CN103321895B - 叶片泵 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种叶片泵，即使在转子低速旋转时，也能够使叶片充分地突出，并能够抑制叶片与凸轮环内周碰撞，从而降低噪音。在该叶片泵上设置叶片凸轮，该叶片凸轮接近于转子的端部配置，其外周面与所有叶片的内周侧端部接触，从而强制地使叶片突出，能够进行移动而使相对于驱动轴的偏移量可变。

Description

叶片泵

技术领域

本发明涉及一种叶片泵。

背景技术

作为该技术，已知如下述专利文件1所述的技术。在与转子的叶片收纳用狭缝槽的基端部对应的部分形成有两个圆弧状槽部，该圆弧状槽部与泵室的吸入侧区域、排出侧区域对应地形成，且用于引导泵的吸入侧和排出侧的流体压力。

专利文件1：（日本）特许3631264号公报

在专利文件1所记载的叶片泵中，叶片利用随着导入到圆弧状槽部的流体压力与转子的旋转而产生的离心力从叶片收纳用狭缝槽突出，从而使叶片的前端与凸轮环的内周抵接。然而，由于在转子低速旋转时离心力小，因此叶片的突出不充分，从而处于叶片的前端从凸轮环的内周离开的状态。此时，如果叶片收纳用狭缝槽的基端部接触到引导排出侧的流体压力的圆弧状槽，则叶片收纳用狭缝槽中流入排出侧的高压的工作液压，使叶片猛烈地碰撞凸轮环内周，因此存在产生大撞击音的可能。

发明内容

本发明着眼于上述技术问题，其目的在于提供一种叶片泵，即使在转子低速旋转时也能够使叶片充分地突出，抑制叶片与凸轮环内周的碰撞，从而降低噪音。

为了达到上述目的，在本发明的叶片泵中设置有能够移动的叶片凸轮，该叶片凸轮接近于转子的端部配置，其外周面与所有叶片的内周侧端部接触，从而强制地使叶片突出。

因而，即使在转子低速旋转时，也能够使叶片充分地突出，从而能够抑制叶片与凸轮环内周碰撞，从而减低噪音。

附图说明

图1是适用了第一实施例的叶片泵的CVT的方块图。

图2是从旋转轴的轴向看第一实施例的叶片泵的内部的剖面图。

图3是从旋转轴的径向看第一实施例的叶片泵的内部的剖面图。

图4是第一实施例的转子、叶片及叶片凸轮的示意图。

图5（a）～（d）是第一实施例的背压孔的设定方法的示意图。

图6是总结第一实施例的叶片凸轮周围的压力、叶片凸轮的作用力以及叶片凸轮的摩擦力对驱动扭矩的影响的表格。

附图标记说明

4 泵体

5 驱动轴

6 转子

7 叶片

8 凸轮环

27 叶片凸轮

40 后泵体

40b 收纳凹部（开口部）

43 吸入孔

44 排出孔

46a 吸入侧背压孔

46b 排出侧背压孔

48 凸轮孔

61 狭缝

62 圆形凹部（凹部）

br 背压室

r 泵室

cr 叶片凸轮室

具体实施方式

[第一实施例]

〔叶片泵的整体构成〕

叶片泵1用于机动车的液压装置，具体而言作为带式无级变速器（CVT100）的液压供给源来使用。图1是表示CVT100的一个例子的方块图。在控制活门110内设置有由CVT控制单元130控制的各种活门（转换控制活门111、辅助活门112、辅助压力螺线管活门113、管路压力螺线管活门114、压力调节器活门115、手动活门116、锁紧/选择切换螺线管活门117、离合器调节活门118、选择控制活门119、锁紧螺线管活门120、液力变矩器调节器活门121、锁紧控制活门122、选择开关活门123）。从叶片泵1排出的工作油经由控制活门110供给到CVT100的各部分（主皮带轮101、副皮带轮102、正向离合器103、反向制动器104、液力变矩器105、润滑和冷却系统106）。

叶片泵1通过内燃机的曲轴被驱动，吸入、排出工作流体。作为工作流体使用工作油，具体而言使用ATF（自动变速箱用油）。

叶片泵1是能够改变泵容量（旋转一次所排出的流体量）的可变容量式泵，并将用于吸入、排出工作油的泵部和用于控制泵容量的控制部作为一体化单元设置在壳体即泵体4内。图2和图3表示叶片泵1的部分截面。图2表示将除了泵体4之外的泵部沿着与旋转轴O垂直的平面剖开的截面，并表示将控制部沿着经过控制阀2的轴的平面剖开的部分截面。图3表示将包括泵体4的泵部沿着经过旋转轴O的平面剖开的截面。为了便于说明，将控制阀2的轴延伸的方向设置为x轴，将阀体（滑阀20）从螺线管SOL离开的一侧设定为x轴的正方向。将叶片泵1的旋转轴O延伸的方向设置为z轴，并将图2的纸面的上方设定为z轴的正方向。

〔泵部的构成〕

作为泵部的主要构成要素，包括：驱动轴（旋转轴）5，其通过曲轴被驱动；转子6，其通过驱动轴5被旋转驱动；叶片7，其分别可突出收起地收纳在形成于转子6的外周的多个狭缝61中；凸轮环8，其配置为包围转子6；转接环9，其配置为包围凸轮环8。泵体4由后泵体40、压板41、前泵体42构成。该后泵体40在收纳凹部40b内收纳转子6、叶片7和凸轮环8；该压板41被收纳在后泵体40的收纳凹部40b的z轴负方向侧的底部且配置在凸轮环8和转子6的z轴负方向侧，并且与转子6、叶片7和凸轮环8共同形成多个泵室r；该前泵体42封闭收纳凹部40b的开口且配置在凸轮环8和转子6的z轴正方向侧，并且与转子6、叶片7和凸轮环8共同形成多个泵室r。

在泵体4（后泵体40、压板41、前泵体42）上旋转自如地轴支承有驱动轴5。驱动轴5的z轴正方向侧经由链条结合在内燃机的曲轴上，并与曲轴同步旋转。在驱动轴5的外周上同轴固定（锯齿结合（セレ一シヨン結合））有转子6。转子6与驱动轴5一同绕旋转轴O向图2的顺时针方向旋转。

在后泵体40上形成有在z轴方向上延伸的带底圆筒状的收纳凹部40b。在收纳凹部40b的内周上设置有圆环状的转接环9。转接环9的内周面构成在z轴方向上延伸的大致圆筒状的收纳孔90。在收纳孔90内摆动自如地收纳有圆环状的凸轮环8。在转接环9的x轴正方向侧设置有作为弹性构件的螺旋弹簧SPG的一端，螺旋弹簧SPG的另一端设置在凸轮环8的x轴正方向侧。螺旋弹簧SPG以压缩状态设置，总是相对于转接环9向x轴负方向侧对凸轮环8施力。

