的最大偏心状态、中间偏心状态和最小偏心状态之间摆动时所引起的。在图14中，以L、M和S表示的三条粗曲线ORC分别显示了叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线。当具有图12所示的椭圆形凸轮轮廓的凸轮环7分别处于最大偏心状态、中间偏心状态和最小偏心状态时，显示了特征曲线L、M和S。沿粗曲线ORC3附近延伸的细曲线CRC表示了叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线，其是当具有整圆形状的凸轮轮廓的凸轮环7分别处于最大偏心状态、中间偏心状态和最小偏心状态时所显示的。

如图14所示，第一闭合部分θR1中的特征曲线L、M和S分别具有负斜率，如图13B所示，所述负斜率是通过给第一闭合部分θR1中的特征曲线ORC3的初始负斜率加上因凸轮环7在相应的偏心状态中的提升量(配气相位角)所产生的负斜率的增量(图12所示的凸轮轮廓的第一圆的中心的向上偏移量)来确定的。第一闭合部分θR1中相应的负斜率值随着凸轮环7的偏心状态从最大偏心状态变化到最小偏心状态而逐渐减小。图14所示的第二闭合部分θR2中的特性曲线L、M和S与第一实施例中的图10所示的第二闭合部分θR2中的特征曲线L、M和S相似。

在该实施例中，可以通过调整图13B所示的第一闭合部分θR1中的负斜率的初始值或者凸轮环7的提升量(配气相位角)来控制第一闭合部分θR1中的负斜率，所述提升量是基于反向倾度的一倾角而得的。可以通过调整反向倾度的倾角的变化(配气相位角中的变化)来控制随着凸轮环7的摆动所引起的斜率值的变化速度。

在使用该实施例的变量泵的动力转向装置中，如图14所示，当在低车速和低泵转速(在凸轮环7的最大偏心状态)下操作方向盘时的泵的排出压力较高时，第一闭合部分θR1中的特征曲线L的负斜率具有较大的值。结果，有可能防止叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面7a上分离并且增大了预压缩，从而在第一闭合部分θR1中使泵室16中的流体压力向较高的排出压力平稳地上升。另一方面，在相同的工作条件中，如图14所示，第二闭合部分θR2中的特征曲线L具有一微小的正斜率。通过初步的膨胀，有可能抑制叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面7a上的分离并且实现流体压力的平稳下降。

当车辆以泵中等转速和高等转速直线行驶时泵的排出压力较低(处于凸轮环7的中间偏心状态和最小偏心状态)时，如图14所示，第一闭合部分θR1中的特征曲线M和S的相应负斜率值是减小的。结果，有可能防止叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面7a上分离并且减小了预压缩，从而在第一闭合部分θR1中使泵室16中的流体压力向较低的排出压力平稳地上升。

另一方面，在相同的工作条件中，如图14所示，第二闭合部分θR2中的特征曲线M和S没有斜率和具有一微小的负斜率(即，零或者大约为零)。结果，有可能抑制叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面7a上的分离并且实现流体压力从较低的排出压力平滑地转换到吸入压力。

如上所述，在使用如图12所示的凸轮环7的凸轮轮廓和用于凸轮环7的反向倾度的第二实施例中，可以可变地控制配气相位角，从而抑制因叶片14从凸轮环7的内周表面7a上的分离而在流体压力产生的波动，在动力转向装置中的变量泵的整个工作范围内执行流体压力的上升和下降并减小泵中产生的振动和噪音。

以下是本发明上述实施例的变量泵的功能和效果。

叶片14的动态半径r随着转子9的转动而在一闭合部分(第一闭合部分θR1)中逐渐减小，所述动态半径从转子9的中心Or延伸到各叶片14的前缘，所述闭合部分形成在吸入口17的终端17a和排出口19的始端19a之间。配气相位随着凸轮环7的摆动而发生变化，关于叶片14的旋转位置，所述配气相位被定义为吸入口17的终端17a的位置或排出口19的始端19a的位置。

