CN103062044A - 旋转机械以及泵驱动装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供能够进一步实现短轴化的构造的旋转机械以及泵驱动装置。将进行旋转式泵（39）的驱动的旋转驱动部（54d）设为在两侧配置有轴承（51、52）的双支撑构造，将进行旋转式泵（19）的驱动的旋转驱动部（54c）设为在单侧配置有轴承（51、52）的悬臂构造。而且，将旋转轴（54）中的比旋转式泵（19）更靠近前端一侧设为自由端。由此，能够将旋转轴（54）缩短与在旋转式泵（19）的比旋转驱动部（54c）更靠近前端一侧不设置轴承所对应的量，或者能够缩短装置整体的轴向长度。

Description

旋转机械以及泵驱动装置

技术领域

本发明涉及通过轴承支承具有旋转相位不同的2个驱动反作用力承接部的旋转轴的旋转机械，例如优选应用于通过相同的旋转轴来驱动2个泵的泵驱动装置。

背景技术

一直以来，作为通过轴承支承具有旋转相位不同的2个驱动反作用力承接部的旋转轴的旋转机械，存在例如通过相同的旋转轴来驱动2个泵的泵驱动装置。作为一个例子，存在专利文献1所公开的泵驱动装置。在该泵驱动装置中，以旋转轴为中心而将2个旋转式泵的吸入口与排出口错开180°相位，并且使2个旋转式泵的轴向厚度不同，从而能够应对如前后配管车辆那样地在前端系统和后端系统使消耗液量（口径口径尺寸）存在差异的情况。

在将通过相同的旋转轴对排出量相同的2个旋转式泵进行驱动的泵驱动装置应用于在前端系统和后端系统的消耗液量存在差异的车辆的情况下，若以能够确保前端系统所需要的流量的方式使泵驱动用的马达旋转，则向后端系统供给过量流量的制动液。在该情况下，马达消耗电流产生浪费。因此，在专利文献1的泵驱动装置中，使2个旋转式泵的轴向厚度不同，从而以相同转速向前端系统和后端系统分别供给所需要的流量的制动液。

专利文献1：日本特开2008-49743号公报

然而，在如专利文献1的泵驱动装置那样，使2个旋转式泵的轴向厚度不同的情况下，增厚了轴向厚度的旋转式泵的排出载荷增加，对支承旋转轴的轴承所施加的载荷增大，轴承的寿命降低。与此相对，如上所述，以旋转轴为中心而将2个旋转式泵的吸入口与排出口错开180°相位，从而各系统的排出所产生的轴承的支承载荷朝彼此相互抵消的方向作用，所以能够实现延长轴承的寿命。然而，在将轴承配置于夹着2个旋转式泵的两侧的方式的情况下，在比2个旋转式泵更靠近前端一侧需要轴承对旋转轴的支承部分，所以存在无法充分实现短轴化的问题。

这样的问题不限定于专利文献1的泵驱动装置，对于其他的旋转机械，例如通过相同的旋转轴驱动多个活塞泵的驱动用凸轮的泵驱动装置、对使发动机的各气缸动作的凸轮进行驱动的发动机驱动装置也存在上述问题。

发明内容

鉴于上述情况，本发明的目的在于提供能够实现进一步短轴化的构造的旋转机械以及泵驱动装置。

为了实现上述目的，在技术方案1所记载的发明中，其特征在于，相对于具有在轴向错开地配置并从驱动对象（19、39）承受旋转相位不同的径向反作用力作为稳定负荷的2个驱动反作用力承接部（54c、54d）的旋转轴（54），在2个驱动反作用力承接部（54c、54d）中稳定负荷大的驱动反作用力承接部（54d）的轴向两侧分别设置有将上述旋转轴（54）支承为能够旋转的轴承（51、52），将旋转轴（54）的位于2个驱动反作用力承接部（54c、54d）中稳定负荷小的驱动反作用力承接部（54c）侧的端部的比稳定负荷小的驱动反作用力承接部（54c）更靠近前端一侧（与稳定负荷大的驱动反作用力承接部（54d）相反的一侧）设为自由端。

在这样的结构的旋转机械中，将稳定负荷小的驱动反作用力承接部（54c）设为在单侧配置有轴承（51、52）的悬臂构造，将旋转轴（54）中的比稳定负荷小的驱动反作用力承接部（54c）更靠近前端一侧设为自由端。因此，能够将旋转轴（54）缩短在比稳定负荷小的驱动反作用力承接部（54c）更靠近前端一侧不设置轴承所对应的量，或者能够缩短旋转机械整体的轴向长度。

另外，使驱动对象（19、39）的旋转相位不同，所以能够使从各驱动对象（19、39）施加于旋转轴（54）的驱动反作用力承接部（54c、54d）的载荷（径向反作用力）的方向不同。因此，与使各驱动对象（19、39）的旋转相位相同的情况比较，能够抑制旋转轴（54）的振动的峰值。

在技术方案2所记载的发明中，其特征在于，相对于具有排出量以及旋转相位不同的2个泵（19、39）的泵驱动部的旋转轴（54），在2个泵驱动部中排出量大的泵（39）的泵驱动部的轴向两侧分别设置有将上述旋转轴（54）支承为能够旋转的轴承（51、52），将旋转轴（54）的位于2个泵驱动部中排出量小的泵（19）的泵驱动部侧的端部的比排出量小的泵（19）的泵驱动部更靠近前端一侧（与排出量大的泵（39）的泵驱动部相反的一侧）设为自由端。

