CN101501339B - 可变容量式叶轮泵 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种可变容量叶轮泵，该叶轮泵能够可靠地抑制压力板和转子的相互接触面的粘附。在这种可变容量叶轮泵中，诸如驱动轴(7)，转子(8)，和压力板(11)等泵部件，安装到前部泵体(2)的容纳空间(2a)内，容纳空间(2a)的开口侧被后部泵体(3)封闭。压力板在其与转子滑动的接触的侧面上，形成有环状润滑槽(44)，该润滑槽(44)设置在所述侧面的密封面(43)上，该润滑槽在侧面的密封面(43)上的设置位置为形成在密封面(43)上的每一个弧形背压槽(41)和(42)与形成在压力板的中心部分上、用于接纳驱动轴的通孔(26)之间。将润滑槽(44)的径向宽度(W2)设定在密封面的径向宽度(W1)10％至25％的范围内，将从润滑槽(44)的径向宽度中心(P)到通孔的内周面的距离(L)设定在密封面的径向宽度的24％至70％的范围内。

Description

可变容量式叶轮泵

技术领域

本发明涉及对用于机动车辆的动力转向装置的可变容量叶轮泵的改进。

背景技术

例如，作为应用于机动车辆的动力转向装置的传统的可变容量叶轮泵，已知有如后面所述的专利文献1中所揭示的叶轮泵。

该参考文献中所述的可变容量叶轮泵包括：凸轮环，所述凸轮环可摆动地容纳在形成于前部泵体中的容纳空间内；转子，所述转子可旋转地容纳在凸轮环内，并具有可以伸出和退回地容纳在形成于转子上的径向延伸的狭槽内的叶轮；压力板，所述压力板与转子的内侧面接触；后部泵体，所述后部泵体关闭前部泵体的容纳空间的侧部开口。

转子具有分别向前述狭缝开口的沿轴向方向延伸的背压通孔，压力板在其面对背压通孔的内侧面上具有大致弧形的背压槽，该背压槽与储存泵的排出压力的排出室连接。通过将泵的排出压力通过背压槽导入到背压孔，迫使叶轮从对应的狭槽突出并与凸轮环的内周面接触，从而，形成泵室，所述泵室由相互面对的相邻的两个叶轮、转子的外周面、凸轮环的内周面、压力板的外侧面及后部泵体的内侧面限定。

压力板和转子在各自的接触面上具有沿径向方向间隔开的几个环形区域，每一个环形区域具有多个凹痕，每一个凹痕具有大致弧形截面。该凹痕通过暂时储存已经通过限定在压力板和转子之间的非常微细的间隙从压力板的背压槽进入其中的高压油，起到润滑压力板和转子的各自的接触面的功能。借助这样的凹痕，抑制压力板和转子的相互接触面的不希望有的粘附。

专利文献1：特开2000-337267

发明内容

近年来，为了大大减小动力转向装置中的转向动作的辅助动力，非常需要具有高的泵排出压力的可变容量叶轮泵。

但是，当在传统的可变容量叶轮泵中将泵的排出压力设定得高时，压力板被以较高的压力压到转子上，因此，只通过设置带有上述凹痕的接触面，已经不能抑制压力板和转子的相互接触面的粘附，这成为严重的问题。

本发明是考虑到上述技术课题提出的，其目的是提供一种可变容量叶轮泵，所述可变容量叶轮泵可靠地抑制压力板与转子的相互接触面之间的粘附。

在方案1所述的发明中，提供一种可变容量叶轮泵，该可变容量叶轮泵包括：泵体，所述泵体包括具有限定于其内的容纳空间的前部泵体和安装到所述前部泵体上、用于关闭所述容纳空间的后部泵体；驱动轴，所述驱动轴穿过泵体，并被可旋转地支承在该泵体中；转子，所述转子安装在驱动轴的外周面上，并容纳在所述容纳空间中；多个叶轮，所述叶轮可退回和伸出地容纳在以沿径向向外延伸的方式形成在转子上的多个狭缝内；凸轮环，所述凸轮环可围绕转子摆动地配置，以便形成多个泵室，每个泵室由相邻的两个叶轮、转子和凸轮环的一部分所限定；压力板，所述压力板以被置于转子和凸轮环的内侧面与所述容纳空间的底面之间的方式配置，被来自于容纳空间的底部侧的泵排出压力加载并压在转子的内侧面上，以便与转子的内侧面可滑动地接触；第一和第二流体压力室，所述第一和第二流体压力室围绕凸轮环形成，以便控制凸轮环的偏心量；压力控制机构，所述压力控制机构控制第一或第二流体压力室中的压力；以及一种配置，所述配置包括：吸入口，所述吸入口设置在面对转子的后部泵体的内侧面和压力板的内侧面之一上，并向每个泵室增大体积的区域敞开；排出口，所述排出口设置在上述所选择的内侧面上，并向每个泵室减小体积的区域敞开；轴向延伸的通孔，该通孔形成在压力板上，用于容纳驱动轴；背压槽，所述背压槽形成在压力板的内侧面上的与转子可滑动地接触的区域处，以便向狭缝的底部供给增压流体；密封面，所述密封面形成在背压槽与上述通孔之间，与转子的内侧面可滑动地接触；以及沿周向方向延伸的润滑槽，所述润滑槽形成在密封面上，其特征在于，将润滑槽的径向宽度设定在密封面的径向宽度的10％至25％的范围内，将从润滑槽的径向宽度的中心到通孔的内周面的距离设定在密封面的径向宽度的24％至70％的范围内。