利用该结构，有可能防止叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面7a上的分离并且改变配气相位，所述配气相位是相应的吸入口17和排出口19的打开时间与其关闭时间。结果，可以优化配气相位而不考虑凸轮环的摆动位置。在实施例的变量泵被用于动力转向装置的情况中，在低转速和高排出压力的工作条件下，增大了配气相位角，从而提供了叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线的一较大的负斜率值。在高转速和低排出压力的工作条件下，减小了配气相位角，从而提供了叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线的一较小的负斜率值。结果，能够与凸轮环7的摆动位置无关地有效减小泵中的振动和噪音。

配置凸轮环7的凸轮轮廓以致叶片14的动态半径r在一闭合部分(第一闭合部分θR1)中随着转子9的转动而逐渐减小。利用凸轮环7的凸轮轮廓的结构，能够抑制叶片14的前缘从凸轮环7的内部表面7a上分离的发生。

凸轮环7的凸轮轮廓包括延伸过上述闭合部分的第一曲线、延伸过形成在排出口19的终端19b与吸入口17的始端17b之间的闭合部分的第二曲线和连接第一曲线与第二曲线的过渡曲线K3。因为一条曲线的曲率和另一条曲线的曲率彼此是不同的，所以一条曲线和另一条曲线通过过渡曲线K3彼此相连，而该条曲线与过渡曲线K3之间的连接处和在另一条曲线与过渡曲线K3的连接处的曲率不变。

也就是说，凸轮环7的凸轮轮廓的曲率(即，凸轮环7的内周表面7a的曲率)在一条曲线和另一条曲线之间发生变化。如果在泵的高速运转期间凸轮轮廓的曲率变化很大，则叶片14的前缘将从凸轮环7的内周表面7a和转子9上分离，从而引起泵的性能的恶化，或者将碰撞内周表面7a，从而产生噪音。因此，通过过渡曲线K3连续地连接一条曲线和另一条曲线，可以减小凸轮轮廓的曲率变化，从而确保叶片14相对于槽13的平稳滑动并且消除了上述问题。

布置吸入口17和排出口19，以致闭合部分中的叶片14的动态半径r随着转子9的转动而逐渐减小。当在低车速和低泵速(在凸轮环7的最大偏心状态)下操作方向盘时的泵的排出压力较高时，闭合部分中的叶片14的动态半径r的特征曲线的负斜率值变大，从而在闭合部分中导致了泵室16中的流体压力的较大预压缩。结果，在闭合部分中，泵室16中的流体压力平稳地增大到排出压力，因此，可以在泵的整个工作范围内改善泵中的波动、振动和噪音。

布置凸轮环7以相对于泵体2可以线性地移动。利用凸轮环7的该布置，能够轻易地控制凸轮环7相对于吸入口17和排出口19的位置随凸轮环7的运动而发生的变化。

布置凸轮环7以相对于泵体2可摆动地移动。因为凸轮环7可以在支点表面12上摆动地移动，所以能够实现第一流体压力腔10在支点表面12上的密封，并且通过第一流体压力腔10中的流体压力来实现凸轮环7的平稳摆动。

叶片14的动态半径r在一闭合部分(第二闭合部分θR2)中随着转子9的转动而逐渐减小，所述闭合部分形成在排出口19的终端19b和吸入口17的始端17b之间。利用该结构，能够在两个闭合部分中防止叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面7a上分离。结果，能够更有效地抑制泵中的传动振动和噪音的发生。

凸轮环7布置在支点表面12上，以便可以围绕一摆动支点摆动，并且支点表面12形成在泵体2上，以便随着凸轮环7的摆动而改变吸入口17的终端17a或者排出口19的始端19a相对于叶片14的转动位置的位置(即，配气相位)。通过调整泵体2的支点表面12的高度，能够控制凸轮环7的高度，也就是形成在通过凸轮环7的凸轮轮廓的中心Oc与转子9的中心Or的线Oc-Or和配气相位线之间的配气相位角。因为当凸轮环7的偏心状态随凸轮环7的摆动而改变时凸轮环7的高度发生变化，所以可以在动力转向装置中的泵的整个工作范围内适当地减小泵中的波动、振动和噪音。结果，能够充分减小在各叶片14的前缘和凸轮环7的内周表面7a之间存在间隙的区域。