在这样的结构的泵驱动装置中，将排出量小的泵（19）的泵驱动部设为在单侧配置有轴承（51、52）的悬臂构造，将旋转轴（54）中的比排出量小的泵（19）的泵驱动部更靠近前端一侧设为自由端。因此，能够将旋转轴（54）缩短与在比排出量小的泵（19）的泵驱动部更靠近前端一侧不设置轴承所对应的量，或者能够缩短泵驱动装置的轴向长度。

另外，使2个泵（19、39）的旋转相位不同，所以能够使从各泵（19、39）施加于旋转轴（54）的泵驱动部的径向载荷的方向不同。因此，与各泵（19、39）的旋转相位相同的情况比较，能够抑制旋转轴（54）的振动的峰值。

在技术方案3所记载的发明中，其特征在于，2个泵是旋转式泵（19、39），在2个泵驱动部之间配置有将轴承（51、52）中的一个以及2个旋转式泵（19、39）之间密封的密封部件（120），将轴承（51、52）中的一个配置于比密封部件（120）更靠近2个泵驱动部中排出量小的泵（19）的泵驱动部侧。

这样，若将轴承（51、52）中的一个配置于比密封部件（120）更靠近旋转轴（54）的前端侧，则能够增大2个轴承（51、52）之间的距离，并能够进一步减小旋转轴（54）的倾斜。因此得到的效果是，能够抑制旋转轴（54）与驱动旋转轴（54）的其他的旋转轴，例如与马达（60）的旋转轴的轴偏差，抑制绕旋转轴（54）配置的密封部件（120、121）等从中心轴偏差（偏心）从而提高密封性等。

此外，上述各构件的括弧内的符号表示与后述的实施方式所记载的具体的构件的对应关系的一个例子。

附图说明

图1是应用了本发明的第一实施方式所涉及的旋转式泵装置的车辆用制动器装置的制动器配管简图。

图2（a）是具备包含旋转式泵19、39的泵主体100以及马达60的旋转式泵装置的剖视图。

图2（b）是与图2（a）不同的截面的泵主体100的前端部分的剖视图。

图3是图2（a）的A-A剖视图。

图4是表示了现有的旋转式泵装置与本实施方式的旋转式泵装置对旋转轴54施加载荷的方法和支承位置的关系的示意图。

图5是表示了施加于两轴承51、52的载荷的绝对值相对于进行旋转式泵39的驱动的泵驱动部的位置变化的变化的图表。

符号说明

100…泵主体；101…外壳；101a…凹部；19、39…旋转式泵；51、52…轴承；54…旋转轴；54c、54d…旋转驱动部；60…马达；71…圆筒；72…插塞；80、82…排出口；81、83…吸入口；120…密封部件

具体实施方式

以下，结合附图对本发明的实施方式进行说明。此外，在以下的各实施方式中，对于彼此相同或等同部分，图中标注同一符号。

（第一实施方式）以下，对如图所示的本发明的实施方式进行说明。图1表示应用了本发明的一实施方式所涉及的旋转式泵装置的车辆用制动器装置的制动器配管简图。以下，结合图1对车辆用制动器装置的基本构成进行说明。这里对构成前后配管的油压线路的、将本发明的车辆用制动器装置应用到车辆的例子进行说明。

在图1中，若驾驶员踩下作为制动器操作部件的制动踏板11，则利用增力装置12使踏力增大，并对配设于主缸（Master cylinder）（以下称为M/C）13的主活塞13a、13b进行按压。由此，在由这些主活塞13a、13b划分的主室13c和次室13d产生压力相同的M/C压。M/C压通过制动液压控制用促动器50而向各轮缸（以下称为W/C）14、15、34、35传递。该M/C13具备主储油室13e，该主储油室13e具有与主室13c以及次室13d分别连通的通路。

制动液压控制用促动器50具有第一配管系统50a和第二配管系统50b。第一配管系统50a是对施加于右后轮RR和左后轮RL的制动液压进行控制的后端系统，第二配管系统50b是对施加于左前轮FL和右前轮FR的制动液压进行控制的前端系统。

若将第一配管系统50a与第二配管系统50b进行比较，则第一配管系统50a消耗液量（口径容量）大，但由于各系统50a、50b的结构相同，所以以下对第一配管系统50a进行说明，省略对第二配管系统50b的说明。

第一配管系统50a将上述M/C压朝设置于左后轮RL的W/C14以及设置于右后轮RR的W/C15传递，并具备作为产生W/C压的主管路的管路A。

另外，管路A具备能够控制连通状态和差压状态的第一差压控制阀16。该第一差压控制阀16调整阀位置，以使得在驾驶员进行制动踏板11的操作的通常制动时（不进行车辆运动控制时）成为连通状态，调整阀位置，以使得若电流在设置于第一差压控制阀16的电磁线圈流通，则该电流值越大，就越形成大的差压状态。

在该第一差压控制阀16为差压状态时，只有在W/C14、15侧的制动液压比M/C压提高到了规定以上时，才允许制动液仅从W/C14、15侧朝M/C13侧流动。因此，平时维持W/C14、15侧比M/C13侧不提高规定压力以上。

而且，管路A在比该第一差压控制阀16更靠近作为下游的W/C14、15侧分叉为2个管路A1、A2。在管路A1设有对朝W/C14的制动液压的增压进行控制的第一增压控制阀17，在管路A2设有对朝W/C15的制动液压的增压进行控制的第二增压控制阀18。

