CN103321896A - 叶片泵 - Google Patents

Abstract

一种叶片泵，设有：叶片，其以能够突出或没入的方式分别收容在形成于转子外周的多个切口中，在与转子的旋转轴垂直的面上将两端面形成为曲面状；叶片凸轮，其与转子的端部相接地设置，以使外周面与所有的叶片的内周侧端部相接的方式设置而强制地进行各叶片的突出，且能够以使偏心量相对于驱动轴可变的方式移动。据此，这种叶片泵，在转子低速旋转时也能够使叶片充分地突出，能够抑制叶片和定子内周的碰撞而降低噪音。

Description

叶片泵

技术领域

本发明涉及一种叶片泵。

背景技术

作为这种技术，公开有下述专利文献1(JP专利第3631264号公报)所记载的技术。该公开的技术为：在转子的与叶片收纳用切口槽的基端部对应的部分形成有与泵室的吸入侧区域、喷出侧区域对应地形成且导入泵的吸入侧、喷出侧的流体压的2个圆弧状槽部。

在专利文献1所记载的叶片泵中，叶片在导入圆弧状槽部的流体压和伴随转子的旋转产生的离心力的作用下从叶片收纳用切口槽突出，叶片的前端与定子(凸轮环)的内周抵接。然而，在转子的低速旋转时，由于离心力小，所以有时叶片的突出不充分，成为叶片的前端从定子的内周分离(离开)的状态。此时，若叶片收容用切口槽的基端部形成为导入喷出侧的流体压的圆弧状槽，则在叶片收容用切口槽中流入喷出侧的高压的工作液压，叶片与定子内周强烈碰撞，从而可能会产生较大的冲击音。

发明内容

本发明着眼于上述问题，其目的在于提供一种叶片泵，其在转子的低速旋转时也能够使叶片充分地突出，能够抑制叶片与定子内周的碰撞来降低噪音。

【用于解决问题的技术手段】

为了实现上述目的，本发明的叶片泵设有：叶片，其以能够突出或没入的方式分别收容在形成于转子的外周的多个切口中，在与转子的旋转轴垂直的面上将两端面形成为曲面状；叶片凸轮，其与转子的端部相接地设置，以使外周面与所有的叶片的内周侧端部相接的方式设置而强制地进行叶片的突出，且能够相对于驱动轴使偏心量可变地移动。

【发明效果】

因而，在转子的低速旋转时也能够使叶片充分地突出，还能够减小叶片和定子的间隙，抑制叶片和定子内周的碰撞来降低噪音。

附图说明

图1是应用实施例1的叶片泵的CVT的框图。

图2是从旋转轴方向观察实施例1的叶片泵的内部的剖视图。

图3是从旋转轴的径向观察实施例1的叶片泵的内部的剖视图。

图4是从转子的旋转轴方向观察实施例1的叶片的图。

图5是实施例1的转子、叶片及叶片凸轮的示意图。

图6是示出实施例1的背压口的设定方法的示意图。

图7是关于实施例1的叶片凸轮的周围的压力、叶片凸轮的作用力、叶片凸轮的摩擦力对驱动转矩的影响进行归纳的表。

图8是表示实施例1的转子、定子、叶片凸轮、叶片的位置关系的示意图。

图9是实施例1的叶片周边的放大示意图。

图10是从转子的旋转轴方向观察实施例2的叶片的图。

图11是从转子的旋转轴方向观察实施例3的叶片的图。

【符号说明】

5    驱动轴

6    转子

7    叶片

8    定子

27   叶片凸轮

40   后主体

40b  收容凹部(开口部)

41   压力板

42   前主体

45   吸入侧背压口

46   喷出侧背压口

47   凸轮口

61   切口

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

[实施例1]

〔叶片泵的整体结构〕

叶片泵1作为机动车的液压设备、具体为带式的无级变速器(CVT100)的液压供给源来使用。

叶片泵1由内燃机的曲柄轴驱动，进行工作流体的吸入以及喷出。作为工作流体，使用工作油、具体为ATF(自动变速器油)。

但是，上述描述不是用来限定本发明的，也可以应用于向CVT以外供给工作油的叶片泵。

图1是表示CVT100的一例的框图。在控制阀110内，设有：由CVT控制单元130控制的各种阀(换档控制阀(shift control valve)111、从动阀(secondary valve)112、从动压电磁阀(secondary pressure solenoid valve)113、线路压力电磁阀(line pressure solenoid valve)114、压力调节阀115、手动阀116、锁止/选择切换电磁阀117、离合器调节阀118、选择控制阀(select control valve)119、锁止电磁阀120、液力变矩器调节阀121、锁止控制阀122、选择开关阀123)。从叶片泵1喷出的工作油经由控制阀110向CVT100的各部分(主动带轮(primary pulley)101、从动带轮(secondary pulley)102、前进档离合器(forward clutch)103、倒档制动器(reverse brake)104、液力变矩器105、润滑冷却系统106)供给。