支点表面12是一倾斜面，形成所述倾斜面使得距连接驱动轴8的旋转中心与吸入口17的终端17a和排出口19的始端19a之间的中点的基准线K的距离从摆动支点向第二流体压力腔11侧逐渐增大。利用具有所述反向倾度的支点表面12的规定，可以改变配气相位角，从而在高排出流体压力与低转速的泵工作情况和低排出流体压力与高转速的泵工作情况中减小泵的波动。

支点表面12形成为从转子9的旋转中心Or向吸入口17侧偏移凸轮轮廓的中心Oc，所述凸轮轮廓是由凸轮环7的内周表面7a所形成的。利用具有反向倾度的支点表面12的所述结构，凸轮环7位于垂直向上的偏移状态中，从而在闭合部分中随着凸轮环7的摆动而改变配气相位角的大小。结果，有可能防止叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面7a上分离，在闭合部分中执行泵室16中的流体压力的预压缩，并且减小泵中的波动、振动和噪音。

此外，凸轮环7的内周表面7a形成了一凸轮轮廓，该凸轮轮廓包括大致与转子9同心的圆形曲线的一部分。该部分圆形曲线延伸过形成在吸入口17的终端17a和排出口19的始端19a之间的闭合部分。从转子9的旋转中心Or向吸入口17的一侧偏移地布置凸轮环7。利用该结构，凸轮环7处于一提升状态(即，偏移向吸入口17侧的一向上偏移状态)中，以便设置叶片14的动态半径r相对于转子9的旋转角的特征曲线的负斜率。此外，基于凸轮环7的偏心状态来设置凸轮环7的提升量和负斜率的大小。此外，因为凸轮环7位于垂直向上的偏移状态中，所以闭合部分中的配气相位角的大小随着凸轮环7的摆动而发生变化。叶片14的动态半径r在闭合部分中逐渐减小，从而防止叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面7a上分离。结果，能够在闭合部分中执行泵室16中的流体压力的预压缩并且减小泵中的波动、振动和噪音。在上述实施例的变量泵被用于不同的液压传动装置中的情况中，能够根据泵的工作情况来减小由流体压力所引起的振动和噪音。

相对于转子9的旋转中心Or向吸入口17的一侧偏移地构造凸轮环7的内周表面7a。因为凸轮环7按凸轮环7向上偏移的方向布置在支点表面12上，所以可以随着凸轮环7的摆动来改变闭合部分中的配气相位角的大小。叶片14的动态半径r在闭合部分中逐渐减小，从而防止叶片14的前缘从凸轮环7的内周表面7a上分离。结果，能够在闭合部分中执行泵室16中的流体压力的预压缩并且减小泵中的波动、振动和噪音。

泵体2包括与吸入口17和排出口19形成在一起的本体和接合环5，所述接合环布置在所述本体内部，并且配合凸轮环7以在它们之间从而形成第一流体压力腔10和第二流体压力腔11。凸轮环7可以在支点表面12上移动，所述支点表面形成在接合环5的内周表面上。形成支点表面12以致凸轮环7的内周表面7a从转子9的旋转中心Or向吸入口17侧偏移。利用该布置，可以通过调整接合环5的内周表面的形状来控制支点表面12，凸轮环7可摆动地支承在所述支点表面上。可以使用现有的泵体而不改变其结构，从而用作简化变量泵的生产工作并且降低其生产成本。

凸轮环7具有一大致的环形形状，并且凸轮环7的内周相对于凸轮环7的外周向吸入口17的一侧偏移。利用该布置，可以仅通过调整凸轮环7的形状来控制叶片14的动态半径r。这起简化生产工作的作用并从而提高了成本的节约。

本申请基于2007年11月21日申请的在先的日本专利申请No.2007-301142。在此结合日本专利申请No.2007-301142的全部内容作为参考。

虽然已经参照本发明的某些实施例和实施例的变体来描述了本发明，但是本发明不被限制在上述实施例和变体中。此外，本领域的技术人员根据上述教导将可以想到上述变体和实施例的修改和变化。本发明的范围以权利要求的限定为基准。