第一增压控制阀17、第二增压控制阀18由能够控制连通、切断状态的2个位置电磁阀构成。具体而言，第一增压控制阀17、第二增压控制阀18是在朝向第一增压控制阀17、第二增压控制阀18所具备的电磁线圈的控制电流为零时（非通电时）成为连通状态，而在控制电流朝电磁线圈流动时（通电时）成为切断状态来进行控制的常开型。

管路A的第一增压控制阀17、第二增压控制阀18以及将各W/C14、15之间与调压储油室20连结的作为减压管路的管路B分别配设有由能够控制连通、切断状态的2个位置电磁阀构成的第一减压控制阀21和第二减压控制阀22。而且，上述第一减压控制阀21、第二减压控制阀22为常闭型。

在调压储油室20与作为主管路的管路A之间配设有成为回流管路的管路C。在该管路C设置有从调压储油室20朝M/C13侧或W/C14、15侧吸入或排出制动液且由马达60驱动的自吸式的旋转式泵19。控制对未图示的马达继电器的通电来对马达60进行驱动。

而且，在调压储油室20与M/C13之间设置有作为辅助管路的管路D。通过该管路D，利用泵19从M/C13吸入制动液并向管路A排出，从而在车辆运动控制时，向W/C14、15侧供给制动液，对作为对象车轮的W/C压进行加压。此外，这里对第一配管系统50a进行了说明，但第二配管系统50b也是相同的结构，第二配管系统50b也具备与第一配管系统50a所具备的各结构相同的结构。具体而言，具有：与第一差压控制阀16对应的第二差压控制阀36、与第一增压控制阀17对应的第三增压控制阀37、与第二增压控制阀18对应的第四增压控制阀38、与第一减压控制阀21对应的第三减压控制阀41、与第二减压控制阀22对应的第四减压控制阀42、与泵19对应的泵39、与储油室20对应的储油室40、与管路A~D对应的管路E~H。但是，对于各系统50a、50b供给制动液的W/C14、15、34、35而言，作为前端系统的第二配管系统50b的容量比作为后端系统的第一配管系统50a的容量大。由此，能够在前侧产生更大的制动力。

另外，制动器ECU70是管理制动器控制系统1的控制系统的、相当于本发明的车辆运动控制装置的单元，由具备CPU、ROM、RAM、I/O等公知的微机构成，根据存储于ROM等的程序来进行各种计算等处理，并进行防止横向滑动控制等车辆运动控制。即，制动器ECU70根据未图示的传感器类的检测来计算各种物理量，并根据该计算结果判定是否进行车辆运动控制，在进行时，求出对控制对象轮的控制量，即求出控制对象轮使W/C产生的W/C压。根据该结果，制动器ECU70进行朝各控制阀16~18、21、22、36~38、41、42的电流供给控制以及用于驱动泵19、39的马达60的电流量控制，从而对控制对象轮的W/C压进行控制来进行车辆运动控制。

例如，在如进行牵引控制、防止横向滑动控制那样不使M/C13产生压力时，驱动泵19、39并且使第一差压控制阀16、第二差压控制阀36成为差压状态，从而通过管路D、H来将制动液向第一差压控制阀16、第二差压控制阀36的下游侧，即向W/C14、15、34、35侧供给。而且，适当地控制第一~第四增压控制阀17、18、37、38、第一~第四减压控制阀21、22、41、42从而对控制对象轮的W/C压的增减压进行控制，并使W/C压成为所希望的控制量地进行控制。

另外，在防滑（ABS）控制时，适当地控制第一~第四增压控制阀17、18、37、38、第一~第四减压控制阀21、22、41、42，并且驱动泵19、39从而控制W/C压的增减压，并使W/C压成为所希望的控制量地进行控制。

接下来，对如上述那样构成的车辆用制动器装置的旋转式泵装置的详细构造进行说明。图2（a）是具备包含旋转式泵19、39的泵主体100以及马达60的旋转式泵装置的剖视图。该图表示了将泵主体100组装到制动液压控制用促动器50的外壳101的情况，例如，将纸面上下方向作为车辆上下方向来进行组装。另外，图2（b）是与图2（a）不同的截面的泵主体100的前端部分的剖视图，相当于在沿泵主体100的中心轴而与图2（a）垂直的截面将泵主体100切断的图。

如上所述，车辆用制动器装置由第一配管系统50a和第二配管系统50b两个系统构成。因此，在泵主体100中设置有第一配管系统50a用的旋转式泵19和第二配管系统50b用的旋转式泵39二者。

马达60使由第一轴承51以及第二轴承52支承的旋转轴54旋转来对内置于泵主体100的旋转式泵19、39进行驱动。构成泵主体100的外形的壳体由铝制的圆筒71以及插塞72构成，第一轴承51配置于圆筒71，第二轴承52配置于插塞72。

在圆筒71与插塞72同轴地配置的状态下将圆筒71的一端侧压入插塞72而使其一体化来构成泵主体100的壳体。而且，设置圆筒71、插塞72以及旋转式泵19、39、各种密封部件等由此构成泵主体100。

这样，构成了一体构造的泵主体100。形成了该一体构造的泵主体100从纸面右方插入到形成于铝制的外壳101的近似圆筒形状的凹部101a内。然后，在开设于凹部101a的入口的内螺纹槽101b将环状的外螺纹部件（螺丝钉）102拧紧，从而将泵主体100固定于外壳101。将该外螺纹部件102拧紧从而形成泵主体100不会从外壳101脱离的构造。