在转接环9与凸轮环8之间设置有销PIN，销PIN夹在设置于转接环9的内周面（转动面91）的凹部与凸轮环8的凸轮环外周面81的凹部之间卡止这两者。销PIN的两端固定设置在泵体4上。凸轮环81相对于转接环9设置为支撑于设置有销PIN的转动面91，以转动面91为支点摆动自如。销PIN用于抑制凸轮环8相对于转接环91位置偏移（相对旋转）。在隔着旋转轴O的销PIN的大致相反侧的转接环9的内周面（收纳孔90）上设置有密封构件S1。

在凸轮环8摆动时，转接环9的内周的转动面91与凸轮环外周面81抵接，并且密封构件S1滑动接触于凸轮环外周面81。如果将凸轮环8的中心轴相对于旋转轴O偏移的量设为δ，偏移量δ在凸轮环8的中心轴与旋转轴O一致的位置（最小偏移位置）上最小（零），在凸轮环外周面81在x轴负方向侧抵接于转接环9的内周面（收纳孔90）的图2的位置（最大偏移位置）上最大。

转子6设置在凸轮环8的内周侧。转子6上放射状地形成有多个槽（狭缝61）。各狭缝61设置为从z轴方向上看从转子外周面60向旋转轴O沿着转子的径向呈直线状延伸到规定深度，并且形成于转子6的z轴方向上的全范围。狭缝61在转子6周向上等分的位置上形成有11个。在各狭缝61的内周侧（朝向旋转轴O的一侧）的基端部上形成有在z轴方向上延伸的背压室br。另外，背压室br形成为与狭缝61同样的槽状。

叶片7是大致矩形的板构件，在各狭缝61中收纳为每一片都能够突出收起。另外，狭缝61和叶片7的数量也可以不限于11。叶片7的外周侧（从旋转轴O分离的一侧）的前端部与凸轮环8的内周面（凸轮环内周面80）对应地形成为缓和的曲面状。

在转子6的z轴正方向侧形成有深度朝向轴向的圆形凹部62。圆形凹部62的内径形成为将叶片7的从狭缝61突出得最多时的基端部连接起来的圆形。

在圆形凹部62中收纳有具有贯穿孔27a环状的叶片凸轮27。叶片凸轮27的外径形成为：凸轮环内周面80的直径减去叶片7的长度的2倍的值的大小。即，叶片凸轮27与凸轮环8一同偏移，叶片凸轮27的外周面总是与所有叶片7的基端部接触。

叶片凸轮27的轴向厚度形成为几乎与圆形凹部62的深度相同。并且，在贯穿孔27a内贯穿有驱动轴5，贯穿孔27a的内径形成为使叶片凸轮27在偏移得最多时不与驱动轴5接触，并且形成为比背压室br的基端部靠近内周侧。即，即使在叶片凸轮27偏移得最多时也能够密封背压室br的基端部。

在转子6的外周面（转子外周面60）、凸轮环内周面80及压板41的z轴正方向侧面410、前泵体42的z轴负方向侧面420之间形成的环状室被多个叶片7划分成11个泵室（容积室）r。以下，转子6的旋转方向（图2的顺时针方向。以下简单称为“旋转方向”，将与转子6的相反的旋转方向称为“旋转负方向”）上相邻的各叶片7之间（两个叶片7的侧面之间）的距离称为1间距。一个泵室r的旋转方向上的宽度为1间距且不变。

在凸轮环8的中心轴相对于旋转轴O（向x轴负方向侧）偏移的状态下，随着凸轮环8的中心轴从x轴正方向侧向x轴负方向侧移动，转子外周面60与凸轮环内周面80之间的在转子径向上的距离（泵室r的径向尺寸）变大。根据该距离的变化，通过叶片7从狭缝61突出或收起到该夹缝61中，来分隔形成各泵室r，并且x轴负方向侧的泵室r比x轴正方向侧的泵室r的容积大。利用该泵室r的容积的差异，随着转子6在图2的下侧相对于旋转轴O旋转（泵室r朝向x轴负方向侧），泵室r的容积变大，另一方面，随着转子6在图2的上侧相对于旋转轴O旋转（泵室r朝向轴正方向侧），泵室r的容积缩小。

〔泵体的构成〕

（压板）

在压板41上形成有吸入孔43a、排出孔44a和背压孔46a，46b。各孔形成在压板41的z轴正方向侧面410。吸入孔43a是相当于在从外部向吸入侧的泵室r导入工作油时的入口的部分，如图2所示，吸入孔43a设置在泵室r的容积随着转子6的旋转变大的区域。吸入孔43a是沿着吸入侧的泵室r以旋转轴O为中心形成为大致圆弧状的槽，用于导入泵吸入侧的液压。在与吸入孔43a对应的角度范围，即，在与相对于旋转轴O由吸入孔43a的x轴正方向侧的始点与x轴负方向侧的终点形成的大致4.5间距相当的角度范围设置有叶片泵1的吸入区域。

排出孔44a是相当于从排出侧的泵室r向外部排出工作油时的出口的部分，设置在泵室r的容积随着转子6的旋转变小的区域。排出孔44a是沿着排出侧的泵室r、以旋转轴为中心的形成为大致圆弧状的槽，用于导入泵排出侧的液压。

在与排出孔44a对应的角度范围，即，在与相对于旋转轴O由排出孔44a的x轴负方向侧的始点与x轴正方向侧的终点形成的大致4.5间距相当的角度的范围设置有叶片泵1的排出区域。在由吸入孔43a的终点与排出孔44a的始点形成的角度的范围设置有第一封闭区域，在由排出孔44a的终点与吸入孔43a的始点形成的角度范围设置有第二封闭区域。第一封闭区域和第二封闭区域是用于封闭位于该区域内的泵室r的工作油从而抑制吸入孔43a与排出孔44a连通的区域。第一、第二封闭区域的角度范围分别相当于大致1间距。

在压板41上，与叶片7的叶根（背压室br、转子6的狭缝基端部）连通的背压孔46a，46b分别分开设置在吸入侧和排出侧。吸入侧背压孔46a是将位于大部分吸入区域的多个叶片7的背压室br与吸入孔43a连通的孔。吸入侧背压孔46a是用于导入泵吸入侧的液压的槽，且沿着叶片7的背压室br（狭缝基端部）形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状。

排出侧背压孔46b是与位于排出区域和第一、第二封闭区域的大致一半的多个叶片7的背压室br连通的孔。排出侧背压孔46b是用于导入泵排出侧的液压的槽，且沿着叶片7的背压室br（狭缝基端部）形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状。

吸入侧背压孔46a和排出侧背压孔46b与凸轮环8的偏心位置无关，从z轴方向上看，设置在大部分与背压室br重叠的转子径向位置上，在与背压室br重叠时，吸入侧背压孔46a和排出侧背压孔46b与背压室br连通。