根据本发明，因为将润滑槽构造成满足上述条件，所以，即使当将泵的排出压力设定成显著的水平，也可以有效地润滑转子和压力板的相互接触面。从而，确保抑制转子与压力板之间的粘附，同时抑制密封面的密封性能的降低。

在方案2所述的发明中，其特征在于，将润滑槽的深度设定在润滑槽的径向宽度的25％或者更大。

根据本发明，因为将润滑槽的深度设定为满足上述条件，所以，能够将大量的流体供应给润滑槽，从而增大润滑槽的润滑性能。借此，能够非常可靠地抑制转子和压力板的粘附。

在方案3所述的发明中，其特征在于，将润滑槽的径向宽度设定在密封面的径向宽度的15％至20％的范围内。

根据本发明，因为将润滑槽的径向宽度设定得满足上述条件，所以，无需加大润滑槽的径向宽度，就可以获得实际上所需的润滑度，从而，可以同时获得润滑性能和密封性能。借此，借助转子和压力板的相互接触面进行最佳的润滑作用，从而可靠地防止转子与压力板之间的粘附。

在方案4所述的发明中，其特征在于，将从润滑槽的径向宽度的中心到通孔的内周面的距离设定在密封面的径向宽度的30％至45％的范围内。

根据本发明，由于将从润滑槽的径向宽度的中心到通孔的内周面的距离设定成满足上述条件，所以，润滑槽的径向位置不会过分位移，从而，能够由密封面获得可合适地进行密封的面，同时在转子与压力板的相互接触面上获得实际上需要的润滑。借此，能够更加有效地抑制工作流体从背压槽泄漏。

附图说明

图1表示本发明的可变容量叶轮泵的第一种实施形式，该图是图7的主要部分的放大的图示。

图2是本发明的可变容量叶轮泵的后部泵体的正视图。

图3是本发明的可变容量叶轮泵的压力板的正视图。

图4是本发明的可变容量叶轮泵的压力板的后视图。

图5是为了根据润滑槽的位置与槽的宽度之间的关系，考察本发明的可变容量叶轮泵的润滑槽的润滑效果所进行的试验结果的曲线图。

图6是表示相对于槽的深度而言，考察本发明的可变容量叶轮泵的槽的润滑效果所进行的试验的结果的曲线图。

图7是本发明的可变容量叶轮泵的纵剖视图。

图8是沿着图7的A-A线截取的剖视图。

图9是当从转子侧观察时，利用压力板的正视图表示发明可变容量叶轮泵的第二种实施形式的图示。

图10是当从转子侧观察时用压力板的正视图表示发明的可变容量叶轮泵的第三种实施形式的图示。

图11是当从转子侧观察时用压力板的正视图表示发明的可变容量叶轮泵的第四种实施形式的图示。

附图标记

1...泵体

2...前部泵体

3...后部泵体

3a...后部泵体的内侧面

6...凸轮环

7...驱动轴

8...转子

8a...狭槽

8d...转子的内侧面

10a...第一流体压力室

10b...第二流体压力室

11...压力板

11a...压力板的内侧面

12...叶轮

13...泵室

15...第一吸入口(吸入口)

19...第一排出口(排出口)

22...第二吸入口(吸入口)

24...第二排出口(排出口)

26...通孔

30...流量控制阀

41...第一吸入侧背压槽(背压槽)

42...第一排出侧背压槽(背压槽)

43...密封面

44...润滑槽

47...第二吸入侧背压槽(背压槽)

48...第二排出侧背压槽(背压槽)

L...到润滑槽的径向宽度中心P的距离

W1...密封面的径向宽度

W2...润滑槽的径向宽度

D...润滑槽的深度

具体实施方式

下面，参照附图详细描述根据本发明的可变容量叶轮泵的实施形式。应当指出，本发明的实施形式或者可变容量叶轮泵和上面描述的传统的泵一样，是应用于机动车辆的动力转向装置的可变容量叶轮泵。

即，如从图7和8看出的那样，可变容量叶轮泵包括：泵体1，所述泵体1通过将前部泵体2和后部泵体3接合起来而构成；环状的转接环4，该转接环4紧密地容纳在形成于泵体1中的容纳空间2a内；环状的凸轮环6，该凸轮环6以能够围绕摆动支点销5摆动的方式容纳在形成于转接环4中的椭圆形空间内；以及转子8，所述转子8可旋转地容纳在凸轮环6内，并固定在穿过泵体1的驱动轴7上。

凸轮环6具有稍小于转接环4的轴向方向宽度，并且将凸轮环6配置在容纳空间2a内，同时，将其保持在相对于转子8偏心的位置上。进而，凸轮环6被设置成通过摆动支点销5和位于与支点销5对置的位置上的密封构件9分隔出第一流体压力室10a和第二流体压力室10b。

转子8呈盘状，并具有基本上和凸轮环的宽度相同的轴向方向宽度。进而，如从图2中看出的那样，转子8，更具体地说，转子8的轴向方向的彼此相反侧面和凸轮环6一起被配置在或者被夹在后部泵体3与由烧结材料制成的圆形的压力板11之间，所述压力板11配置在前部泵体2的容纳空间2a的底部上，在压力板与转子8之间保持微小的“C”字形间隙。