叶片泵1是能够使泵容量(每旋转1圈喷出的流体量)变化的可变容量型，在作为壳体的泵主体4内具有作为一体的单元的吸入喷出工作油的泵部和控制泵容量的控制部。图2及图3表示叶片泵1的截面的一部分。图2表示将除泵主体4之外的泵部用与旋转轴O垂直的平面剖开的截面，并且表示将控制部用通过控制阀2的轴的平面剖开的部分截面。图3表示将包含泵主体4在内的泵部用通过旋转轴O的平面剖开的截面。为了便于说明，在控制阀2的轴延伸的方向上设置x轴，将阀体(滑柱20)从螺线管SOL分离的一侧作为x轴正方向。在叶片泵1的旋转轴O延伸的方向上设定z轴，将图2的纸面上方作为z轴正方向。

(泵部的结构)

泵部作为主要的结构部分具有由曲柄轴驱动的驱动轴(旋转轴)5、由驱动轴5驱动旋转的转子6、以能够突出或没入的方式分别收容在形成于转子6的外周的多个切口61的叶片7、包围转子6而设置的定子8、包围定子8而设置的接合环9。

泵主体4包括：在收容凹部40b内收容转子6、叶片7及定子8的后主体40；收容在后主体40的收容凹部40b的z轴负方向侧底部，并且设置在定子8及转子6的z轴负方向侧，与转子6、叶片7及定子8一起形成多个泵室r的压力板41；闭塞收容凹部40b的开口，并且设置在定子8及转子6的z轴正方向侧，与转子6、叶片7及定子8一起形成多个泵室r的前主体42。

在泵主体4(后主体40、压力板41、前主体42)上旋转自如地轴支承驱动轴5。驱动轴5的z轴正方向侧经由链条与内燃机的曲柄轴结合，与曲柄轴同步旋转。在驱动轴5的外周同轴固定(锯齿结合)有转子6。转子6与驱动轴5一起绕旋转轴O向图2的顺时针方向旋转。

在后主体40上形成有沿z轴方向延伸的有底圆筒状的收容凹部40b。在收容凹部40b的内周设置圆环状的接合环9。接合环9的内周面构成沿z轴方向延伸的大致圆筒状的收容孔90。在收容孔90内收容摆动自如的圆环状的定子8。在接合环9的x轴正方向侧设置作为弹性构件的螺旋弹簧SPG的一端，螺旋弹簧SPG的另一端设置在定子8的x轴正方向侧。螺旋弹簧SPG以压缩状态设置，相对于接合环9将定子8始终向x轴负方向侧施力。

在接合环9和定子8之间设置有销PIN，该销PIN被夹到接合环9的内周面(滚动面91)上设置的凹部和定子8的外周面(定子外周面81)的凹部之间而将两者卡住。销PIN的两端固定设置在泵主体4上。定子8相对于接合环9被设有销PIN的滚动面91支承，以滚动面91为支点摆动自如地设置。销PIN抑制定子8相对于接合环9的位置偏差(相对旋转)。夹着旋转轴O在销PIN的大致相反侧的接合环9的内周面(收容孔90)设置有密封构件S1。

当定子8摆动时，接合环9的滚动面91与定子外周面81抵接，并且密封构件S1与定子外周面81滑动接触。若将定子8相对于旋转轴O的偏心量设为δ，则偏心量δ在定子8的中心轴与旋转轴O一致的位置(最小偏心位置)达到最小(零)，在定子外周面81于x轴负方向侧与接合环9的内周面(收容孔90)抵接的图2的位置达到最大。

转子6设置在定子8的内周侧。在转子6上以放射状形成有多个槽(切口61)。各切口61在从z轴方向观察的情况下，从转子外周面6a朝向旋转轴O以规定深度沿转子径向延伸而直线状设置，形成在转子6的z轴方向整个范围内。切口61在将转子6沿周方向等分割的位置上形成有11处。在各切口61的内周侧(朝向旋转轴O的一侧)的基端部形成有沿z轴方向延伸的背压室br。需要说明的是，背压室br形成为与切口61同样的槽形状。