另外，叶片7“位于吸入区域”，是指从z轴方向上看，叶片7的前端部与吸入孔43a重叠的情况，叶片7“位于排出区域”，是指从z轴方向上看，叶片7的叶片前端部70与排出孔44a等重叠的情况。

（后泵体）

在后泵体40的内部形成有轴承保持孔40d、低压室40e、高压室40f。在轴承保持孔40d的内周上设置有作为轴承的衬套45，在衬套45的内周侧旋转自如地设置有驱动轴5的z轴负方向上的端部。低压室40e经由储油器设置孔400与未图示的储油器连通。储油器是储存工作油并能够向叶片泵1供给工作油的工作油源，储油器中的工作油的压力大致为大气压。

高压室40f呈袋状分别设置在收纳凹部40b的z轴负方向侧的底部。高压室40f与液压回路3的排出通路30连通。排出通路30经由测量节流孔（节流孔320）与向叶片泵1外部的CVT100供给供给压的供给通路34连通。

（前泵体）

在前泵体42的内部形成有轴承保持孔42d和低压室42e。在轴承保持孔42d的内周设置有作为轴承的衬套，在衬套的内周侧旋转自如地设置有驱动轴5的z轴正方向侧。低压室42e经由设置于后泵体40的连通路401与后泵体40的低压室40e连通。

在前泵体42上形成有吸入孔43b、排出孔44b、凸轮孔48。各孔形成在前泵体的z轴负方向侧面420上。

吸入孔43b是相当于从外部向吸入侧的泵室r导入工作油时的入口的部分，如图2所示，吸入孔43b设置在泵室r的容积随着转子6的旋转变大的区域。吸入孔43b是沿着吸入侧的泵室r形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状的槽，用于导入泵吸入侧的液压。在与吸入孔43b对应的角度范围，即，在与相对于旋转轴O由吸入孔43b的x轴正方向侧的始点与x轴负方向侧的终点形成的大致4.5间距相当的角度的范围设置有叶片泵1的吸入区域。

排出孔44b是相当于从排出侧的泵室r向外部排出工作油时的出口的部分，设置在泵室r的容积随着转子6的旋转缩小的区域。排出孔44b是沿着排出侧的泵室r形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状的槽，用于导入泵排出侧的液压。

在与排出孔44b对应的角度范围，即，在与相对于旋转轴O由排出孔44b的x轴负方向侧的始点与x轴正方向侧的终点形成的大致4.5间距相当的角度的范围设置有叶片泵1的排出区域。在由吸入孔43b的终点与排出孔44b的始点形成的角度的范围设置有第一封闭区域，在由排出孔44a的终点与吸入孔43b的始点形成的角度的范围形成有第二封闭区域。第一封闭区域和第二封闭区域是封闭位于该区域的泵室r的工作油从而抑制吸入孔43b与排出孔44b连通的区域。第一、第二封闭区域的角度范围均相当于大致1间距。

凸轮孔48沿着转子6的圆形凸部62的内周呈以旋转轴O为中心的圆形设置整周上，向凸轮孔48中导入泵吸入侧的液压。

〔控制部的构成〕

叶片泵1的控制部由控制室R1，R2和控制阀2和液压回路3构成。转接环9的收纳孔90与凸轮环外周面81之间的空间构成为，其z轴负方向侧被压板41封闭，其z轴正方向侧被前泵体42封闭，并且，通过转动面91与凸轮环外周面81的抵接部、密封构件Sl与凸轮环外周面81的抵接部密封地分割为两个控制室R1，R2。在凸轮环8的外周侧，在凸轮环8的偏移量δ增大的方向即x轴负方向侧分隔形成第一控制室R1，在偏移量δ减小的方向即x轴正方向侧分隔形成第二控制室R2。

液压回路3在泵体4内具有用于连接各部分的工作油通路，各通路主要设置在后泵体40上。并且，在后泵体40上形成有在x轴方向上延伸的大致圆筒状的活门收纳孔40a，在活门收纳孔40a内收纳有控制阀2的滑阀20。与泵部的排出孔44连通的排出通路30分流为第一控制主压力通路31和排出通路32。

第一控制主压力通路31在活门收纳孔40a的x轴负方向侧开口，将与从排出孔44排出的液压（排出压）大致相同的压力作为控制凸轮环8的偏移量δ（泵容量）的液压（控制压）的主压力供给到控制阀2。在排出通路32上设置有作为比通路的其他部位的流路截面积小的作为收缩部的节流孔320。排出通路32在节流孔320的下游分流为第二控制主压力通路33和供给通路34。

供给通路34使来自排出孔44的排出压经由节流孔320而压力稍降低后的液压（供给压）供给到CVT100。

第二控制主压力通路33在活门收纳孔40a的x轴正方向侧开口，将与供给压大致相同的压力作为控制压的主压力供给到控制阀2。

在活门收纳孔40a内，与第一控制主压力通路31的开口部在x轴正方向侧相邻地设置有第一控制通路35的开口。第一控制通路35经由径向贯穿转接环9的贯穿孔92与泵部的第一控制室R1连通。进一步地，在活门收纳孔40a内，与第二控制主压力通路33的开口部在x轴负方向侧相邻地设置有第二控制通路36的开口。第二控制通路36经由径向贯穿转接环9的其他的贯穿孔93与泵部的第二控制室R2连通。

控制阀2是液压控制阀（滑阀），通过使阀体（滑阀20）工作（位移），切换向第一控制室R1和第二控制室R2进行的工作油供给。控制阀2具有滑阀20和螺旋弹簧21，该滑阀20在活门收纳孔40a内收纳为能够在x轴方向上位移（行程），螺旋弹簧21在活门收纳孔40a内设置为向滑阀20的x轴正方向侧压缩的状态，是总是向x轴负方向侧对滑阀20施力的复位弹簧。螺旋弹簧21的x轴正方向端部保持于螺纹固定在活门收纳孔40a的x轴正方向侧的螺钉部40c上的止动器22。

控制阀2是一体地设置有螺线管SOL的电磁阀。控制阀2的工作（滑阀20的位移）通过根据泵部的排出流量而作用到滑阀20的两侧的液压（第一、第二液压）之差来控制，并且根据来自CVT控制单元130的指令，通过从螺线管SOL作用到滑阀20的推力来控制。

滑阀20具有第一大径部201和第二大径部202，该第一大径部201和第二大径部202用于遮断孔（或者用于使孔开度可变）。第一大径部201设置在滑阀20的x轴负方向侧，第二大径部202设置在滑阀20的x轴正方向侧的端部。这些大径部201，202呈大致圆柱形，并具有与大致圆筒状的活门收纳孔40a的内径尺寸大致相同的外径尺寸。