当驱动轴7被发动机(图中未示出)驱动时，转子8向图9中的箭头指示的方向(逆时针方向)旋转。转子在其外周面部具有多个狭槽8a，所述狭缝8a沿径向方向向外延伸，并配置在相等间隔的位置上。在狭槽8a中，容纳有叶轮12，所述叶轮12能够沿径向方向向外朝着凸轮环6的内周面突出。每个狭槽8a的径向内侧端部与具有大致圆筒形形状的背压室8b成一体地形成。

在设置于凸轮环6与转子8之间的空间中，由两个相邻的叶轮12限定出泵室13，并通过围绕摆动支点销5摆动凸轮环6，增大或者减小泵室13的体积。

在第二流体压力室10b中，安装有压缩螺旋弹簧14，使得始终将凸轮环6向第一流体压力室10a加载，即，向使得泵室13的体积最大化的方向加载。

进而，如图3和图8所示，在伴随着转子8的旋转每个泵室13的体积逐渐增大的吸入区域“A”中的转子8侧的后部泵体3的内侧面3a，形成有大致为弧形的第一吸入口15。第一吸入口15在其中央部形成有第一吸入孔15a，该第第一吸入孔15a向形成于后部泵体3中的吸入通路16开口，从而，从储存槽(未示出)经过吸入管17被引入到吸入通路16内的工作流体通过第一吸入孔15a被引入到每个泵室13。

进而，如图7所示，在后部泵体3的内侧面3a的大致的中央部，形成支承驱动轴7的一个端部的凹部3b，在凹部3b的底部，形成与吸入通路16连接的返回通路18。将返回通路18构造成允许已经在通过限定在后部泵体3的内侧面3a与转子8的位于后部泵体3侧的外侧面8c之间的微小的间隙“C”之后导入到凹部3b内的工作流体返回到吸入通路16，从而将工作流体通过第一吸入孔15a引导到第一吸入口15。

另一方面，如图3和7所示，在伴随着转子8的旋转每个泵室13的体积逐渐减小的排出区域“B”内的位于转子8侧的压力板11的内侧面11a，形成有基本上为弧形的第一排出口19和多个与所述第一排出口19连接的多个排出孔20。从泵室13排出的增压流体通过第一排出口19和排出孔20被导入到排出侧压力室21，该排出侧压力室21形成在前部泵体2的容纳空间2a的底部，然后，通过形成在泵体1的排出通路(未示出)，将增压流体引导到动力转向装置(未示出)的液压动力缸内。

压力板11的内侧面11a，在面对后部泵体3的第一吸入口15的部分处，形成有具有与第一吸入口15基本上相同形状的第二吸入口22。第二吸入孔22在其中间部形成有第二吸入孔22a，该第二吸入孔22a向形成于前部泵体2中的溢流通路23开口，从而，通过溢流通路23从后面将要描述的流体控制阀30的溢流阀40返回的工作流体，通过第二吸入孔22a被引导到每个泵室13。

进而，后部泵体3的内侧面3a在面对压力板11的第一排出口19的部分处形成有第二排出口24，该第二排出口24具有和第一排出口19基本上相同的形状。从第二排出口24的两端分别延伸出窄槽25a和25b，与第二排出口24相比，每个窄槽都充分地小，并且，窄槽25a和25b沿着周向方向延伸到靠近第一吸入口15的端部的位置处，从而，可以抑制由于在每个泵室13内的突然的压力变化而引起的噪音。

如从上面的描述可以理解的那样，通过使后部泵体3和压力板11的各自的内侧面3a和11a分别沿轴向方向对称地设有第一和第二吸入口15和22以及第一和第二排出口19和24，保持每个泵室13的沿轴向方向对置部分的压力平衡。

如图7所示，压力板11在其中心部形成有通孔26，驱动轴7穿过该通孔，前部泵体2在容纳空间2a的底部形成有轴孔2b，用于支承驱动轴7的另一端部，轴孔2b与通孔26同轴地延伸。这些通孔26和轴孔2b分别具有稍大于驱动轴7的外径的内径，从而，在通孔26和轴孔2b的内周面的每一个与驱动轴7的外周面之间，限定出圆筒形油通路27，从压力板11的内侧面11a与位于压力板11侧的转子8的内侧面8d之间的间隙“C”流出的工作流体被引导到所述圆筒形油通路27内。

轴孔2b在轴向方向的大致的中间位置设有密封构件28，在该密封构件28的内侧面形成有环状槽28a，从而将轴孔2b的内周面与驱动轴7的外周面之间的间隙密封起来。进而，在前部泵体2中，形成有返回通路29，该返回通路29的一个端部向密封构件28的环状槽28a开口，并且，该返回通路29的另一个端部连接到溢流通路23上，使得被导入到圆筒形油通路27中的工作流体通过环形槽28a返回到溢流通路23，从而通过第二吸入孔22a将工作流体再次引导到第二吸入口22。

进而，如图7所示，前部泵体2在其上方内部设有流量控制阀30，该流量控制阀30控制从泵中排出的流体的量，将该阀配置成垂直于驱动轴7延伸。如图8所示，流量控制阀30包括：滑阀部件32，该滑阀部件32被可滑动地容纳在形成于前部泵体2上的阀孔31内；阀弹簧34，该阀弹簧34将滑阀部件32向图中的左方加载，从而使滑阀部件32与阀孔31的插塞33接触；高压室35，该高压室35被限定在插塞33与滑阀部件32的前端之间，以便将出现在计量孔(未示出)的上游侧的流体压力、即已经被导入到排出侧压力室21内的增压流体容纳在其中；以及中压室36，该中压室36安装有阀弹簧34，并且将出现在计量孔的下游侧的流体压力容纳在其中；从而，当中压室36与高压室35之间的压力差超过预定值时，反抗阀弹簧34的加载力，使滑阀部件32向图中的右方移动。