Claims (20)

1.一种变量泵，包括：

泵体(2)；

驱动轴(8)，其可旋转地支承在所述泵体上；

转子(9)，其被布置在所述泵体内部，并且可由所述驱动轴旋转驱动，所述转子在其外周部分上具有多个槽(13)，

多个叶片(14)，其被分别装配到所述槽中，以便在转子的径向方向上从槽中伸出以及缩回到槽中，所述多个叶片在转子的旋转方向上可与所述转子一起旋转，

凸轮环(7)，其被布置在所述泵体内部，以便可以围绕摆动支点摆动，所述凸轮环与所述转子和叶片配合，以在所述凸轮环的内周侧形成多个泵室(16)，

第一部件(3)和第二部件(44)，其在所述凸轮环的轴线方向上分别布置在凸轮环的相对侧上，

吸入口(17)和排出口(19)，其被布置在所述第一部件和第二部件中的至少一个的一侧，所述吸入口通向吸入区，在该吸入区，多个泵室的容积随着所述转子的转动而增大，所述排出口通向排出区，在该排出区，多个泵室的容积随着所述转子的转动而减小，和

第一流体压力腔(10)和第二流体压力腔(11)，其按照在所述凸轮环的径向方向上彼此相对的关系布置在凸轮环的外周侧，在所述凸轮环可摆动来增加工作流体的排放量的一个方向上布置所述第一流体压力腔，在所述凸轮环可摆动来减少工作流体的排放量的另一个方向上布置所述第二流体压力腔，

其中，随着所述转子的转动，所述叶片(14)从所述转子(9)的中心延伸到各叶片的前缘的动态半径在闭合部分(θR1)中逐渐减小，所述闭合部分形成在所述吸入口(17)的终端(17a)和排出口(19)的始端(19a)之间，以及

配气相位随所述凸轮环的摆动发生变化，该配气相位被定义为相对于所述叶片的旋转位置的所述吸入口(17)的终端(17a)的位置或者所述排出口(19)的始端(19a)的位置。

2.如权利要求1所述的变量泵，其中所述凸轮环(7)具有一凸轮轮廓，所述凸轮轮廓被构造使得所述叶片(14)的动态半径在形成于所述吸入口的终端和排出口的始端之间的闭合部分(θR1)中随着所述转子(9)的转动而逐渐减小。

3.如权利要求2所述的变量泵，其中所述凸轮环(7)的凸轮轮廓包括：在形成于所述吸入口的终端和所述排出口的始端之间的闭合部分(θR1)上延伸的第一曲线、在形成于所述排出口(19)的终端(19b)和所述吸入口(17)的始端(17b)之间的闭合部分(θR2)上延伸的第二曲线、和连接所述第一曲线与第二曲线的过渡曲线(K3)。

4.如权利要求1所述的变量泵，其中布置所述吸入口(17)和所述排出口(19)使得所述叶片(14)的动态半径在形成于所述吸入口的终端和排出口的始端之间的闭合部分(θR1)中随着所述转子的转动而逐渐减小。

5.如权利要求4所述的变量泵，其中所述凸轮环(7)被布置成可相对于所述泵体直线地移动。

6.如权利要求4所述的变量泵，其中所述凸轮环(7)被布置成可相对于所述泵体摆动地移动。

7.如权利要求4所述的变量泵，其中所述叶片(14)的动态半径在形成于所述排出口(19)的终端(19b)和所述吸入口(17)的始端(17b)之间的闭合部分(θR2)中随着所述转子的转动而逐渐减小。

8.如权利要求1所述的变量泵，其中所述凸轮环(7)布置在支点表面(12)上以便可以围绕摆动支点摆动，所述支点表面形成在所述泵体上，以便随着所述凸轮环的摆动而改变所述配气相位，该配气相位被定义为相对于所述叶片的旋转位置的所述吸入口(17)的终端(17a)的位置或者所述排出口(19)的始端(19a)的位置。