活门收纳孔40a的内部被划分有第一压力室23、第二压力室24、排泄室25，其中，第一压力室23由第一大径部201和螺线管SOL的x轴负方向端部划分而成，第二压力室24由第二大径部202和活门收纳孔40a的x轴正方向端部划分而成，排泄室25由第一大径部201和第二大径部202划分而成。与滑阀20的位移无关，第一控制主压力通路31总是在第一压力室23开口，第二制制主压力通路33总是在第二压力室24开口。排泄室25总是与未图示的排泄通路连通，并保持低压（向大气压敞开）。

通过滑阀20在x轴方向上位移，使各控制通路35，36的在活门收纳孔40a中的开口部（工作油的给排孔，即孔）被各大径部201，202遮挡的面积（通路的开口面积）变化，由此切换各通路的连通状态或者遮断状态。

各开口部的配置方式如下。在滑阀20向x轴负方向侧位移最大的状态下，第一控制通路35的开口部与第一压力室23的连通被第一大径部201遮断而与排泄室25连通。在同样的状态下，第二控制通路36的开口部与排泄室25的连通被第二大径部202遮断而与第二压力室24连通。

随着滑阀20向x轴正方向侧位移，第一控制通路35的开口部与排泄室25的连通被遮断，当位移量变成规定以上时第一控制通路35的开口部与第一压力室23连通。随着向x轴正方向侧的位移量增大，被第一大径部201遮挡的面积减小。并且，第二控制通路36的开口部被第二大径部202遮挡的面积增大而使位移量达到规定以上时，第二控制通路36的开口部与第二压力室24的连通被遮断。

在滑阀20向x轴正方向侧位移最大的状态下，第一控制通路35的开口部与排泄室25的连通被第一大径部201遮断而与第一压力室23连通。在同样的状态下，第二控制通路36的开口部与第二压力室24的连通被第二大径部202遮断而与排泄室25连通。

螺线管SOL通过基于来自CVT控制单元130的指令被通电，利用与通电量相应的推力将柱塞2a向x轴正方向侧按压。柱塞2a的x轴正方向端部与滑阀20的x轴负方向端部抵接，利用螺线管SOL的电磁力对滑阀20向x轴正方向侧施力，由此能够得到与使螺旋弹簧21的初始设置载荷变小相同的作用。此时，利用小于螺线管SOL的非工作时的压差（更早的时间）使滑阀20位移，在达到较低的排出流量之后，维持一定的流量。即，能够利用螺线管SOL所产生的作用力控制排出流量。CVT控制单元130例如对螺线管SOL进行PWM控制，使驱动电压的脉冲宽度变化，由此，对螺线管SOL的线圈接通期望的有效电流，使柱塞2a的驱动力连续地变化。在CVT控制单元130中，根据加速器开度、发动机转速、车速等行驶状况适当地控制管路压力。因而，在要求高排出流量时，将对螺线管SOL通电的电流（电磁力）设定为断开或者减小，而在要求低排出流量时，将对螺线管SOL通电的电流（电磁力）增大。

〔作用〕

下面，说明第一实施例的叶片泵1的作用。

（泵作用）

在将凸轮环8配置为相对于旋转轴O向x轴负方向偏移的状态下使转子6旋转，由此，泵室r绕旋转轴旋转的同时周期性地扩张收缩。在泵室r向旋转方向扩大的吸入区域，从吸入孔43向泵室r吸入工作油。在泵室r向旋转方向缩小的排出区域，从泵室r向排出孔44排出上述工作油。

具体而言，对某一泵室r而言，在吸入区域，到该泵室r的旋转负方向侧的叶片7（以下称为“后侧叶片7”）经过吸入孔43的终点为止，换言之，到旋转方向侧的叶片7（以下称为“前侧叶片7”）经过排出孔44的始点为止，该泵室r的容积增大。其间，由于该泵室r与吸入孔43连通，因此从吸入孔43吸入工作油。

在第一封闭区域，在该泵室r的后侧叶片7（的旋转方向侧的面）与吸入孔43的终点一致且前侧叶片7（的旋转负方向侧的面）与排出孔44的始点一致的旋转位置，该泵室r不与吸入孔43和排出孔44连通，而保持液密。

在该泵室r的后侧叶片7经过吸入孔43的终点（前侧叶片7经过排出孔44的始点）之后，在排出区域，该泵室r的容积随着旋转减小，该泵室r与排出孔44连通，由此从泵室r向排出孔44排出工作油。

并且，在第二封闭区域，在该泵室r的后侧叶片7与排出孔44的终点一致且前侧叶片7与吸入孔43的始点一致的位置，该泵室r不与排出孔44和吸入孔43连通，而保持液密。

在第一实施例中，第一、第二封闭区域的范围分别只设置了1间距（1个泵室r），因此在抑制吸入区域与排出区域连通的同时将两区域尽可能地扩大，由此能够提高泵的效率。另外，也可以将封闭区域（吸入孔43与排出孔44之间的间隔）设置在1间距以上的范围。

（容量可变作用）

在凸轮环8向x轴负方向侧摆动使得相对于转子6的偏移量δ不为零时，在吸入区域，泵室r的容积随着转子6的旋转而扩大，并在泵室r位于第一封闭区域时达到最大。在排出区域，泵室r的容积随着转子6的旋转而缩小，并在泵室r位于第二封闭区域时达到最小。在如图2所示的最大偏移位置，泵室r的缩小时和扩大时的容积差达到最大，泵容量也达到最大。

另一方面，在凸轮环8向x轴正方向侧摆动使偏移量δ到达最小（零）的最小偏移位置，不论是在吸入区域还是在排出区域，泵室r的容积不随着转子6的旋转而扩大也不随着转子6的旋转而缩小。换言之，泵室r之间的容积差达到最小（零），泵容量也达到最小。这样，容积差随着凸轮环8的摆动量而变化，与此对应地，泵容量也变化。

在叶片泵1中，作为为了可变地控制泵容量的结构设置有控制阀2。控制阀2从排出孔44接受压力的供给，并将供给到的压力作为主压力而产生用于控制偏移量δ的控制压。即，在排出区域的泵室r中被压缩的工作油经由排出孔44供给到高压室40f。高压室40f的工作油经由通路30，31供给到控制阀2的第一压力室23，并且经由通路30，32，33供给到控制阀2的第二压力室24。

第一控制室R1通过从控制阀2的第一压力室23经由第一控制通路35而被供给工作油（控制压），由此产生抵消螺旋弹簧SPG的作用力从而将凸轮环8向x轴正方向侧按压的第一液压力。第二控制室R2通过从控制阀2的第二压力室24经由第二控制通路36而被供给工作油（控制压），由此产生施加螺旋弹簧SPG的作用力从而将凸轮环8向x轴负方向侧按压的第二液压力。