以下，将该泵主体100插入外壳101的凹部101a的方向简单地称为插入方向。另外，将泵主体100的轴向、周向（旋转轴54的轴向、周向）简单地称为轴向、周向。

另外，在插入方向前方的前端位置之中，在与旋转轴54的前端（图2（a）、图2（b）的左端）对应的位置，在外壳101的凹部101a形成有圆形状的第二凹部101c。该第二凹部101c的直径比旋转轴54的直径大，旋转轴54的前端位于该第二凹部101c内，旋转轴54不与外壳101接触。

圆筒71以及插塞72分别具备中心孔71a、72a。旋转轴54插入这些中心孔71a、72a内并由第一轴承51和第二轴承52支承，上述第一轴承51被固定于在圆筒71形成的中心孔71a的内周，上述第二轴承52被固定于在插塞72形成的中心孔72a的内周。可以采用任意构造的轴承作为第一轴承51、第二轴承52，但在本实施方式中，使用的是滚动轴承。

具体而言，第一轴承51由无内圈的滚针轴承构成，形成了具备外圈51a和滚针51b的结构，将旋转轴54嵌入该第一轴承51的孔内从而对其进行轴支承。在插入方向前方将圆筒71的中心孔71a扩径为与第一轴承51的外径对应的尺寸，并将第一轴承51压入该扩径的部分从而将其固定于圆筒71。

第二轴承52形成为具备内圈52a、外圈52b以及滚动体52c的结构，将外圈52b压入插塞72的中心孔72a内从而将其固定。将旋转轴54嵌入该第二轴承52的内圈52a的孔内，从而对旋转轴54进行轴支承。

在第一轴承51的两侧，即在比第一轴承51更靠近插入方向前方的区域和由第一、第二轴承51、52夹着的区域分别设置有旋转式泵19、39。图3表示图2（a）的A-A剖视图，对旋转式泵19、39的详细构造进行说明。

旋转式泵19被配置于由使圆筒71的一端面凹下为圆形状的锪孔构成的转子室100a内，并由被旋转轴54驱动的内接型齿轮泵（trochoidpump：摆线齿轮泵）构成，上述旋转轴54在转子室100a内穿过。

具体而言，旋转式泵19具备旋转部，该旋转部由内周形成有内齿部的外转子19a和外周形成有外齿部的内转子19b构成，形成将旋转轴54插入位于内转子19b的中心的孔内的结构。而且，在形成于旋转轴54的孔54a内嵌入键54b，利用该键54b朝内转子19b的传递扭矩。

分别形成于外转子19a和内转子19b的内齿部与外齿部啮合而形成了多个空隙部19c。而且，由于旋转轴54的旋转而使空隙部19c大小发生变化，从而进行制动液的吸入和排出。

另一方面，将旋转式泵39配置于由将圆筒71的另一侧的端面凹下为圆形状的锪孔构成的转子室100b内，由在转子室100b内穿过的旋转轴54驱动。旋转式泵39与旋转式泵19相同，也是由具备外转子39a以及内转子39b并利用它们的两齿部啮合所形成的多个空隙部39a进行制动液的吸入和排出的内接型齿轮泵构成。该旋转式泵39形成为以旋转轴54为中心而将旋转式泵19旋转大致180°的配置。通过这样配置，旋转式泵19、39各自的吸入侧的空隙部19c、39c与排出侧的空隙部19c、39c位于以旋转轴54为中心而对称的位置，能够抵消排出侧的高压的制动液压作用于旋转轴54的力。

这些旋转式泵19、39基本上是相同的构造，但轴向厚度不同，与设置于作为后端系统的第一配管系统50a的旋转式泵19比较，设置于作为前端系统的第二配管系统50b的旋转式泵39的轴向长度更长。具体而言，旋转式泵39的各转子39a、39b的轴向长度比旋转式泵19的各转子19a、19b的轴向长度更长。因此，与比旋转式泵19相比，旋转式泵39的制动液的吸入量和排出量增多，能够向前端系统供给比后端系统更多的制动液。

在圆筒71的一端面侧，在隔着旋转式泵19而与圆筒71相反的一侧，即在圆筒71以及旋转式泵19与外壳101之间设置有将旋转式泵19朝圆筒71侧按压的密封机构111。另外，在圆筒71的另一侧的端面侧，在隔着旋转式泵39而与圆筒71相反的一侧，即在圆筒71以及旋转式泵39与插塞72之间设置有将旋转式泵39朝圆筒71侧按压的密封机构112。

密封机构111由具有供旋转轴54插入的中心孔的环状部件构成，将外转子19a以及内转子19b朝气缸侧71侧按压，由此将旋转式泵19中的一端面侧的较低压部位和较高压部位密封。具体而言，密封机构111构成为，具有配置于旋转部侧的中空板状的树脂部件111a、和将树脂部件111a朝旋转部侧按压的橡胶部件111b。

树脂部件111a具备局部朝旋转式泵19侧突出的环状的密封面111c。在该环状的密封面111c的内周侧具有吸入侧的空隙部19c以及与吸入侧的空隙部19c对置的、外转子19a的外周与圆筒71的间隙，在密封面111c的外周侧具有排出侧的空隙部19c以及与排出侧的空隙部19c对置的、外转子19a的外周与圆筒71的间隙。即，利用密封面111c将密封机构111的内外周的较低压部位和较高压部位密封。

由图2（a）可知，该树脂部件111a不是圆形状，而是形成为距离旋转轴54的径向尺寸大致随着从纸面上方朝下方而逐渐变大的形状。另外，在树脂部件111a上设置有突起状的旋转防止部111d。如图2（b）所示，在圆筒71中的与旋转防止部111d对应的位置形成有凹部71b，将旋转防止部111d嵌入该凹部71b内从而伴随着旋转轴54的旋转，能够使树脂部件111a不旋转。