当滑阀部件32位于图8中的左侧的位置时，第一流体压力室10a通过连通通路38与围绕滑阀部件32限定的低压室37连通，所述连通通路38将第一流体压力室10a与阀孔31连通。通过从吸入通路16分支出来的低压通路(未示出)，将来自于吸入通路16的低压引导到低压室37中。

当由于室35与36之间的压力差将滑阀部件32向图中右方移动时，低压室37被逐渐闭塞，第一流体压力室10a与高压室35连通，从而将高的增压流体容纳在其中。即，有选择地将低压室37的流体压力和出现在计量孔的上游侧的流体压力导入到第一流体压力室10a内。

另一方面，如图2所示，第二流体压力室10b通过连通通路39与第一吸入口15连通，所述连通通路39形成在后部泵体3的内侧面3a上并且从靠近第一吸入口15的第二流体压力室10b的位置起沿径向方向向外方延伸，从而，迫使第二流体压力室10b总是接受吸入侧的流体压力(低压)。

当中压室36内的压力达到预定值时，即，当上述动力缸内的工作压力达到预定值时，安装在滑阀部件32内的溢流阀40被打开，以便将增压流体释放到溢流通路23。

进而，如图3和7所示，压力板11的内侧面11a在吸入区域“A”中面对背压室8b的部分处形成有弧形的第一吸入侧背压槽41，该第一吸入侧背压槽41在圆周方向上具有预定的长度。第一吸入侧背压室41在其两端部形成有各个连通孔41a，所述连通孔41a与上述排出侧压力室21连接，从而，通过连通孔41a将增压流体在排出侧压力室21内的部分引导到各个背压室8b。

进而，内侧面在吸入区域“A”中面对背压室8b的部分处形成有第一排出侧背压槽42，该第一排出侧背压槽42具有基本上和上述第一吸入侧背压槽41相同的形状，第一排出侧背压槽42与第一吸入侧背压槽位于共同的假想圆上沿直径方向对置的位置上(图3中对称的上下位置)。在第一排出侧背压槽42中，配置有沿轴向方向延伸的节流孔42a，该节流孔41a与排出侧压力室21连接，从而通过节流孔42a将泵排出压力引导到槽42内。

如图3所示，在压力板11的内侧面11a上，通过设置第一吸入侧背压槽41和第一排出侧背压槽42，围绕通孔26限定出大致为圆环形的密封面43，并且，在密封面23上，形成圆环形的润滑槽44，用于对与转子8的接触进行润滑。

如图1和3所示，当从横向方向观察时，润滑槽44具有大致为矩形的横截面，并且沿着周向方向没有切口地连续延伸，从而，将密封面43划分成外侧密封面43a和内侧密封面43b。润滑槽44位于密封面43的这样一个区域内，在该区域中，从通孔26的内周面26a到润滑槽44的径向宽度的中心“P”的距离“L”为密封面43的总径向宽度“W1”的24％至70％。在所列举的实施形式中，将润滑槽44的宽度的中心“P”的距离“L”设定为总宽度“W1”的30％至45％，通过后面描述的的实验结果，证实上述范围是令人满意的。

将润滑槽44的径向宽度“W2”设定成密封面43的总径向宽度“W1”的10％至25％，将深度“D”设定在大于密封面43的总宽度“W1”的25％的范围。在所列举的实施形式中，将润滑槽44的径向宽度“W2”设定成密封面43的总径向宽度“W1”的15％至20％，通过后面描述的的实验结果，证实上述范围是令人满意的。

如图4和7所示，前部泵体2的容纳空间2a的底面形成有环形的密封保持槽45，当从轴向方向观察时，该密封保持槽45具有大致为蘑菇状的横截面。如图4的假想线所示，相对于压力板11的容纳空间2a的底部侧的外侧面11b而言，密封保持槽45具有内部部分以及外部部分，所述内部部分围绕通孔26的下半部延伸，所述外部部分的对向端部从通孔26的上半部的对向的外周端部向外方延伸，并且彼此相向延伸，以便将第二吸入口22的中心部分包围起来。密封保持槽45具有牢固地固定于其上的由橡胶材料制成的密封构件46。

如图4所示，在压力板11的外侧面11b上，由于存在着密封构件46，第二吸入孔22a的外周区域的内部和外部分别形成与吸入侧连通的低压区域“Lp”和与排出侧连通的高压区域“Hp”，并且，如图7所示，向被密封构件46包围的低压区域“Lp”施加被从溢流通路23导入的流体压力(低压)，并且向围绕密封构件46设置的高压区域“Hp”施加已经从排出侧压力室21导入的流体压力(高压)。

另一方面，如图2所示，后部泵体3的内侧面3a在面对压力板11的第一吸入侧背压槽41的位置处形成有第二吸入侧背压槽47，该第二吸入侧背压槽47具有和上述第一吸入侧背压槽41基本上相同的形状。进而，后部泵体3在面对第一排出侧背压槽42的位置处形成有第二排出侧背压槽48，第二排出侧该背压槽48具有和上述第一排出侧背压槽42基本上相同的形状，第二排出侧背压槽48与第二吸入侧背压槽47大致对称的设置(在图2中，位于对称的上下位置处)。第二吸入侧背压槽47和第二排出侧背压槽48各自的端部通过连通槽49a和49b连接，所述连通槽49a和49b的深度比槽47和48的深度浅。