在第一、第二液压力的合力为将凸轮环8向x轴正方向侧按压的方向的情况下，如果通过螺旋弹簧SPG将凸轮环8向x轴负方向侧按压的作用力小于该液压力，则凸轮环8向x轴正方向侧移动。这样，偏移量δ变小，泵室r的缩小时和扩大时的容积差变小，因此泵容量减小。相反，在第一、第二液压力的合力为将凸轮环8向x轴正方向侧按压的方向的情况下，在来自螺旋弹簧SPG的作用力大于该液压力时，或者，上述液压力的合力为将凸轮环8向x轴负方向侧按压的方向的情况下，凸轮环8向x轴负方向侧移动。这样，偏移量δ变大，泵室r的缩小时和扩大时的容积差变大，因此泵容量增加。

在工作油没有供给到第一、第二控制室R1，R2的状态下，凸轮环8被螺旋弹簧SPG向x轴负方向侧施力，偏移量δ达到最大。

另外，也可以不设置第二控制室R2，而仅通过第一控制室R1的液压力来控制偏移量δ。并且，作为对凸轮环8施力的弹性构件也可以使用螺旋弹簧以外的构件。

控制阀2通过滑阀20的位移来切换控制压的供给。即，通过滑阀20向x轴正方向侧位移，从第一压力室23经由第一控制通路35将工作油（控制压）供给到第一控制室R1。相反，通过滑阀20向x轴负方向侧位移，从第二压力室24经由第二控制通路36将工作油（控制压）供给到第二控制室R2。滑阀20通过从排出孔44供给的压力（第一、第二液压）的作用而进行位移。因而，能够通过随着作为控制对象的泵部的工作而使控制阀2自动地工作，而不需要另行设置用于控制控制阀2的工作的控制机构，从而简化结构。

具体而言，在控制阀2中，如果在转子6的转速大于零且在规定值α以下时第一、第二液压作用到滑阀20，则滑阀20向x轴负方向侧位移以供给使偏移量δ增大的控制压。另一方面，如果在转子6的转速大于规定值α时第一、第二液压作用到滑阀20，则滑阀20向x轴正方向侧位移以供给使偏移量δ减小的控制压。因而，能够自动控制为在叶片泵1低速旋转时增大泵容量，在高速旋转时减少泵容量。

进一步具体而言，也能够进行如下说明。滑阀20的位置被控制为，在转子6的转速大于零且在规定值α以下时，第一控制通路35的开口部被第一大径部201遮挡而使与第一压力室23的连通被遮断，另外，在转子6的转速大于规定值α时，第一控制通路35的开口部不被第一大径部201遮挡而与第一压力室23连通。因而，能够控制为在叶片泵1低速旋转时使泵容量增大。

并且，在活门收纳孔40a上设置有第二控制通路36的开口，该第二控制通路36用于供给使偏移量δ增大的控制压。滑阀20的位置控制为，在转子6的转速大于零且在规定值α以下时，第二控制通路36的开口部不被第二大径部202遮挡而与第二压力室24连通，另外，在转子6的转速大于规定值α时，第二控制通路36的开口部被第二大径部202遮挡而使与第二压力室24的连通被遮断。因而，能够控制为在叶片泵1高速旋转时使泵容量减小。

在从排出孔44向第二压力室24供给压力（控制压的主压力）的通路32上设置有节流孔320，该节流孔320随着通过流量的增大产生大的压差，因此第二压力室24被供给低于排出压的液压。另一方面，在从排出孔44向第一压力室23供给压力（控制压的主压力）的通路31上没有设置节流孔，因此第一压力室23被供给几乎与排出压相同的液压。

即，供给到第一控制室R1与第二控制室R2的工作油的压力变得存在压差，根据该压差的大小决定凸轮环8的摆动量。因此，能够更加容易地实现使泵容量减小的自动控制。在第一实施例中，压差产生机构是节流孔320，因此能够简化结构。另外，也可以省略第二压力室24，仅通过第一压力室23来控制凸轮环8的偏移量δ。在这样的情况下，能够通过螺旋弹簧21的作用力和第一压力室23的压力使滑阀20位移。

CVT控制单元130通过螺线管SOL来控制控制阀2的工作，通过使滑阀20位移切换向第一、第二控制室R1，R2的工作油供给，使第一、第二液压力适当地变化。因而，与根据叶片泵1的转速，以上述方式自动地控制泵容量上的情况不同，能够与叶片泵1的转速（发动机转速）相互独立地，例如根据CVT100的工作状态任意地控制泵容量。另外，控制阀2也可以不是能够通过螺线管SOL控制的电磁阀，可以省略螺线管SOL。叶片泵1通过以上述方式可变地控制泵容量，减小泵驱动所需的扭矩（驱动扭矩），将泵输出抑制在必要的最低限度。由此，与固定容量泵相比能够降低扭矩损失（动力损失）。

（根据背压孔的分离的动力损失的减少）

在转子6旋转时，在叶片7上作用有离心力（使叶片7向外径方向移动的力），因此，如果具备转速足够高等规定的条件，叶片7的前端部就从狭缝61突出并与凸轮环内周面80滑动接触。通过叶片7的前端部与凸轮环内周面80抵接，叶片7的向外径方向的移动被限制。

如果叶片7从狭缝61突出则叶片7的背压室br的容积扩大，如果叶片7向狭缝61收起（被收纳）则叶片7的背压室br的容积缩小。如果转子6在凸轮环8相对于旋转轴O向x轴负方向偏心的状态下旋转，则与凸轮环内周面80滑动接触的各叶片7的背压室br绕旋转轴O旋转的同时周期性地扩大缩小。

在此，在背压室br扩大的吸入区域，如果工作油没有供给到背压室br，则叶片7的突出（弹出）被阻碍，叶片前端部不与凸轮环内周面80抵接，存在不能确保泵室r的液密性的可能。另外，在背压室br缩小的排出区域，如果工作油不能从背压室br顺畅地排出，则叶片7向狭缝61收纳（收起）被阻碍，叶片前端部与凸轮环内周面80之间的滑动阻力增加。

因此，在第一实施例的叶片泵1中，工作油从吸入侧背压孔46a供给到位于吸入区域的背压室br。由此提高叶片7的突出性能。并且，位于排出区域的背压室br向排出侧背压孔46b排出工作油。由此，降低叶片7的滑动阻力。

具体而言，在吸入区域，在叶片7的前端部作用有吸入孔43内的压力，在叶片基端部（叶根）作用有吸入侧背压孔46a内的压力。因为吸入侧背压孔46a与吸入孔43均与作为共同的工作油源的低压室40e，42e连通，所以吸入孔43内的压力和吸入侧背压孔46a内的压力均为低压。因而，作用到叶片前端部的压力与作用到叶片基端部的压力之差不大。进一步具体而言，工作油从储油器分别经由低压室40e，42e从连通路412，422供给到吸入孔43、从连通路413供给到吸入侧背压孔46a。在叶片泵1驱动时，在吸入区域工作油被持续地吸入，因此吸入孔43内的压力（吸入压）是负压，即，达到大气压以下。另外，吸入侧背压孔46a经由低压室40e，42e与吸入孔43连通，因此从连通路413将压力接近吸入压的工作油供给到吸入侧背压孔46a。