叶片7为大致矩形状的板构件，在各切口61中以能够进出的方式分别收容有1片。需要说明的是，切口61和叶片7的数目可以不限于11个。而且，对于叶片7的形状将在后面详细叙述。

在转子6的z轴方向正侧形成有在轴向上具有深度的圆形凹部62。圆形凹部62的内径形成为将叶片7从切口61最大程度突出时的基端部连结而成的圆形状。

在圆形凹部26中收容有具有贯通孔27a的环状的叶片凸轮27。叶片凸轮27的外径形成为从定子8的内周面(定子内周面80)的直径减去叶片7的长度的二倍值之后的大小。也就是说，叶片凸轮27与定子8一起偏心，叶片凸轮27的外周面(叶片凸轮外周面27b)以始终与所有的叶片7的基端部相接的方式形成。

叶片凸轮27的轴向厚度形成为与圆形凹部62的深度大体相同。另外，在贯通孔27a内贯通有驱动轴5，贯通孔27a的内径以在叶片凸轮27最大程度偏心时不与驱动轴5相接的方式形成，并且以比背压室br的基端部更靠内周侧的方式形成。也就是说，在叶片凸轮27最大程度偏心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6a)和定子内周面80和压力板41的z轴正方向侧面410、前主体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r。以下，将在转子6的旋转方向(图2中的顺时针方向。以下，简称为“旋转方向”，将转子6的旋转方向的反方向称为“旋转负方向”。)上相邻的叶片7彼此之间(2个叶片7的侧面间)的距离称为1个间距。1个泵室r的旋转方向宽度为1个间距而不发生变化。

在定子8的中心轴相对于旋转轴O(向x轴负方向侧)偏心的状态下，随着从x轴正方向侧朝向x轴负方向侧，转子外周面6a和定子内周面80之间的转子径向上的距离(泵室r的径向尺寸)变大。根据该距离的变化使叶片7相对于切口61进出，由此隔出各泵室r，并且x轴负方向侧的泵室r相比x轴正方向侧的泵室r容积大。根据该泵室r的容积的差异，随着相对于旋转轴O在图2的下侧使转子6旋转(泵室r朝向x轴负方向侧)而使泵室r的容积扩大，另一方面随着相对于旋转轴O在图2的上侧使转子6旋转(泵室r朝向x轴正方向侧)而使泵室r的容积缩小。

〔泵主体的详细情况〕

(压力板)

在压力板41上形成有吸入口43a、喷出口44a及背压口45、46。各口形成在压力板41的z轴正方向侧面410上。

吸入口43a是成为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，设置在根据转子6的旋转而使泵室r的容积扩大的区间。吸入口43a是沿着吸入侧的泵室r形成为以旋转轴O中心的大致圆弧状的槽，被导入泵吸入侧的液压。在与吸入口43a对应的角度范围、即与相对于旋转轴O的吸入口43a的x轴正方向侧的始点和x轴负方向侧的终点所成的大致4.5间距量相当的角度的范围内，设有叶片泵1的吸入区域。

喷出口44a是成为从喷出侧的泵室r向外部喷出工作油时的出口的部分，设置在根据转子6的旋转而使泵室r的容积缩小的区间。喷出口44a是沿着喷出侧的泵室r形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状的槽，被导入泵喷出侧的液压。

在与喷出口44a对应的角度范围、即与相对于旋转轴O的喷出口44a的x轴负方向侧的始点和x轴正方向侧的终点所成的大致4.5间距量相当的角度的范围内，设有叶片泵1的喷出区域。在吸入口43a的终点和喷出口44a的始点所成的角度的范围内设有第1闭合区域，在喷出口44a的终点和吸入口43a的始点所成的角度的范围内设有第2闭合区域。第1闭合区域及第2闭合区域是将处于该区域内的泵室r的工作油闭合起来而抑制吸入口43a和喷出口44a连通的区域。第1、第2闭合区域的角度范围分别相当于大致1间距量。

在压力板41上，与叶片7的根部(背压室br、转子6的切口基端部)连通的背压口45、46在吸入侧和喷出侧分别分离地设置。吸入侧背压口45是将位于大部分吸入区域的多个叶片7的背压室br和吸入口43a连通的口。吸入侧背压口45是被导入泵吸入侧的液压的槽，沿着叶片7的背压室br(切口基端部)的配置形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状。