9.如权利要求8所述的变量泵，其中所述支点表面(12)是倾斜面，该倾斜面形成使得距基准线的距离从所述摆动支点朝向所述第二流体压力腔(11)的一侧逐渐增大，该基准线连接所述驱动轴(8)的旋转中心与所述吸入口(17)的终端(17a)和所述排出口(19)的始端(19a)之间的中点。

10.如权利要求8所述的变量泵，其中所述支点表面(12)形成使得由所述凸轮环(7)的内周表面(7a)所形成的凸轮轮廓的中心从所述转子(9)的旋转中心向所述吸入口(17)的一侧偏移。

11.一种变量泵，包括：

泵体(2)；

驱动轴(8)，其可旋转地支承在所述泵体；

转子(9)，其被布置在所述泵体内部，并且可由所述驱动轴旋转驱动，所述转子在其外周部分上具有多个槽(13)，

多个叶片(14)，其被分别装配到所述槽中，以便在转子(9)的径向方向上从槽中伸出以及缩回到槽中，所述多个叶片在转子的旋转方向上可与所述转子一起旋转，

凸轮环(7)，其被布置在所述泵体内部，以便可以围绕摆动支点摆动，所述凸轮环与转子(9)和叶片(14)配合，以在所述凸轮环的内周侧形成多个泵室(16)，

第一部件(3)和第二部件(44)，其在所述凸轮环的轴线方向上被分别布置在凸轮环(7)的相对侧，

吸入口(17)和排出口(19)，其被布置在所述第一部件和第二部件中的至少一个的一侧，所述吸入口通向吸入区，在该吸入区，多个泵室的容积随着所述转子的转动而增大，所述排出口通向排出区，在该排出区，多个泵室的容积随着所述转子的转动而减小，和

第一流体压力腔(10)和第二流体压力腔(11)，其按照在所述凸轮环的径向方向上彼此相对的关系布置在凸轮环(7)的外周侧，在所述凸轮环可摆动来增加工作流体的排放量的一个方向上布置所述第一流体压力腔，在所述凸轮环可摆动来减少工作流体的排放量的另一个方向上布置所述第二流体压力腔，

其中，所述凸轮环(7)的内周表面(7a)限定出凸轮轮廓，该凸轮轮廓包括大致与所述转子(9)同心的圆曲线的一部分，该圆曲线的一部分在形成于所述吸入口(17)的终端(17a)和所述排出口(19)的始端(19a)之间的闭合部分(θR1)上延伸，

所述凸轮环(7)被布置成从所述转子(9)的旋转中心向所述吸入口的一侧偏移，以及

配气相位随所述凸轮环的摆动而变化，该配气相位被定义为相对于所述叶片(14)的旋转位置的所述吸入口(17)的终端(17a)的位置或者所述排出口(19)的始端(19a)的位置。

12.如权利要求11所述的变量泵，其中所述凸轮环(7)的内周表面(7a)被构造使得所述凸轮轮廓的中心从所述转子(9)的旋转中心向所述吸入口(17)的一侧偏移。

13.如权利要求12所述的变量泵，其中所述泵体包括形成有所述吸入口(17)及排出口(19)的本体(2)和接合环(5)，所述接合环布置在所述本体内部并且与所述凸轮环(7)配合以在它们之间形成第一流体压力腔(10)和第二流体压力腔(11)，

所述凸轮环(7)可在支点表面(12)上移动，该支点表面形成在所述接合环的内周表面上，并且

所述支点表面(12)形成使得所述凸轮环(7)的内周表面(7a)从所述转子(9)的旋转中心向所述吸入口(17)的一侧偏移。

14.如权利要求12所述的变量泵，其中所述凸轮环(7)形成为大致的环形形状，并且所述凸轮环的内周形成为相对于所述凸轮环的外周向所述吸入口(17)的一侧偏移。

15.如权利要求11所述的变量泵，其中所述凸轮环(7)在布置于泵体上的支点表面(12)上可摆动地移动，所述支点表面包括倾斜面，该倾斜面形成使得距基准线的距离从所述摆动支点向所述第二流体压力腔(11)的一侧逐渐增大，该基准线连接所述驱动轴(8)的旋转中心与所述吸入口(17)的终端(17a)和排出口(19)的始端(19a)之间的中点。