另外，在树脂部件111a中位于插入方向前方的面的内周侧成为在轴向上朝与旋转式泵19相反的一侧突出的凸部111e，以包围该凸部111e的外周的方式配置有环状橡胶部件111b。

环状橡胶部件111b例如由O型环构成。将在径向切断环状橡胶部件111b时的截面的直径设定为比凸部111e的突出量大。因此，环状橡胶部件111b在树脂部件111a与外壳101的凹部101a的底部之间被压变形，利用环状橡胶部件111b的恢复力使树脂部件111a的密封面111c与旋转式泵19抵接。通过这样的结构，实现利用密封面111c进行的上述密封。另外，环状橡胶部件111b与外壳101的凹部101a的底部接触，从而也实现了环状橡胶部件111b的外周侧和内周侧，即高压的排出口80侧和低压的旋转轴54侧之间的密封。

树脂部件111a以及环状橡胶部件111b的外径至少比图2（a）的纸面上方的外壳101的凹部101a的内径小。因此，形成了能够使制动液从纸面上方的树脂部件111a以及环状橡胶部件111b与外壳101的凹部101a之间的间隙通过而流动的结构。该间隙构成了排出口80，与形成于外壳101的凹部101a的底部的排出用管路90连接。通过这样的构造，旋转式泵19能够以排出口80以及排出用管路90为排出路径来排出制动液。

密封机构111的内周侧，即与旋转轴54接触的构成中心孔的部位由金属制圆环111f构成。该金属制圆环111f与树脂部件111a一体成型或压入树脂部件111a的中空部由此形成与树脂部件111a一体的构造。该树脂部件111a相对于旋转轴54而以最小间隙配置从而与旋转轴54滑动接触。设置该金属制圆环111f，由此防止树脂部件111a直接与旋转轴54接触。因此，即使由于旋转式泵19所产生的制动液压而使树脂部件111a变了形，也能够防止由于该变形而使树脂部件111a将旋转轴54紧固，即能够防止产生树脂部件111a包住旋转轴54。

在圆筒71上形成有与旋转式泵19的吸入侧的空隙部19c连通的吸入口81。该吸入口81以在圆筒71中从旋转式泵19侧的端面到外周面延伸地配置，与设置于外壳101的凹部101a的侧面的吸入用管路91连接。通过这样的构造，旋转式泵19能够以吸入用管路91以及吸入口81为吸入路径而导入制动液。

另一方面，密封机构112也由具有供旋转轴54插入的中心孔的环状部件构成，将外转子39a以及内转子39b朝气缸侧71侧按压，由此将旋转式泵39中的一端面侧的较低压部位和较高压部位密封。具体而言，密封机构112形成的构造具备：配置于旋转部一侧的中空板状的树脂部件112a、将树脂部件112a朝旋转部侧按压的橡胶部件112b以及配置于树脂部件112a的内周侧的金属制圆环112c。该密封机构112与上述密封机构111的不同之处在于，构成密封的面为相反侧，所以由与密封机构111对称的形状构成，但基本构造相同，以旋转轴54为中心而相对于密封机构111错开180°相位地配置。

树脂部件112a具备局部朝旋转式泵39侧突出的环状的密封面112c。在该环状的密封面112c的内周侧具有吸入侧的空隙部39c以及与吸入侧的空隙部39c对置的外转子39a的外周与圆筒71的间隙，在密封面112c的外周侧具有排出侧的空隙部39c以及与排出侧的空隙部39c对置的外转子39a的外周与圆筒71的间隙。即，利用密封面112c将密封机构112的内外周的较低压部位和较高压部位密封。

由图2（a）可知，该树脂部件112a不是圆形状，而是形成为距离旋转轴54的径向尺寸大致随着从纸面上方朝下方而逐渐变小的形状。另外，如图2（b）所示，在树脂部件112a上设置有突起状的旋转防止部112d。在圆筒71中的与旋转防止部112d对应的位置形成有凹部71c，将旋转防止部112d嵌入该凹部71c内从而伴随着旋转轴54的旋转，能够使树脂部件112a不旋转。

另外，在树脂部件112a中位于插入方向后方的面的内周侧成为在轴向上朝与旋转式泵39相反的一侧突出的凸部112e，以包围该凸部112e的外周的方式配置环状橡胶部件112b。

环状橡胶部件112b例如由O型环构成。将在径向切断环状橡胶部件112b时的截面的直径设定为比凸部112e的突出量大。因此，环状橡胶部件112b在树脂部件112a与插塞72之间被压变形，利用环状橡胶部件112b的恢复力使树脂部件112a的密封面112c与旋转式泵39抵接。通过这样的结构，实现利用密封面112c进行的上述密封。另外，环状橡胶部件112b与插塞72的凹部接触，从而也实现了环状橡胶部件112b的外周侧和内周侧，即高压排出口82侧和低压旋转轴54侧之间的密封。

树脂部件112a以及环状橡胶部件112b的外径至少比纸面下方的插塞72的内径小。因此，形成了能够使制动液从纸面下方的树脂部件112a以及环状橡胶部件112b与插塞72之间的间隙通过而流动的结构。该间隙构成了排出口82，与形成于插塞72的连通路72b以及形成于外壳101的凹部101a的侧面的排出用管路92连接。通过这样的构造，旋转式泵39能够以排出口82、连通路72b以及排出用管路92为排出路径来排出制动液。