喷出侧背压口46是与位于喷出区域及第1、第2闭合区域的大致一半量的多个叶片7的背压室br连通的口。喷出侧背压口46是被导入泵喷出侧的液压的槽，沿着叶片7的背压室br(切口基端部)的配置形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状。

吸入侧背压口45及喷出侧背压口46不管定子8的偏心位置如何，在从z轴方向观察时都设置在与背压室br大部分重叠的转子径向位置，在与背压室br重叠时与之连通。

需要说明的是，叶片7“位于吸入区域”是指从z轴方向观察时叶片7的前端部(叶片前端部70)与吸入口43a重叠，叶片7“位于喷出区域等”是指从z轴方向观察时叶片前端部70与喷出口44a等重叠。

(后主体)

在后主体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的内周设置有作为轴承的套筒48，在套筒48的内周侧旋转自如地设置有驱动轴5的z轴负方向端部。低压室40e经由贮存器设置孔400与图外的贮存器连通。贮存器是贮存工作油而能够向叶片泵1供给的工作油源，贮存器中的工作油的压力大致为大气压。

高压室40f分别在收容凹部40b的z轴负方向侧的底部呈袋状设置。高压室40f与液压回路3的喷出通路30连通。喷出通路30与经由测流口(节流口320)向叶片泵1的外部的CVT100供给供给压的供给通路34连通。

(前主体)

在前主体42的内部形成有轴承保持孔42d及低压室42e。在轴承保持孔42d的内周设置有作为轴承的套筒49，在套筒49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经由在后主体40上设置的连通路401与后主体40的低压室40e连通。

在前主体42上形成有吸入口43b、喷出口44b、凸轮口47。各口形成在前主体的z轴负方向侧面420上。

吸入口43b是成为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所示设置在根据转子6的旋转而使泵室r的容积扩大的区间。吸入口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，被导入泵吸入侧的液压。在与吸入口43b对应的角度范围、即与相对于旋转轴O的吸入口43b的x轴正方向侧的始点和x轴负方向侧的终点所成的大致4.5间距量相当的角度的范围内，设有叶片泵1的吸入区域。

喷出口44b是成为从喷出侧的泵室r向外部喷出工作油时的出口的部分，设置在根据转子6的旋转而使泵室r的容积缩小的区间。喷出口44b是沿着喷出侧的泵室r形成为以旋转轴O为中心的大致圆弧状的槽，被导入泵喷出侧的液压。

在与喷出口44b对应的角度范围、即与相对于旋转轴O的喷出口44b的x轴负方向侧的始点和x轴正方向侧的终点所成的大致4.5间距量相当的角度的范围内，设有叶片泵1的喷出区域。在吸入口43b的终点和喷出口44b的始点所成的角度的范围内设有第1闭合区域，在喷出口44a的终点和吸入口43b的始点所成的角度的范围内设有第2闭合区域。第1闭合区域及第2闭合区域是将位于该区域内的泵室r的工作油闭合起来而抑制吸入口43b和喷出口44b连通的区域。第1、第2闭合区域的角度范围分别相当于大致1间距量。

凸轮口47沿着转子6的圆形凹部62的内周以将旋转轴O作为中心的圆状设置在整周上，在凸轮口47中导入泵吸入侧的液压。

〔叶片的详细情况〕

图4是从转子6的旋转轴方向观察叶片7的图。叶片7的定子8侧端部(叶片前端部70)和转子6侧端部(叶片基端部71)形成为从转子6的旋转轴方向观察时(在与旋转轴垂直的平面上)向外侧凸出的曲面状。叶片前端部70的曲面的中心c2及叶片基端部71的曲面的中心c1位于叶片7的轴线上，比叶片7的轴向长度中心更偏向叶片前端部70侧设置。另外，形成为在将叶片前端部70的曲面的半径设为r2、将叶片基端部71的曲面的半径设为r1时，半径r2和半径r1之和与叶片7的轴向长度B一致。也就是说，以使叶片前端部70的曲面的中心c2和叶片基端部71的曲面的中心c1一致的方式形成。进而，叶片前端部70的曲面的半径r2形成为比叶片基端部71的曲面的半径r1小。

需要说明的是，实际上，也可以不使半径r2和半径r1之和与叶片7的轴向长度B完全一致，还可以不使中心c2和中心c1位于叶片7的轴线上。即，只要是叶片前端部70的曲面的中心c2和叶片基端部71的曲面的中心c1位于彼此靠近的位置，各自的中心位于比叶片7的轴向长度中心更靠叶片前端部70侧的位置即可。