在排出区域，在叶片前端部作用有排出孔44内的压力，在叶片基端部作用有排出侧背压孔46b内的压力。排出侧背压孔46b和排出孔44均经由连通路414，415与高压室40f连通，排出孔44内的压力和排出侧背压孔46b内的压力均为高压。因而，作用到叶片前端部的压力与作用到叶片基端部的压力之差不大。具体而言，在叶片泵1驱动时，因为在排出区域因泵作用而使工作油的压力上升，所以排出孔44内的压力变成比大气压高的排出压。另外，排出侧背压孔46b经由高压室40f与排出孔44连通，因此成为接近排出压的高压。

因而，能够抑制叶片前端部不必要地较强地按压到凸轮环内周面80，并能够将因叶片7与凸轮环内周面80滑动接触时的摩擦而产生的扭矩损失抑制得低。

这样，在叶片泵1中，使与叶片7的背压室br连通的背压孔在吸入侧和排出侧分离，通过吸入工序和排出工序这两者，来抑制叶片7的叶片前端部与叶片基端部之间产生（如排出压与吸入压之差这样的大的）压力差。因此，能够在通过离心力将叶片7向凸轮环8适当地按压的同时降低滑动阻力。因而，能够减少磨损，并且，不会为了使转子6旋转而浪费多余的驱动扭矩，因此，能够减少动力损失。换言之，叶片泵1是与转速对应的驱动扭矩小且高效（即降低动力损失从而提高每公升燃料能够行驶的公里数）的所谓低扭矩泵，与以往的可变容量叶片泵相比，具有在同一规格下排出量大（即能够实现小型化）的优点。

（根据叶片凸轮的噪音抑制）

即使是如上所述的在吸入区域从吸入侧背压孔46a将工作油供给到背压室br的结构，在内燃机刚开始工作时和空转状态等泵低速旋转时，作用到叶片7的离心力小。因而，在泵低速旋转时，在吸入工序中叶片7的突出变得不充分，从而存在叶片前端部从凸轮环内周面80离开的状态的可能。如果在该状态下叶片7的背压室br靠近排出侧背压孔46b，则高压骤然作用到叶片7的基端部，因此，叶片7被猛烈地推出而弹出，从而猛烈地碰撞凸轮环8，此时存在产生噪音的可能。

因此，在第一实施例中，与转子6在z轴正方向上相邻地设置叶片凸轮27。该叶片凸轮27的外径形成为凸轮环内周面80的直径减去叶片7的长度的2倍的值的大小。即，叶片凸轮27与凸轮环8一同偏移，叶片凸轮27的外周面总是与全部叶片7的基端部接触。

图4是转子6、叶片7和叶片凸轮27的示意图。图4是转子6的z轴正方向侧端面附近的立体图。叶片凸轮27与凸轮环8一同偏移，如图4所示，叶片凸轮27将叶片7的基端部推起。由此，即使在刚开始工作时和空转状态等泵低速旋转时，作用到叶片7的离心力小，仅通过离心力会使叶片7的突出不充分这样的状态下，也能够通过叶片凸轮27使叶片7实现所需的充分的突出，从而防止产生噪音。

（驱动轴的稳定的轴支承）

优选驱动轴5用两端被轴支承。因此，在第一实施例中，在叶片凸轮27上设置有贯穿孔27a，驱动轴5贯穿贯穿孔27a内，驱动轴5的两端轴支承于后泵体40和前泵体42。并且，贯穿孔27a的内径形成为在叶片凸轮27偏移得最多时不与驱动轴5接触。

由此，能够轴支承驱动轴5的两端，因而能够稳定地轴支承驱动轴5。

（确保叶片凸轮的密封功能）

转子6的狭缝61和背压室br在吸入区域被供给吸入背压孔46a内的液压，在排出区域被供给排出背压孔46b内的液压。因此，在叶片凸轮27与转子6接触的面，分别需要对位于吸入区域和排出区域的狭缝61和各背压室br进行密封。因此，在第一实施例中，贯穿孔27a的内径形成为叶片凸轮27偏移得最多时比背压室br的基端部靠近内周侧。

由此，即使在叶片凸轮27偏移得最多时也能够密封背压室br的基端部。并且，相对于转子6的圆形凹部的深度，将叶片凸轮27的厚度在不妨碍叶片凸轮27工作的范围设定为最大限度，进一步地，将叶片7的长度在不妨碍叶片7在凸轮环8与叶片凸轮27之间工作的范围设定为最大限度的尺寸，因此，能够分别对位于吸入区域和排出区域的狭缝61和各背压室br进行密封。

（凸轮孔的作用）

在叶片凸轮27的外周，通过叶片凸轮27和转子6的圆形凹部62、叶片7、泵体4形成相当于叶片7的数量的叶片凸轮室cr。叶片凸轮室cr的容积随着转子6的旋转而变化。具体而言，在吸入区域随着旋转而减小，在排出区域随着旋转而增大。另外，在吸入区域的叶片凸轮室cr的容积减小量的合计与在排出区域的叶片凸轮室cr的容积增加量的合计相等。

随着叶片凸轮室cr的容积变化，如果工作油不进入或流出叶片凸轮室cr，则叶片凸轮室cr处于封闭状态且转子6被锁止，因此，在实施例1中，在与转子6的圆形凹部62相向的前泵体的z轴负方向侧面420上设置凸轮孔48，使工作油能够从叶片凸轮室cr排出或进入叶片凸轮室cr。并且，凸轮孔48设置在整周上，在凸轮孔48中导入有泵吸入侧的液压（吸入压）。随着转子6的旋转在吸入工序中叶片凸轮室cr的容积减小，随之被排出的工作油几乎都经由凸轮孔48流入排出工序的容积增大的叶片凸轮室cr。此时，由于凸轮孔48内导入有吸入压，因此凸轮孔48的压力被保持为吸入压。由此，工作油不会被封闭在叶片凸轮室cr中，不妨碍转子6的旋转。

（抑制向叶片凸轮施加的作用力降低和驱动扭矩增加）

图5是表示为了向叶片凸轮室cr导入液压的凸轮孔48的设定方法的示意图。在图5中，叶片7仅表示四个。在实施例1中，在前泵体42的整周上设置有凸轮孔48。在该凸轮孔48中导入有泵吸入侧的液压（吸入压）。但是，对于向凸轮孔48导入液压的技术方案主要考虑四种。