密封机构112的内周侧，即与旋转轴54接触的构成中心孔的部位由金属制圆环112f构成。该金属制圆环112f与树脂部件112a一体成型或压入树脂部件112a的中空部由此形成与树脂部件112a一体的构造。设置该金属制圆环112f，由此防止树脂部件112a与旋转轴54接触。因此，即使由于旋转式泵19所产生的制动液压而使树脂部件112a变了形，也能够防止由于该变形而使树脂部件112a将旋转轴54紧固，即能够防止产生树脂部件112a包住旋转轴54。

另一方面，圆筒71中的位于旋转式泵19、39侧的端面也成为密封面，使旋转式泵19、39与该密封面紧贴从而进行机械密封，将旋转式泵19、39中的另一端面侧对较低压部位和较高压部位密封。

另外，在圆筒71上形成有与旋转式泵39的吸入侧的空隙部39c连通的吸入口83。该吸入口83以在圆筒71中从旋转式泵39侧的端面到外周面延伸地配置，与设置于外壳101的凹部101a的侧面的吸入用管路93连接。通过这样的构造，旋转式泵39能够以吸入用管路93以及吸入口83为吸入路径而导入制动液。

此外，在图2（a）中，吸入用管路91以及排出用管路90相当于图1中的管路C，吸入用管路93以及排出用管路92相当于图1中的管路G。

另外，在圆筒71的中心孔71a中的、比第一轴承51更靠近插入方向后方收纳有密封部件120，该密封部件120由径向剖面为U字状的环状树脂部件120a和嵌入该环状树脂部件120a内的环状橡胶部件120b构成。该密封部件120的环状树脂部件120a被圆筒71和旋转轴54压缩从而环状橡胶部件120b被压变形，环状树脂部件120a由于该环状橡胶部件120b的弹性反作用力而与圆筒71和旋转轴54接触，从而将二者之间密封。由此，在圆筒71的中心孔71a内进行2个系统之间的密封。

另外，插塞72的中心孔72a的内径从插入方向前方朝后方呈三段变化而形成带台阶的形状，在最靠近插入方向后方侧的第一段的台阶部收纳有密封部件121。该密封部件121是将由橡胶等弹性部件构成的环状的弹性环121a嵌入到形成了以径向为深度方向的槽部的环状的树脂部件121b的部件，树脂部件121b由于弹性环121a的弹力而被按压从而与旋转轴54接触。

此外，在中心孔72a中的配置有密封部件121的台阶旁边的第二台阶的台阶部收纳有上述密封机构112。上述连通路72b以从该台阶部直到插塞72的外周面的方式形成。另外，圆筒71的位于插入方向后方侧的端部被压入中心孔72a中的最靠近插入方向前方侧的第三段台阶部。圆筒71中的嵌入插塞72的中心孔72a内的部分的外径比圆筒71的其他部分缩小。该圆筒71中的外径缩小的部分的轴向尺寸比中心孔72a的第三段台阶部的轴向尺寸大，所以在将圆筒71压入插塞72的中心孔72a内时，在插塞72的前端位置形成槽部74c，该槽部74c由圆筒71和插塞72形成。

并且，插塞72的中心孔72a的直径在插入方向后方也局部地放大，在该部分设置有油封（密封部件）122。这样，在比密封部件121更靠近马达60侧配置油封122，从而基本上能够利用密封部件121防止制动液通过中心孔72a而朝外部泄漏，利用油封122能够更可靠地获得该效果。

在这样构成的泵主体100的外周设置有作为环状密封部件的O型环73a~73d以进行各部分的密封。这些O型环73a~73d对形成于外壳101的2个系统的系统彼此之间、各系统的排出路径与吸入路径之间等的制动液进行密封。O型环73a配置在排出口80、排出用管路90与吸入口81、吸入用管路91之间，O型环73b配置在吸入口81、吸入用管路91与吸入口83、吸入用管路93之间，O型环73c配置在吸入口83、吸入用管路93与排出口82、排出用管路92之间，O型环73d配置在排出口82、排出用管路92与外壳101的外部之间。O型环73a、73c、73d以旋转轴54为中心而环绕周向一周地简单配置为圆形状，但O型环73b与以旋转轴54为中心而环绕周向的圆形状的轴向错开地配置，从而能够在旋转轴54的轴向缩小尺寸。

此外，为了能够配置O型环73a~73d，在泵主体100的外周设置有槽部74a~74d。使圆筒71的外周局部凹下从而形成槽部74a、74b。凹部74c由圆筒71的外周的凹下的部分和插塞72的前端部分形成。使插塞72的外周局部凹下从而形成凹部74d。以将O型环73a~73d嵌入到这样的各槽部74a~74d内的状态将泵主体100插入外壳101的凹部101a内，从而各O型环73a~73d被凹部101a的内壁面压变形并作为密封件发挥功能。

并且，插塞72的外周面在插入方向后方缩径并构成了台阶部。将上述环状的外螺纹部件102嵌装于该缩径的部分，从而泵主体100被固定。

利用以上的构造构成了旋转式泵装置。在这样构成旋转式泵装置中，利用马达60的旋转轴使内置的旋转式泵19、39的旋转轴54旋转，由此进行制动液的吸入、排出这样的泵动作。由此，实现利用车辆用制动器装置进行的防滑控制等车辆运动控制。