在后部泵体3的内侧面3a上，围绕凹部3b形成有大致为圆环形的密封面50，所述密封面50由第二吸入侧背压槽47、第二排出侧背压槽48和连通槽49a和49b限定。密封面50在面对润滑槽44的部分处形成有润滑槽51，该润滑槽51具有和润滑槽44基本上相同的形状。

下面，参照图2描述根据实施形式的可变容量叶轮泵的特有的作用。

在操作时，在可变容量叶轮泵中，利用泵排出压力将压力板11向转子8加载，从而，压力板11的内侧面11a完全与转子8的内侧面8d接触。在这种条件下，在压力板11的内侧面11a与转子8的内侧面8d之间产生上面描述的间隙“C”，从而，迫使压力板11的中心区域最大程度地突出，导致通孔26的外周区域被转子8的内侧面8d强力地推压。

但是，由于当压力板11的内侧面11a可滑动地接触转子8时易于受到不平衡的磨损的密封面43形成有满足上述尺寸条件的润滑槽44，所以，形成下面的所需要的流体流。即，如图1中的虚线所示，迫使第一吸入侧背压槽41和第一排出侧背压槽42内的增压流体通过间隙“C”流向外侧密封面43a。然后，将引导于外侧密封面43a与转子8之间的增压流体引导到润滑槽44中，同时，对外侧密封面43a与转子8的内侧面8d之间的接触部进行润滑。

然后，被引入到润滑槽44内的增压流体被暂时保持在其中，然后，从润滑槽44向内侧密封面43b导入。然后，将引导于内侧密封面43b与转子8之间的增压流体引导到压力板11的径向内侧，即，引导到上述圆筒形油通路27，同时，对内侧密封面43b与内侧面8d之间的接触部进行密封。与此类似，将被导入到圆筒状油通路27内的增压流体通过密封构件28的环形槽28a和返回通路29引导到溢流通路23，并通过第二吸入孔22a返回到吸入侧泵室13。

如上面所述，通过压力板11的内侧面11a的密封面43设置有上述润滑槽44，实现上述润滑操作。特别是，通过将到润滑槽44的径向宽度的中心“P”的距离“L”、径向宽度“W2”和深度“D”设定在上面所述的范围内，由于优异的润滑操作，能够可靠地抑制压力板11的内侧面11a侧的通孔26的外周区域的粘附。通过下面将要描述的泵装置的耐久性试验的结果，证明了该优异的润滑操作。

图5是表示随机改变到润滑槽44的径向宽度的中心“P”的距离“L”和径向宽度“W2”的耐久试验的结果的曲线图。在该曲线图中，对于内侧面11a侧的通孔26的外周区域未受到粘附的情况评价或表示为“○”，对于外周面区域受到粘附的情况评价或者表示为“×”。

即，在将到润滑槽44的径向宽度的中心“P”的距离“L”设定成小于等于密封面43的径向宽度“W1”的24％、或者大于等于密封面43的径向宽度“W1”的70％的情况下，润滑槽44在径向方向上位移过大，从而，外侧密封面43a或者内侧密封面43b的密封面积变小，以至于密封面43a和43b之一的密封性能过分降低，从而润滑槽44的润滑作用不足。

另一方面，在将到润滑槽44的径向宽度的中心“P”的距离“L”设定在从密封面43的径向宽度“W1”的24％至70％的范围内时，获得润滑槽44的令人满意的润滑作用。特别是，在将距离“L”设定成径向宽度“W1”的30％至45％的范围内的情况下，不会导致润滑槽44的径向位置的过分位移，从而获得外侧密封面43a和内侧密封面40b的合适的密封面积，获得优异的密封性能和令人满意的润滑作用。

另一方面，在将润滑槽44的径向宽度“W2”设定成等于或小于密封面43的径向宽度“W1”的10％的情况下，径向宽度“W2”变得太小，从而将不能保持足够的流体，从而，不能获得润滑槽44的令人满意的润滑作用。另一方面，在将润滑槽44的径向宽度“W2”设定成等于或者大于密封面43的径向宽度“W1”的25％的情况下，密封面43的密封面积变得过小，从而，密封面43的密封性能过分降低，导致润滑槽44的不令人满意的润滑作用。

另一方面，在将润滑槽44的径向宽度“W2”设定成密封面43的径向宽度“W1”的10％至25％的范围内的情况下，获得润滑槽44的令人满意的润滑作用。如图5中的斜线部分所示，在将径向宽度“W2”设定成径向宽度“W1”的15％至20％的范围内的情况下，无需将润滑槽44的径向宽度增大到不必要的程度就可以获得合适的润滑量，从而，在导致优异的润滑作用的同时，获得润滑性能和密封性能。

通过上述实验可以看出，为了借助润滑槽44获得令人满意的润滑作用，将到润滑槽44的径向宽度的中心“P”的距离“L”和径向宽度“W2”设定在图5中用较粗的线包围的区域“G”内。

图6是表示在耐久试验中的结果的曲线图，在所述试验中，在区域“G”内，只改变润滑槽44的深度“D”，同时，将上述参数“L”和“W2”固定在确定的值。和上述实验类似，对于在压力板11的滑动面上未出现粘附的情况，评价或表示为“○”，对于在滑动面上出现粘附的情况，评价或者表示为“×”。