16.如权利要求11所述的变量泵，其中所述叶片(14)的动态半径在形成于所述排出口(19)的终端(19b)和所述吸入口(17)的始端(17b)之间的闭合部分(θR2)中随着所述转子的转动而逐渐减小，所述动态半径从所述转子(9)的旋转中心延伸到各叶片的前缘。

17.一种变量泵，包括：

泵体(2)；

驱动轴(8)，其可旋转地支承在所述泵体；

转子(9)，其被布置在所述泵体内部，并且可由所述驱动轴旋转驱动，所述转子在其外周部分上具有多个槽(13)，

多个叶片(14)，其被分别装配到所述槽中，以便在转子的径向方向上从槽中伸出以及缩回到槽中，所述多个叶片在转子的旋转方向上可与所述转子一起旋转，

凸轮环(7)，其被布置在所述泵体内部，以便可以围绕布置在所述泵体的内表面上的支点表面(12)上的支点摆动，所述凸轮环与转子和叶片配合以在所述凸轮环的内周侧形成多个泵室(16)，

第一部件(3)和第二部件(44)，其在所述凸轮环的轴线方向上分别布置在凸轮环的相对侧，

吸入口(17)和排出口(19)，其被布置在所述第一部件和第二部件中的至少一个的一侧，所述吸入口通向吸入区，在该吸入区，多个泵室的容积随着所述转子的转动而增大，所述排出口通向排出区，在该排出区，多个泵室的容积随着所述转子的转动而减小，和

第一流体压力腔(10)和第二流体压力腔(11)，其按照在所述凸轮环的径向方向上彼此相对的关系布置在凸轮环的外周侧，在所述凸轮环可摆动来增加工作流体的排放量的一个方向上布置所述第一流体压力腔，在所述凸轮环可摆动来减少工作流体的排放量的另一个方向上布置所述第二流体压力腔，

其中，所述支点表面(12)形成使得距基准线的距离从所述摆动支点向所述第二流体压力腔(11)的一侧逐渐增大，该基准线连接所述驱动轴(8)的旋转中心与所述吸入口(17)的终端(17a)和所述排出口(19)的始端(19a)之间的中点，

所述叶片(14)的动态半径随着所述转子的转动在形成于所述吸入口(17)的终端(17a)和所述排出口(19)的始端(19a)之间的闭合部分(θR1)中逐渐减小，所述动态半径从所述转子(9)的旋转中心延伸到各叶片的前缘，以及

配气相位随所述凸轮环的摆动而发生变化，该配气相位被定义为相对于所述叶片的旋转位置的所述吸入口(17)的终端(17a)的位置或者所述排出口(19)的始端(19a)的位置。

18.如权利要求17所述的变量泵，其中所述凸轮环(7)的内周表面(7a)限定了凸轮轮廓，所述凸轮轮廓包括大致与所述转子同心的圆曲线的一部分，该圆曲线的一部分在形成于所述吸入口的终端和排出口的始端之间的闭合部分(θR1)上延伸，并且

所述凸轮环的内周表面构造成所述凸轮轮廓的中心从所述转子(9)的旋转中心向所述吸入口(17)的一侧偏移。

19.如权利要求17所述的变量泵，其中所述凸轮环(7)的凸轮轮廓包括在形成于所述吸入口的终端和所述排出口的始端之间的闭合部分(θR1)上延伸的第一曲线、在形成于所述排出口(19)的终端(19b)和所述吸入口(17)的始端(17b)之间的闭合部分(θR2)上延伸的第二曲线、以及连接所述第一曲线与第二曲线的过渡曲线(K3)。

20.如权利要求17所述的变量泵，其中所述叶片(14)的动态半径在形成于所述排出口(19)的终端(19b)和所述吸入口(17)的始端(17b)之间的闭合部分(θR2)中随着所述转子的转动而逐渐减小。

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