另外，在旋转式泵装置中，在进行泵动作时，旋转式泵19、39的排出压朝两密封机构111、112所具备的树脂部件111a，112a中的旋转式泵19、39的相反侧导入。因此，高压的排出压朝从圆筒71的外侧按压两密封机构111、112的方向施加，并朝旋转式泵19、39按压两密封机构111、112的密封面111c、112c，并且朝圆筒71按压旋转式泵19、39的轴向另一端面。由此，能够利用两密封机构111、112将旋转式泵19、39的轴向一端面密封，并且能够利用圆筒71将旋转式泵19、39的轴向另一端面机械密封。

在这样的结构的旋转式泵装置中，在旋转轴54进行旋转式泵39的驱动的旋转驱动部54d是两侧配置有轴承51、52的双支撑构造，进行旋转式泵19的驱动的旋转驱动部54c是单侧配置有轴承51、52的悬臂构造。而且，旋转轴54中的比旋转式泵19更靠近前端一侧（图2（a）、图2（b）的左侧）为自由端。因此，能够将旋转轴54缩短与在旋转式泵19的比旋转驱动部54c更靠近前端一侧不设置轴承所对应的量，或者能够将旋转式泵装置整体的轴向长度缩短。

另外，在这样的结构的旋转式泵装置中，与制动液排出量小的旋转式泵19的旋转驱动部54c相比，制动液排出量大的旋转式泵39的旋转驱动部54d对旋转轴54施加的径向载荷变大，所以旋转式泵39的旋转驱动部54d的稳定负荷变大，旋转式泵19的旋转驱动部54c的稳定负荷变小。因此，在本实施方式的旋转式泵装置中，稳定负荷变大的旋转式泵39的旋转驱动部54d的两侧由轴承51、52支承着。

例如，在将轴承配置到稳定负荷小的旋转式泵的两侧的情况下，配置在两旋转式泵之间的轴承从旋转轴受到的径向载荷变大。比较而言，若像本实施方式那样，在稳定负荷大的旋转式泵39的两侧轴承配置51、52，则能够减小径向载荷。因此，能够实现配置于两旋转式泵19、39之间的轴承51延长寿命。

特别是对于配置在两旋转式泵19、39之间的轴承51，在轴向的两侧配置作为驱动对象的旋转式泵19、39，例如与位于比旋转式泵39更靠近旋转轴54的后端侧的轴承52比较，在维护性上存在困难等，由于上述理由而希望延长寿命。因此，实现轴承51寿命延长从维护的观点也是有效的。

另外，在本实施方式的旋转式泵装置中，使各旋转式泵19、39的旋转相位不同，所以能够使从各旋转式泵19、39朝旋转轴54的旋转驱动部54c、54d施加的径向载荷的方向不同。因此，与各旋转式泵19、39的旋转相位相同的情况比较，能够抑制旋转轴54的振动的峰值。特别是像本实施方式那样，若将各旋转式泵19、39的旋转相位错开180°，则能够使从这些泵19、39朝旋转驱动部54c、54d施加的径向载荷的方向完全相反，所以能够将施加于旋转轴54的载荷抵消并减少到最小。由此，能够进一步抑制旋转轴54的振动的峰值。

并且，像本实施方式的旋转式泵装置那样，在使稳定负荷变大的旋转式泵39形成为两侧由轴承51、52支承的双支撑构造，将旋转式泵19形成为单侧由轴承51、52支承的悬臂构造的情况下，能够进一步减小朝轴承51施加的载荷，并且也能够得到可进一步短轴化的实验结果。参照图4以及图5对此进行说明。

图4（a）、（b）是表示了现有的旋转式泵装置与本实施方式的旋转式泵装置对旋转轴54施加载荷的方法和支承位置的关系的示意图。图5是表示了施加于两轴承51、52的载荷绝对值相对于在旋转轴54进行旋转式泵39的驱动的旋转驱动部54d的位置变化的变化的图表。此外，在图5中，将坐标的左下交点（原点）设为L2，将载荷都设为0（零），各坐标的各刻度是等间隔且相同的数值宽度（用直线表示正比例关系的图表）。

在图4中，将旋转轴54的前端侧的轴承51的支承点设为R1、将旋转轴54的后端侧（马达侧）的轴承52的支承点设为R2、将旋转轴54的前端侧和后端侧的各旋转式泵19、39对旋转驱动部54c、54d的位置G1、G2施加的载荷设为F1、F2来进行表示。而且，在图4（a）所示的现有的旋转式泵装置中，将从支承点R1到位置G1的距离设为L1，将从支承点R1到位置G2的距离设为L2，将从支承点R1到支承点R2的距离设为L3。另外，在图4（b）所示的本实施方式的旋转式泵装置中，将从位置G1到支承点R1的距离设为L1，将从位置G1到位置G2的距离设为L2，将从位置G1到支承点R2的距离设为L3。

在将距离L1、L3固定的状态下，改变旋转轴54的后端侧的旋转式泵39的位置来使距离L2变化，施加于各轴承51、52的载荷的变化是如图5所示的结果。

距离L2越长，施加于旋转轴54的后端侧的轴承52的载荷越大。其原因在于，旋转轴54的后端侧的旋转式泵39接近旋转轴54的后端侧的轴承52，所以必须由该轴承52支承的从旋转轴54的后端侧的旋转式泵39施加的载荷的比例变大。该载荷相对于距离L2的变化是连续地增加的关系，现有的旋转式泵装置和本实施方式的旋转式泵装置都如此。