即，在将润滑槽44的深度“D”设定成润滑槽44的径向宽度“W2”的25％的情况下，润滑槽44的深度变得太小，从而，该槽不能在其中保持足够量的流体，导致不能呈现出润滑槽44的令人满意的润滑作用。

另一方面，在将润滑槽44的深度“D”设定成润滑槽44的径向宽度“W2”的25％或者更大的情况下，获得润滑槽44的令人满意的润滑作用。结果，可以看出，能够借助润滑槽44确保令人满意的润滑作用的深度“D”，在图6中的较粗的线以上的范围内，即，在大于径向宽度“W2”的25％的范围内。

从而，在上述实施形式中，通过压力板11的密封面43设置有满足径向位置“L”和径向宽度“W2”的上述设定条件的润滑槽44，即使当将泵的排出压力设定得高时，也能够可靠地防止压力板11向转子8上的粘附，因为被强烈地推压到转子8上的压力板11的内侧面11a的通孔26的外周部被有效地润滑，同时，有效地减小转子8的内侧面8d和密封面43之间的密封的恶化。

特别是，当将到润滑槽44的径向宽度的中心“P”的距离“L”设定在密封面43的径向宽度“W1”的30％至45％的范围内、同时将润滑槽44的径向宽度“W2”设定在密封面43的径向宽度“W1”的15％至20％的范围内时，可以防止润滑槽44的径向方向位置过分地位移，并且，密封面43a和43b能够获得合适地密封的表面，从而，只借助实际上需要的流体的量就可以获得令人满意的润滑，而无需将润滑槽44的径向宽度增大到不必要的程度。从而，可以最有效地抑制由于增压流体的泄漏不可避免地引起的泵的效率的降低，以及获得转子8和压力板11的各个滑动面之间的润滑。

进而，通过将润滑槽44的深度“D”设定在大于密封面43的径向宽度“W1”的25％的范围内，润滑槽44可以保持更大量的增压流体，从而可以增大润滑槽44的润滑性能，可靠地防止压力板11向转子8上的粘附。

进而，因为密封面50与转子8的外侧面8c之间的间隙由增压流体润滑，所述增压流体通过润滑槽51从第二吸入侧背压槽47和第二排出侧背压槽48漏出到该间隙内，并且，增压流体通过返回通路18从凹部3b返回到吸入侧，所以在后部泵体3的内侧面3a上，获得和在压力板11的内侧面11a处的上述润滑作用基本上相同的作用。

进而，通过利用密封构件46将压力板11的外侧面11b的第二吸入孔22a的外周部分隔成内侧区域和外侧区域，使吸入压力作用到压力板11的上半部的内侧(即，面对转子8的一侧)，与此同时，将已经从溢流阀40和返回通路29返回的低增压工作流体作用到压力板11的上半部的外侧(即，面对容纳空间2a的底部的一侧)，从而，可以使作用到在轴向方向上相反的两侧11a和11b上的流体压力平衡。即，抑制压力板11的上半部向转子8变形或者推压的不希望有的现象，从而，抑制或者降低由压力板11的内侧面11a的上半部对转子8的高压引起的密封面43的不平衡磨损的增大。

进而，由于当从轴向方向观察时润滑槽44具有基本上为环形的截面，所以，允许工作流体在润滑槽44内形成循环流，从而，进一步增大润滑槽44的润滑性能。

进而，压力板11利用烧结材料借助模压技术制成，润滑槽44可以自由地采取各种形状。进而，由于烧结材料是多孔性的，所以，工作流体可以被蓄积在形成于压力板11内的微小的孔内，从而当压力板11与转子8可滑动地接触时显示出来的润滑性能极大地增加。

图9表示本发明的第二种实施形式。本实施形式的基本结构与上述第一种实施形式的结构基本上相同，在第二种实施形式中，对第一种实施形式的润滑槽44进行了改型。

即，在与上述第一种实施形式的由密封构件46限定的低压区域“Lp”的其余的部分对应的部分，第二种实施形式中的润滑槽44形成有沿周向方向延伸的比较窄的槽部52，该槽部52具有比润滑槽44的径向宽度“W2”小的径向宽度“W3”。

从而，在第二种实施形式中，压力板11的两个侧面11a和11b的被排出侧流体压力(较高的压力)推压的部分，即，随着在侧面11a和11b之间的压力差的出现、变形倾向于增大的部分，在与转子8接触的部分达到令人满意的润滑性能，由于设置较窄的槽部52，被吸入侧流体压力(低压)推压的部分，即，即使在侧面11a和11b之间的压力差出现时变形也不会增加得太大的部分，对于在低压区域“Lp”中压力板11和转子8相互接触面也显示出令人满意的密封性能。

从而，在第二种实施形式中，也获得和第一种实施形式基本上相同的作用和效果。除此之外，在需要强有力地润滑的部分，由于在相互接触面上令人满意的润滑，粘附得到抑制，在只需要轻微的润滑的部分，由于相互接触面之间的增强的密封，增压流体从背压槽41和42的泄漏受到抑制，从而，同时有效地实现相互接触面的润滑，并抑制因流体泄漏引起的泵的效率的降低。

图10表示本发明的第三种实施形式。所述第三种实施形式，没有对应于上述第一种实施形式中的较窄的槽部52的部分，并且，作为部分52的替代部分，具有扩大的密封面53，在第三种实施形式中，当从轴向方向观察时，润滑槽44具有大致C形的横截面。