〔控制部的结构〕

叶片泵1的控制部由控制室R1、R2、控制阀2和液压回路3构成。接合环9的收容孔90和定子外周面81之间的空间的z轴负方向侧被压力板41封闭，z轴正方向侧被前主体42封闭，另一方面，通过滚动面91和定子外周面81的抵接部及密封构件S1和定子外周面81的抵接部液密地隔出2个控制室R1、R2。在定子8的外周侧，在定子8的偏心量δ增大的方向即x轴负方向侧隔出第1控制室R1，在偏心量δ减少的方向即x轴正方向侧隔出第2控制室R2。

液压回路3具有在泵主体4内将各部分连接的工作油的通路，各通路主要设置在后主体40上。另外，在后主体40上形成有沿x轴方向延伸的大致圆筒状的阀收容孔40a，在阀收容孔40a中收容有控制阀2的滑柱20。与泵部的喷出口44连通的喷出通路30分支成第1控制原始压力通路31和喷出通路32。

第1控制原始压力通路31向阀收容孔40a的x轴负方向侧开口，作为控制定子8的偏心量δ(泵容量)的液压(控制压)的原始压力，向控制阀2供给与从喷出口44喷出的液压(喷出压)大致相同的压力。在喷出通路32上设有与通路的其他的部位相比流路截面积小的作为节流部的节流口320。喷出通路32在节流口320的下游分支成第2控制原始压力通路33和供给通路34。

供给通路34将来自喷出口44的喷出压经由节流口320而稍许降压后的液压(供给压)向CVT100供给。

第2控制原始压力通路33向阀收容孔40a的x轴正方向侧开口，作为控制压的原始压力，向控制阀2供给与供给压大致相同的压力。

在阀收容孔40a中，在x轴正方向侧与第1控制原始压力通路31的开口部相邻地开口有第1控制通路35。第1控制通路35经由沿径向贯穿接合环9的贯通孔92与泵部的第1控制室R1连通。进而，在阀收容孔40a中，在x轴负方向侧与第2控制原始压力通路33的开口部相邻地开口有第2控制通路36。第2控制通路36经由沿径向贯穿接合环9的另一贯通孔93与泵部的第2控制室R2连通。

控制阀2为液压控制阀(滑阀)，通过使阀体(滑柱20)动作(变位)切换向第1控制室R1及第2控制室R2的工作油的供给。控制阀2具有在阀收容孔40a内以能够沿x轴方向变位(冲程)的方式收容的滑柱20、在阀收容孔40a内以压缩状态设置在滑柱20的x轴正方向侧且将滑柱20始终朝x轴负方向侧施力的作为复位弹簧的螺旋弹簧21。螺旋弹簧21的x轴正方向端由与阀收容孔40a的x轴正方向侧的螺纹部40c螺合的保持器22保持。

控制阀2是一体地设有螺线管SOL的电磁阀。控制阀2的工作(滑柱20的变位)被与泵部的喷出流量对应地作用于滑柱20的两侧的液压(第1、第2液压)之差控制，并且基于来自CVT控制单元130的指令而被由螺线管SOL作用于滑柱20的推力控制。

滑柱20具备口遮断用(或口开度可变用)的第1大径部201及第2大径部202。第1大径部201设置在滑柱20的x轴负方向侧，第2大径部202设置在滑柱20的x轴正方向侧的端部。上述大径部201、202为大致圆柱形状，具有与大致圆筒状的阀收容孔40a的内径尺寸大体上一致的外径尺寸。

阀收容孔40a的内部被第1大径部201和螺线管SOL的X轴负方向端部划出第1压力室23，被第2大径部202和阀收容孔40a的x轴正方向端部划出第2压力室24，被第1大径部201和第2大径部202划出排泄室25。不管滑柱20的变位如何，第1控制原始压力通路31始终向第1压力室23开口，第2控制原始压力通路33始终向第2压力室24开口。排泄室25始终与图外的排泄通路连通而保持在低压(向大气压开放)。

通过滑柱20沿x轴方向变位，各控制通路35、36的阀收容孔40a中的开口部(工作油的给排孔即口)被各大径部201、202堵塞的面积(通路的开口面积)发生变化，由此切换各通路的连通状态或遮断状态。

各开口部如下配置。在滑柱20向x轴负方向侧最大程度变位的状态下，第1控制通路35的开口部被第1大径部201遮断与第1压力室23的连通，而与排泄室25连通。在相同的状态下，第2控制通路36的开口部被第2大径部202遮断与排泄室25的连通，而与第2压力室24连通。