首先，在技术方案1中，将凸轮孔48在吸入区域和排出区域分离，形成两部分，向吸入区域的凸轮孔48导入吸入压，向排出区域的凸轮孔48导入泵排出侧的液压（排出压）（图5（a））。其次，在技术方案2中，如实施例1所述，将凸轮孔48设置在整周上，并向凸轮孔48导入吸入压（图5（b））。再次，在技术方案3中，将凸轮孔48形成在整周上，不直接向凸轮孔48导入吸入压和排出压，而最终使凸轮孔48的压力变成排出压与吸入压的中间压（图5（c））。最后，在技术方案4中，将凸轮孔48形成在整周上，向凸轮孔48导入排出压（图5（d））。

图6是总结在各技术方案中叶片凸轮27的周围的压力、叶片凸轮27的作用力、叶片凸轮27的摩擦力对驱动扭矩的影响的表格。图中的符号按照影响由小到大的顺序依次是◎→○→□→△。

〈关于技术方案1〉

·叶片凸轮周围的压力

由于在吸入区域的凸轮孔48中作用有吸入压，在排出区域的凸轮孔48中作用有排出压，因此在叶片凸轮27的周围，在排出区域作用有排出压，在吸入区域作用有吸入压。

·叶片凸轮作用力：径向

如上所述，在叶片凸轮27的周围，在排出区域作用有排出压，在吸入区域作用有吸入压，因此，在叶片凸轮27上，力整体上从排出区域侧向吸入区域侧（从图5（a）的右向左）作用。该作用力由位于力的方向侧的叶片7承受。受到作用力的叶片7的数量虽然与转子6的旋转位置有关，但力几乎由1～2片的叶片7承受。在叶片凸轮27的外周的大致半周的区域作用有吸入压和排出压，吸入压与排出压的压差仅由1～2片的叶片7承受，因此，需要提高叶片7的与凸轮环内周面80的接触面的耐久性，并且，需要提高叶片凸轮27的强度。

·叶片凸轮作用力：轴向

叶片凸轮27密封转子6的狭缝61和背压室br。因此，在叶片凸轮27的轴向上也作用有液压。但是，由于在吸入区域的凸轮孔48中作用有吸入压，在排出区域的凸轮孔48中作用有排出压，因此在轴向上平衡，从而轴向的力几乎没有作用到叶片凸轮27上。

·对驱动扭矩的影响

因为轴向的力几乎没有作用到叶片凸轮27上，所以几乎不存在叶片凸轮27自身的摩擦对驱动力的影响。但是，由于因在叶片凸轮27的径向上作用的力而使叶片7向凸轮环8按压，因此使摩擦增加，使驱动扭矩略微增大。

〈关于技术方案2〉

·叶片凸轮周围的压力

因为在整周上的凸轮孔48中作用有吸入压，所以在叶片凸轮27的周围的整周上作用有吸入压。

·叶片凸轮作用力：径向

如上所述，因为在叶片凸轮27的周围的整周上作用有吸入压，所以叶片凸轮27自身不受来自工作油的力的作用。但是，在排出区域，在叶片7的前端作用有排出压，在叶片7的基端部的叶片凸轮27的接触部作用有吸入压，因此对于叶片7，力作用在内周侧，且该力由叶片凸轮27的外周承受。叶片7的前端部的面积与相当于叶片凸轮27的外周的大致半周的面积相比充分小，因此作用到叶片7上的力与技术方案1相比充分小。

·叶片凸轮作用力：轴向

叶片凸轮27密封转子6的狭缝61和背压室br。因此，在叶片凸轮27的轴向上也作用有液压。因此，在排出区域，叶片凸轮27被按压向前泵体42侧。

在图6中，将该栏表示为（△）。因为叶片凸轮27被向作为固定构件的前泵体42按压，所以与被向作为旋转构件的转子7按压的情况相比影响小，因此，为了表示与技术方案4的差，用（△）来表示。

·对驱动扭矩的影响

虽然在排出区域叶片凸轮27被向前泵体42侧按压，但是由于力向离开作为旋转构件的转子6的方向起作用，因此存在在叶片凸轮27的偏移量变化时叶片7与凸轮环内周面80的摩擦增加的情况。并且，如上所述，虽然通过叶片凸轮27使吸入区域的叶片7被向凸轮环内周面80按压，但是整体而言是使驱动扭矩略微增大的程度。

〈关于技术方案3〉

·叶片凸轮周围的压力

由于在整周的凸轮孔48中作用有中间压，因此在叶片凸轮27的周围的整周上作用有中间压。

·叶片凸轮作用力：径向

如上所述，叶片凸轮27的周围的整周上作用有中间压，因此，在叶片凸轮27自身上不受来自工作油的力的作用。但是，在排出区域，在叶片7的前端作用有排出压，且在叶片7的基端部作用有中间压，所以在叶片7中力作用在内周侧，且该力由叶片凸轮27的外周承受。并且，在吸入区域，在叶片7的前端作用有吸入压，在叶片7的基端部作用有中间压，因此在叶片7中，力作用在外周侧。该两作用力作用到吸入区域的叶片7将其向凸轮环内周面80按压，因此产生摩擦力。另外，作用到该吸入工序侧的叶片7的力与技术方案2相同。

·叶片凸轮作用力：轴向

叶片凸轮27密封转子6的狭缝61和背压室br。因此，在叶片凸轮27的轴向上也作用有液压。所以，在排出区域，叶片凸轮27被向前泵体42侧按压，在吸入区域，叶片凸轮27被向转子6侧按压。

·对驱动扭矩的影响

叶片凸轮27总是被向作为旋转构件的转子6和作为固定构件的前泵体42按压，且相对滑动，因此使驱动扭矩增大。

〈关于技术方案4〉

·叶片凸轮周围的压力

由于在整周的凸轮孔48上作用有排出压，因此在叶片凸轮27的周围的整周上作用有排出压。

·叶片凸轮作用力：径向

如上所述，因为在叶片凸轮27的周围的整周上作用有排出压，所以叶片凸轮27自身不受来自工作油的力的作用。并且，在吸入区域，在叶片7的前端作用有吸入压，在叶片7的基端部作用有排出压，因此在叶片7中，力作用在外周侧，将叶片7向凸轮环内周面80按压，由此产生摩擦力。并且，该按压力与技术方案2和技术方案3的按压力相同。但是，由于在叶片7中力作用在从叶片凸轮27离开的方向上，因此叶片凸轮27自身不受力的作用。

·叶片凸轮作用力：轴向

叶片凸轮27密封转子6的狭缝61和背压室br。因此，在叶片凸轮27的轴向上也作用有液压。因此，在吸入区域，叶片凸轮27被向转子6侧按压。

·对驱动扭矩的影响

通过叶片凸轮27总是被向作为旋转构件的转子6按压，叶片凸轮27与转子6一边总是在半径方向上滑动一边旋转，因此使驱动扭矩增大。

观察以上技术方案1～技术方案4，在技术方案2中，作用到叶片凸轮27和叶片7的力较小，因摩擦而对驱动扭矩产生的影响也小。因此，在第一实施例中，向凸轮孔48导入吸入压。