即，在压力板11中，只有绝对需要润滑的部分设有润滑槽44，而并不绝对需要润滑的部分形成有扩大的密封面53，从而，压力板11和转子8相互的接触面同时满足润滑和密封性能。从而，相互接触面的润滑和抑制因增压流体泄漏引起的泵的效率的降低均有效地得以实现。

图11表示本发明的第四种实施形式。本实施形式的基本结构和上面描述的第一种实施形式相同，在所述第四种实施形式中，对于第一种实施形式的润滑槽44进行了改型。

即，在与上述第一种实施形式的密封构件46限定的低压区域“Lp”的其余部分对应的部分，第四种实施形式的润滑槽44形成有直的槽部54，该直的槽部54向图11的左和右延伸，并具有径向距离“L1”，该径向距离“L1”小于到润滑槽44的径向宽度的中心“P”的距离“L”。

从而，在本实施形式中，也能获得与第一种实施形式基本相同的作用效果。另外，由于在润滑槽44的低压区域“Lp”中设置直的槽部54，所以，外侧密封面43a在压力板11不容易产生轴向方向变形的低压区域“Lp”内扩大，并因此减少增压流体从第一吸入侧背压槽41中的泄漏，从而，使得润滑槽44具有合适的润滑性能以及合适的密封性能。

下面，对于上述各实施形式所具有的除上述权利要求限定的发明之外的技术思想进行描述。

在权利要求1中：一种可变容量叶轮泵，其特征在于，当从横向方向观察时，润滑槽具有基本上弧形的横截面。

根据本发明，由于将润滑槽构造成当从横向方向观察时具有基本上弧形的横截面，所以，可以降低当流体流过润滑槽时产生的流动阻力，从而，获得在润滑槽内的工作流体的润滑性的改善。

在权利要求2中：如权利要求1所述的可变容量叶轮泵，其进一步的特征在于，将润滑槽构造成当从轴向方向观察时具有基本上环形的横截面。

根据本发明，由于从轴向方向观察时润滑槽具有基本上环形的横截面，所以，可以使工作流体在润滑槽内循环，从而，可以大大地改善润滑槽的润滑性能。

在权利要求3中：如权利要求1所述的可变容量叶轮泵，其进一步的特征在于，润滑槽形成于压力板上，位于压力板的当向压力板施加泵排出压力时变形大的部分处，在压力板的变形不太大的部分处，形成密封面，该密封面进行对转子的内侧面的密封。

根据本发明，润滑槽形成在压力板上，位于当向压力板上施加泵的排出压力时变形大的部分处，在变形不大的部分处形成对转子的内侧面进行密封的密封面。借此，借助润滑槽，同时确保润滑性能和密封性能。

在权利要求4中：如权利要求3所述的可变容量叶轮泵，其进一步的特征在于，密封面形成在排出口侧。

根据本发明，由于在排出口侧，在压力板的轴向相反的两个部分显示出较高的压力，从而在这种相反部分上保持各自压力的平衡，当向压力板上施加增压流体时引起的压力板的轴向方向的变形相对较小。从而，通过在排出口侧设置上述密封面，可以抑制工作流体从背压槽泄漏。

在权利要求5中：如权利要求3所述的可变容量叶轮泵，其进一步的特征在于，使润滑槽位于压力板的在压力板的轴向相反部分之间的压力差大的部分处，在压力板的压力差小的部分处设置密封面，该密封面实现相对于转子的内侧面的密封。

根据本发明，在压力板的轴向相反的部分之间压力差大的部分处，由于压力板被压力差向一个轴向方向加载，所以该部分的变形增大。因此，通过该部分设置有润滑槽，能够有效地抑制压力板和转子之间的粘附。同时，在压力差小的其它部分处，通过该其它部分设置有密封面，抑制工作流体从背压槽中泄漏，同时防止压力板与转子之间的粘附。

在权利要求6中：如权利要求3所述的可变容量叶轮泵，其进一步的特征在于，压力板在其面对前部泵体的容纳空间的一侧设置有密封构件，借助该密封构件分隔出高压部分和低压部分，并且，将密封面配置在由密封构件限定的低压部分处。

根据本发明，因为在被密封构件限定的低压部分处，压力板的轴向相反侧显示出在它们之间保持平衡压力条件的低压，所以，压力板的轴向方向的变形小。从而，通过在低压部分上设置上述密封面，抑制工作流体从背压槽泄漏。

在权利要求7中：如权利要求1所述的可变容量叶轮泵，其进一步的特征在于，利用模压技术制造压力板。

根据本发明，由于利用模压技术制造压力板，所以，可以自由地设置润滑槽的形状。

在权利要求8中：如权利要求7所述的可变容量叶轮泵，其进一步的特征在于，压力板由烧结材料制成。

根据本发明，由于烧结材料是多孔质的，所以，工作流体可以储存在形成于压力板上的微细的孔内，可以进一步增大压力板相对于转子的润滑性能。

在权利要求9中：如权利要求7所述的可变容量叶轮泵，其进一步的特征在于，压力板由模铸铝材料制成。

根据本发明，由于压力板由模铸铝材料制成，所以，可以减小装置的整个结构的重量。进而，通过向铝模铸材料中添加适当量的抗磨添加剂，可以控制压力板相对于转子的耐磨性。

在权利要求10中：如权利要求7所述的可变容量叶轮泵，其进一步的特征在于，润滑槽在圆周方向上具有形状不同的部分。

根据本发明，可以借助诸如需要大量的流体的部分和只需要少量流体的部分，根据流体的需要，在圆周方向上改变或者调节润滑流体的量。

在权利要求11中：如权利要求10所述的可变容量叶轮泵，其进一步的特征在于，只在沿周向方向延伸的假想线的一个部分处配置润滑槽。

根据本发明，在需要润滑的部分设置润滑槽，在不需要润滑的部分设置不设润滑槽的密封面。借此，可以同时实现润滑性能和密封性能。

在权利要求12中：如权利要求10所述的可变容量叶轮泵，其进一步的特征在于，润滑槽具有根据在圆周方向上的位置而改变的径向宽度。

根据本发明，对于需要较大量润滑的部分，通过增大润滑槽的径向宽度，可以增大润滑性能，从而抑制压力板与转子之间的粘附，对于只需要少量润滑的部分，通过减小润滑槽的径向宽度，可以增加密封性能，从而，可以抑制工作流体从背压槽泄漏。