随着滑柱20向x轴正方向侧变位，第1控制通路35的开口部被第1大径部201堵塞的面积增大，遮断第1控制通路35和排泄室25的连通。而且，在滑柱20的x轴正方向侧的变位量达到规定以上时，第1控制通路35和第1压力室23连通。

另外，随着滑柱20向X轴正方向侧变位，第2控制通路36的开口部被第2大径部202堵塞的面积增大，遮断第2控制通路36和第2压力室24的连通，而且，在滑柱20的x轴正方向侧变位量达到规定以上时，第2控制通路36和排泄室25连通。

螺线管SOL基于来自CVT控制单元130的指令而被通电，由此以与通电量对应的推力将阀芯2a向x轴正方向侧推压。阀芯2a的x轴正方向端部与滑柱20的x轴负方向端部抵接，通过螺线管SOL的电磁力将滑柱20向x轴正方向侧施力，由此能够获得与将螺旋弹簧21的初始设置载荷变更成较小时相同的作用。此时，以比螺线管SOL的非动作时小的差压(较早的时刻)使滑柱20变位，达成较低的喷出流量后，维持恒定的流量。即，能够通过螺线管SOL产生的作用力控制喷出流量。CVT控制单元130例如对螺线管SOL进行PWM控制，通过使驱动电压的脉冲宽度变化而向螺线管SOL的线圈通入期望的实效电流，使阀芯2a的驱动力连续地变化。CVT控制单元130根据油门开度、发动机转速、车速之类的行驶状况对线路压力进行适当控制。因而，在要求高喷出流量时，将螺线管SOL中通入的电流(电磁力)关闭或减小，在要求低喷出流量时，减螺线管SOL中通入的电流(电磁力)增大。

〔作用〕

接着，对实施例1的叶片泵1的作用进行说明。

(泵作用)

通过在使定子8相对于旋转轴O向x轴负方向偏心的状态下使转子6旋转，泵室r绕旋转轴旋转的同时周期性扩张收缩。在泵室r向旋转方向扩大的吸入区域，从吸入口43向泵室r吸入工作油。在泵室r向旋转方向缩小的喷出区域，从泵室r向喷出口44喷出上述吸入的工作油。

具体为，在着眼于某一泵室r时，在吸入区域，直到该泵室r的旋转负方向侧的叶片7(以下，称为“后侧叶片7”。)通过吸入口43的终点为止，换句话说，直到旋转方向侧的叶片7(以下，称为“前侧叶片7”。)通过喷出口44的始点为止，该泵室r的容积增大。这期间，由于该泵室r与吸入口43连通，所以从吸入口43吸入工作油。

在第1闭合区域，在该泵室r的后侧叶片7(的旋转方向侧的面)与吸入口43的终点一致、前侧叶片7(的旋转负方向侧的面)与喷出口44的始点一致的旋转位置，该泵室r与吸入口43和喷出口44都不连通，被液密地保持。

在该泵室r的后侧叶片7通过吸入口43的终点(前侧叶片7通过喷出口44的始点)之后，在喷出区域，与旋转对应地该泵室r的容积减少，与喷出口44连通，所以从泵室r向喷出口44喷出工作油。

另外，在第2闭合区域，在该泵室r的后侧叶片7与喷出口44的终点一致、前侧叶片7与吸入口43的始点一致的位置，该泵室r与喷出口44和吸入口43都不连通，被液密地保持。

在实施例1中，由于第1、第2闭合区域的范围分别设置成1间距量(1个泵室r的量)，所以能够在抑制吸入区域和喷出区域连通的同时尽量扩大两区域，由此提高泵效率。需要说明的是，也可以将闭合区域(吸入口43和喷出口44的间隔)设置在1间距以上的范围内。

(容量可变作用)

在定子8向x轴负方向侧摆动而使相对于转子6的偏心量δ不为零时，在吸入区域，泵室r的容积随着转子6旋转而扩大，在泵室r位于第1闭合区域时达到最大。在喷出区域，泵室r的容积随着转子6旋转而缩小，在泵室r位于第2闭合区域时达到最小。在图2所示的最大偏心位置，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，在定子8向x轴正方向侧摆动而使偏心量δ达到最小(零)的最小偏心位置，无论是吸入区域还是喷出区域，泵室r的容积都不会随着转子6的旋转而扩大或缩小。换言之，泵室r间的容积差达到最小(零)，泵容量也达到最小。这样，对应于定子8的摆动量，容积差发生变化，与之相对应地泵容量也发生变化。