〔效果〕

下面，列举从第一实施例得到的本发明的叶片泵1的效果。

（1）叶片泵1具有：转子6，其通过驱动轴5被旋转驱动；叶片7，其分别能够突出收起地收纳于形成在转子6外周上的多个狭缝61；凸轮环8，其摆动自如地配置为包围转子6；泵体4，其将凸轮环8、转子6及叶片7收纳在内部。泵体4具有与凸轮环8和转子6的轴向侧面相向地配置从而与凸轮环8、转子6及叶片7共同形成多个泵室r的面（压板41的z轴正方向侧面410）。在压板41的z轴正方向侧面410上设置有：吸入孔43a，其在随着转子6的旋转而多个泵室r的容积扩大的吸入区域开口；吸入侧背压孔46a，其被导入与吸入孔43a共用的压力，并且与狭缝61的基端部（背压室br）连通，该狭缝61收纳位于吸入区域的多个叶片7；排出孔44a，其在随着转子6的旋转而多个泵室r的容积缩小的排出区域开口；排出侧背压孔46b，其被导入与排出孔44a共用的压力，并且与狭缝61的基端部（背压室br）连通，该狭缝61收纳位于排出区域的多个叶片7。在该叶片泵1中设置有：圆形凹部62（凹部），其设置在与形成转子6的吸入侧背压孔46a和排出侧背压孔46b的面在轴向上相反的一侧的端部上；叶片凸轮27，其配置于圆形凹部62，且外周面与所有叶片7的基端部接触，从而强制地使叶片7突出或收起，并且能够移动而使相对于驱动轴5的偏移量可变；凸轮孔48，其设置在在泵体4的与叶片凸轮27抵接的一侧的面上，向收纳叶片凸轮27的圆形凹部62连通。叶片凸轮27用于划分收纳位于吸入区域的多个叶片7的狭缝61的基端部（背压室br）和收纳位于排出区域的多个叶片7的狭缝61的基端部（背压室br）。

因而，即使在刚开始工作时和空转状态等泵低速旋转区域这样的作用到叶片7的离心力小，仅通过离心力不能使叶片7充分地推出的状态下，也能够通过叶片凸轮27使推出达到必要的充分程度，从而防止噪音的产生。

（2）向凸轮孔48导入吸入压。

因而，能够使作用到叶片凸轮27和叶片7的力较小，使因摩擦而产生的对驱动扭矩的影响也小。

（3）驱动轴5贯穿到在轴向上贯穿叶片凸轮27的贯穿孔27a内，并用两侧轴支承于泵体4，叶片凸轮27的贯穿孔27形成为，在叶片凸轮27相对于驱动轴5偏移得最多时，使驱动轴5与贯穿孔27a的内周不抵接。

因而，由于能够轴支承驱动轴5的两端，因此能够稳定地轴支承驱动轴5。

（4）叶片凸轮27的贯穿孔27a的内径在叶片凸轮27相对于转子6偏移得最多时，位于比转子6的狭缝61（背压室br）的内周侧端部靠近内周侧的位置。

即使在叶片凸轮27偏移得最多时也能够密封背压室br的基端部。

〔其他实施例〕

以上参照第一实施例说明了本发明，各发明的具体构成不限定于第一实施例，在不脱离发明主旨的范围的设计变更等也包含于本发明。

例如，在第一实施例中，在转子6的前泵体42侧配置了叶片凸轮27。也可以将其变更为，在转子6的压板41侧配置叶片凸轮27。在这样的情况下，需要将背压孔46设置在前泵体42侧。

并且，在实施例1中，叶片凸轮27设置为具有贯穿孔27a。也可以将其变更为，将叶片凸轮27形成为圆盘状，而不具有贯穿孔27a。在这样的情况下，需要在转子6的压板41侧配置叶片凸轮27。并且，因为不具有贯穿孔27a，所以驱动轴5仅轴支承于前泵体42而成为悬臂支承的状态。

Claims (6)

1.一种叶片泵，其具有：

转子，其通过驱动轴被旋转驱动；

叶片，其分别能够突出收起地收纳于形成在所述转子外周上的多个狭缝；

凸轮环，其摆动自如地配置为包围所述转子；

泵体，其将所述凸轮环、所述转子及所述叶片收纳在内部，

所述泵体具有与所述凸轮环和所述转子的轴向侧面相向地配置从而与所述凸轮环、所述转子及所述叶片共同形成多个泵室的面，

在所述泵体的所述面上设置有：

吸入孔，其在随着所述转子的旋转而多个所述泵室的容积扩大的吸入区域开口；

吸入侧背压孔，其被导入与所述吸入孔共用的压力，并且与所述狭缝的基端部连通，该狭缝收纳位于所述吸入区域的多个所述叶片；

排出孔，其在随着所述转子的旋转而多个所述泵室的容积缩小的排出区域开口；

排出侧背压孔，其被导入与所述排出孔共用的压力，并且与所述狭缝的基端部连通，该狭缝收纳位于所述排出区域的多个所述叶片，

该叶片泵的特征在于，设置有：

凹部，其设置在所述转子的与所述面在轴向上相反的一侧的端部，所述面形成有所述吸入侧背压孔和所述排出侧背压孔；

叶片凸轮，其配置于所述凹部，且外周面与所有所述叶片的基端部接触，从而强制地使所述叶片突出或收起，并且能够进行移动而使其相对于所述驱动轴的偏移量可变；

凸轮孔，其设置在所述泵体的与所述叶片凸轮抵接的一侧的面上，向收纳所述叶片凸轮的所述转子的所述凹部连通，

所述叶片凸轮用于划分收纳位于所述吸入区域的多个所述叶片的所述狭缝的基端部和收纳位于所述排出区域的多个所述叶片的所述狭缝的基端部。

2.如权利要求1所述的叶片泵，其特征在于，向所述凸轮孔导入吸入压。

3.如权利要求1或2所述的叶片泵，其特征在于，所述驱动轴贯穿在轴向上贯穿所述叶片凸轮的贯穿孔内，并用两侧轴支承于所述泵体，所述叶片凸轮的贯穿孔形成为，在所述叶片凸轮相对于所述驱动轴偏移得最多时，使所述驱动轴与所述贯穿孔的内周不抵接。

4.如权利要求3所述的叶片泵，其特征在于，在所述叶片凸轮相对于所述转子偏移得最多时，所述叶片凸轮的贯穿孔密封所述转子的所述狭缝的内周侧端部。

5.如权利要求4所述的叶片泵，其特征在于，所述泵体由前泵体和后泵体构成，所述叶片凸轮配置在所述后泵体侧。

6.如权利要求5所述的叶片泵，其特征在于，所述叶片凸轮形成为圆盘状。