在权利要求13中：如权利要求10所述的可变容量叶轮泵，其进一步的特征在于，将润滑槽构造成到中心的距离根据在圆周方向上所处的位置而改变。

根据本发明，由于将润滑槽形成为到中心的距离根据在圆周方向上所处的位置而改变的形状，所以，能够合适地达到润滑性能和密封性能。

本发明并不局限于上述实施形式的结构，可以应用于根据泵装置的规格和尺寸改变吸入口15和22、排出口19和24、背压槽41、42、47和48的形状、尺寸等的结构。

进而，通过将上述第二种和第三种实施形式的窄的槽部52和扩大的密封面53置于它们对应的范围“B”，即，通过将它们对称地置于图9和10的上部和下部位置，可以省略密封构件46和密封保持槽45。

在这种情况下，窄的槽部52和扩大的密封面53配置在排出区域“B”的周向范围内，在该范围内，泵的排出压力被施加到压力板11的两个轴向相反的侧面11a和11b上，以便在轴向方向上达到平衡的压力条件，并且，将润滑槽44只配置在除排出区域“B”之外的周向范围内，在该范围内，相反的侧面11a与11b之间的压力差是显著的。从而，在抑制增压流体从背压槽41和42泄漏的同时，可以防止压力板11的滑动接触面的粘附。进而，由于无需设置密封构件46和密封保持槽45，所以，可以降低制造成本。

当从横向观察时，润滑槽44可以具有大致弧形的横截面。在这种情况下，可以降低增压流体流入润滑槽44内时出现的流动阻力，从而，可以增大流入润滑槽44内的增压流体的润滑性能。

进而，可以利用模铸铝材料制造压力板11。在这种情况下，可以实现泵装置的整个结构的轻量化。进而，通过向铝模铸材料中添加适当量的耐磨添加剂，可以控制压力板对转子的耐磨性。

Claims (5)

1.一种可变容量叶轮泵，包括：

泵体，所述泵体包括具有限定于其内部的容纳空间的前部泵体和安装到所述前部泵体上、用于关闭所述容纳空间的后部泵体；

驱动轴，所述驱动轴穿过泵体并被可旋转地支承在该泵体中；

转子，所述转子安装到驱动轴的外周面上，并容纳在所述容纳空间中；

多个叶轮，所述叶轮可退回及伸出地容纳在以沿径向向外延伸的方式形成在转子上的多个狭缝内；

凸轮环，所述凸轮环可围绕转子摆动地配置，以便形成多个泵室，每个泵室由相邻的两个叶轮、转子和凸轮环的一部分所限定；

压力板，所述压力板以被置于转子和凸轮环的内侧面与容纳空间的底面之间的方式配置，被从容纳空间的底部侧引导的泵排出压力向转子的内侧面加载，并被推压到转子的内侧面上，以便与转子的内侧面可滑动地接触；

第一和第二流体压力室，所述第一和第二流体压力室围绕凸轮环形成，以便控制凸轮环的偏心量；

压力控制机构，所述压力控制机构控制第一和第二流体压力室中的压力；以及

一种配置，所述配置包括：

吸入口，所述吸入口设置在面对转子的后部泵体的内侧面和压力板的内侧面之一上，并向每个泵室增大体积的区域敞开；

排出口，所述排出口设置在上述所选择的内侧面上，并向每个泵室减小体积的区域敞开；

轴向延伸的通孔，该通孔形成在压力板上，用于容纳驱动轴；

背压槽，该背压槽形成在压力板的内侧面上的与转子可滑动地接触的区域处，以便向狭缝的底部供给增压流体；

密封面，所述密封面形成在背压槽与上述通孔之间，与转子的内侧面可滑动地接触；以及

沿周向方向延伸的润滑槽，所述润滑槽形成在密封面上，

其特征在于，将润滑槽的径向宽度设定成密封面的径向宽度的10％至25％的范围内，将从润滑槽的径向宽度的中心到通孔的内周面的距离设定在密封面的径向宽度的24％至70％的范围内。

2.如权利要求1所述的可变容量叶轮泵，其特征在于，将润滑槽的深度设定成润滑槽的径向宽度的25％或者更大。

3.如权利要求1所述的可变容量叶轮泵，其特征在于，将润滑槽的径向宽度设定在密封面的径向宽度的15％至20％的范围内。

4.如权利要求1所述的可变容量叶轮泵，其特征在于，将从润滑槽的径向宽度的中心到通孔的内周面的距离设定在密封面的径向宽度的30％至45％的范围内。

5.如权利要求3所述的可变容量叶轮泵，其特征在于，将从润滑槽的径向宽度的中心到通孔的内周面的距离设定在密封面的径向宽度的30％至45％的范围内。

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