另一方面，距离L2越长，施加于旋转轴54的前端侧的轴承51的载荷越小，在某一点（在现有结构中的距离L2为x2的位置，在本实施方式的构造中的距离L2为x1的位置）载荷为最小（零），以该点为边界，载荷的方向变化并再次增加。其原因在于，旋转相位错开180°，从2个旋转式泵19、39、旋转轴54施加的载荷相互抵消，所以在该载荷相互平衡的位置载荷最小，以该点为边界施加载荷。

对于该载荷成为最小的点而言，在现有结构中是距离L2为x2的位置，在本实施方式的构造中是距离L2为x1的位置，可知本实施方式在距离L2变得更短时载荷为最小。由此可知，形成本实施方式的构造而能够进一步使旋转轴54短轴化并减小施加于轴承51的载荷，而且能够实现旋转式泵装置的轴向长度的缩小，并且能够实现轴承51延长寿命。

此外，在本实施方式的旋转式泵装置中，在旋转轴54的轴向，将轴承51和密封部件120并列地配置，将轴承51配置于比密封部件120更靠近旋转轴54的前端侧。这些配置是任意的，也可以将密封部件120配置于比轴承51更靠近旋转轴54的前端侧。

但是，若将轴承51配置于比密封部件120更靠近旋转轴54的前端侧，则能够增大轴承51与轴承52之间的距离，并能够进一步减小旋转轴54的倾斜。因此得到的效果是，能够抑制旋转轴54与马达60侧的旋转轴的轴偏差，抑制来自密封部件120、121、油封122的中心轴的偏差（偏心）从而能够提高密封性等。

（其他的实施方式）

在上述实施方式中，例举泵驱动装置的一个例子亦即旋转式泵装置作为旋转机械而进行了说明，但其他的泵驱动装置或其他的旋转机械也能够应用本发明。作为其他的泵驱动装置，例如可以举出在相同的旋转轴上驱动多个活塞泵的驱动用凸轮的泵驱动装置。在上述实施方式的情况下，例举了旋转式泵装置，故将与旋转式泵19、39有关的旋转轴54的旋转驱动部54c，54d作为泵驱动部，但对于在相同的旋转轴上驱动多个活塞泵的驱动用凸轮的泵驱动装置的情况，将驱动用凸轮作为泵驱动部。另外，作为其他的旋转机械，可以举出例如对使发动机的各气缸动作的凸轮进行驱动的发动机驱动装置。如上所述，在将本发明应用于泵驱动装置的情况下，将泵驱动部作为驱动反作用力承接部，但在将本发明应用于发动机驱动装置的情况下，将使发动机的各气缸动作的凸轮作为驱动反作用力承接部。

另外，在上述实施方式中，例举了具备2个旋转式泵19、39的旋转驱动部54c、54d，即例举了具备2个驱动反作用力承接部的泵驱动装置，但本发明也能够应用于至少具备2个驱动反作用力承接部的旋转机械，也可以应用于具备多于2个的驱动反作用力承接部的旋转机械。

另外，在上述实施方式中，将各旋转式泵19、39的旋转相位错开了180°，但在具有2个旋转式泵19、39的情况下，能够将施加于旋转轴54的载荷减少到最小的角度为180°，也可以将旋转相位的偏差设为180°以外的角度。特别是在驱动反作用力承接部的数量多于2个的情况下，优选为，以根据该驱动反作用力承接部的数量使从各驱动反作用力承接部施加于旋转轴的载荷抵消的方式，将各驱动反作用力承接部的旋转相位错开。

Claims (3)

1.一种旋转机械，具有：旋转轴（54），该旋转轴（54）具有在轴向错开地配置并从驱动对象（19、39）承受旋转相位不同的径向反作用力作为稳定负荷的2个驱动反作用力承接部（54c、54d）；和轴承（51、52），该轴承（51、52）将所述旋转轴（54）支承为能够旋转，在被所述轴承（51、52）支承的状态下使所述旋转轴（54）旋转，从而经由所述驱动反作用力承接部（54c、54d）驱动所述驱动对象（19、39），其特征在于，

在所述2个驱动反作用力承接部（54c、54d）中稳定负荷大的驱动反作用力承接部（54d）的轴向两侧分别设置有所述轴承（51、52），

将所述旋转轴（54）的位于所述2个驱动反作用力承接部（54c、54d）中稳定负荷小的驱动反作用力承接部（54c）侧的端部的比所述稳定负荷小的驱动反作用力承接部（54c）更靠近前端一侧设为自由端。

2.一种泵驱动装置，具有：旋转轴（54），该旋转轴（54）具有在轴向错开地配置并且排出量以及旋转相位不同的2个泵（19、39）的泵驱动部；和轴承（51、52），该轴承（51、52）将所述旋转轴（54）支承为能够旋转，在被所述轴承（51、52）支承的状态下使所述旋转轴（54）旋转，从而经由所述泵驱动部驱动所述驱动对象（19、39），其特征在于，

在所述2个泵驱动部中排出量大的泵（39）的泵驱动部的轴向两侧分别设置有所述轴承（51、52），

将所述旋转轴（54）的位于所述2个泵驱动部中排出量小的泵（19）的泵驱动部侧的端部的比所述排出量小的泵（19）的泵驱动部更靠近前端一侧设为自由端。

3.根据权利要求2所述的泵驱动装置，其特征在于，

所述2个泵是旋转式泵（19、39），在所述2个泵驱动部之间配置有将所述轴承（51、52）中的一个以及所述2个旋转式泵（19、39）之间密封的密封部件（120），将所述轴承（51、52）中的一个配置于比所述密封部件（120）更靠近所述2个泵驱动部中所述排出量小的泵（19）的泵驱动部侧。

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