叶片泵1具有作为用于将泵容量可变地控制的机构的控制阀2。控制阀2从喷出口44接收压力的供给，将供给的压力作为原始压力，形成用于控制偏心量δ的控制压。即，在喷出区域的泵室r中被压缩的工作油经喷出口44向高压室40f供给。高压室40f的工作油通过通路30、31向控制阀2的第1压力室23供给，并且通过通路30、32、33向控制阀2的第2压力室24供给。

第1控制室R1被从控制阀2的第1压力室23经由第1控制通路35供给工作油(控制压)，由此产生克服螺旋弹簧SPG的作用力而将定子8朝x轴正方向侧推压的第1液压力。第2控制室R2被从控制阀2的第2压力室24经由第2控制通路36供给工作油(控制压)，由此产生附加在螺旋弹簧SPG的作用力上将定子8朝x轴负方向侧推压的第2液压力。

在第1、第2液压力的合计为将定子8向x轴正方向侧推动的方向时，若与该液压力相比通过螺旋弹簧SPG将定子8向x轴负方向侧推动的作用力小，则定子8向x轴正方向侧移动。于是，偏心量δ变小，泵室r的缩小时和扩大时的容积差变小，所以泵容量减少。相反，在第1、第2液压力的合计为将定子8向x轴正方向侧推动的方向时与该液压力相比螺旋弹簧SPG的作用力大的情况下、或者上述液压力的合计为将定子8向x轴负方向侧推动的方向的情况下，定子8向x轴负方向侧移动。于是，偏心量δ变大，泵室r的缩小时和扩大时的容积差变大，所以泵容量增加。

在没有向第1、第2控制室R1、R2供给工作油的状态下，定子8被螺旋弹簧SPG向x轴负方向侧施力，偏心量δ达到最大。

需要说明的是，也可以不设置第2控制室R2，仅通过第1控制室R1的液压力对偏心量δ进行控制。另外，作为对定子8施力的弹性构件，也可以利用螺旋弹簧以外的构件。

控制阀2通过滑柱20的变位切换控制压的供给。即，通过使滑柱20向x轴正方向侧变位，从第1压力室23经由第1控制通路35向第1控制室R1供给工作油(控制压)。相反，通过使滑柱20向x轴负方向侧变位，从第2压力室24经由第2控制通路36向第2控制室R2供给工作油(控制压)。滑柱20通过从喷出口44供给的压力(第1、第2液压力)的作用而变位。因而，通过与作为控制对象的泵部的动作对应地自动地使控制阀2动作，由此没有必要另行设置用于对控制阀2的动作进行控制的控制机构，能够简化结构。

具体为，若控制阀2在转子6的转速比零大且为规定值α以下时在滑柱20上作用第1、第2液压力，则以供给增大偏心量δ的控制压的方式使滑柱20向x轴负方向侧变位。另一方面设置成，若在转子6的转速比规定值α大时在滑柱20上作用第1、第2液压，则以供给减少偏心量δ的控制压的方式使滑柱20向x轴正方向侧变位。因而，能够以叶片泵1低速旋转时增大泵容量、高速旋转时减少泵容量的方式自动地控制。

也可以更具体地如下说明。在转子6的转速比零大且为规定值α以下时，第1控制通路35的开口部被第1大径部201堵塞而遮断与第1压力室23的连通，并且在转子6的转速比规定值α大时，第1控制通路35的开口部不被第1大径部201堵塞而与第1压力室23连通，以如此方式对滑柱20的位置进行控制。因而，能够以叶片泵1低速旋转时增大泵容量的方式进行控制。

另外，在阀收容孔40a中，开口有供给增大偏心量δ的控制压的第2控制通路36。在转子6的转速比零大且为规定值α以下时，第2控制通路36的开口部不被第2大径部202堵塞而与第2压力室24连通，并且在转子6的转速比规定值α大时，第2控制通路36的开口部被第2大径部202堵塞而遮断与第2压力室24的连通，以如此方式对滑柱20的位置进行控制。因而，能够以叶片泵1高速旋转时减少泵容量的方式进行控制。

在从喷出口44向第2压力室24供给压力(控制压的原始压力)的通路32上设有与通过流量的增大对应地产生大的差压的节流口320，所以向第2压力室24供给比喷出压低的液压。另一方面，在从喷出口44向第1压力室23供给压力(控制压的原始压力)的通路31上没有设置节流口，所以向第1压力室23供给与喷出压大体上相同的液压。

即，向第1控制室R1和第2控制室R2供给的工作油的压力带有差压，根据该差压的大小确定定子8的摆动量。因此，能够更加容易地实现使泵容量减少的自动控制。在实施例1中，差压产生机构设置成了节流口320，所以能够简化结构。需要说明的是，也可以省略第2压力室24而只通过第1压力室23对定子8的偏心量δ进行控制。这种情况下，能够通过螺旋弹簧21的作用力和第1压力室23的压力使滑柱20变位。

CVT控制单元130通过螺线管SOL对控制阀2的动作进行控制，通过使滑柱20变位来切换向第1、第2控制室R1、R2的工作油的供给，使第1、第2液压力适当发生变化。因而，与根据叶片泵1的转速将泵容量如上所述自动地进行控制的情况不同，能够与叶片泵1的转速(发动机转速)独立地例如根据CVT100的动作状态对泵容量任意地进行控制。需要说明的是，控制阀2也可以不是能够由螺线管SOL控制的电磁阀，可以省略螺线管SOL。叶片泵1通过如上所述对泵容量进行可变控制，降低泵驱动所需的转矩(驱动转矩)，将泵输出抑制到必要最低限度。由此，相比固定容量泵能够降低损失转矩(动力损失)。

(基于背压口的分离实现的动力损失降低)

由于转子6旋转时在叶片7上作用离心力(使叶片7向外径方向移动的力)，所以转速充分高等规定的条件满足时，叶片7的前端部从切口61突出，与定子8的定子内周面80滑动接触。通过叶片前端部与定子内周面80滑动接触来限制叶片7的外径方向的移动。

在叶片7从切口61突出时叶片7的背压室br的容积扩大，在叶片7没入到(收纳到)切口61时叶片7的背压室br的容积缩小。若在定子8相对于旋转轴O向x轴负方向偏心的状态下使转子6旋转，则与定子内周面80滑动接触的各叶片7的背压室br在绕旋转轴O旋转的同时周期性扩张收缩。

在此，在背压室br扩大的吸入区域，若无法向背压室br供给工作油，则有可能叶片7的突出(伸出)受到阻碍，叶片前端部不与定子内周面80抵接，无法确保泵室r的液密性。另一方面，在背压室br缩小的喷出区域，若无法从背压室br顺利地排出工作油，则叶片7向切口61的收纳(拉入)受到阻碍，叶片前端部和定子内周面80的滑动阻力增加。

为此，在实施例1的叶片泵1中，从吸入侧背压口45向位于吸入区域的背压室br供给工作油。由此，叶片7的突出性提高。另外，从位于喷出区域的背压室br向喷出侧背压口46排出工作油。由此，降低叶片7的滑动阻力。

具体为，在吸入区域，在叶片7的前端部作用吸入口43内的压力，在叶片基端部(根部)作用吸入侧背压口45内的压力。吸入侧背压口45和吸入口43都与共用的工作油源即低压室40e、42e连通，所以吸入口43内的压力和吸入侧背压口45内的压力都为低压。因而，作用于叶片前端部的压力和作用于叶片基端部的压力之差不大。更具体为，工作油自贮存器经低压室40e、42e从连通路412、422向吸入口43供给，从连通路413向吸入侧背压口45供给。在叶片泵1驱动时，在吸入区域，工作油被持续吸入，所以吸入口43内的压力(吸入压)为负压，即为大气压以下。另一方面，由于吸入侧背压口45经由低压室40e、42e与吸入口43连通，所以从连通路413向吸入侧背压口45供给接近吸入压的压力的工作油。

在喷出区域，在叶片前端部作用喷出口44内的压力，在叶片基端部作用喷出侧背压口46内的压力。喷出侧背压口46和喷出口44都经由连通路414、415与高压室40f连通，喷出口44内的压力和喷出侧背压口46内的压力都为高压。因而，作用于叶片前端部的压力和作用于叶片基端部的压力之差不大。具体为，在叶片泵1驱动时，在喷出区域通过泵作用使工作油的压力上升，所以喷出口44内的压力成为比大气压高的喷出压。另一方面，由于喷出侧背压口46经由高压室40f与喷出口44连通，所以成为接近喷出压的高压。

因此，抑制叶片前端部70被不必要地强行压向定子内周面80，将叶片7与定子内周面80滑动接触时的摩擦所造成的损失转矩抑制到很低。

如此，在叶片泵1中，将与叶片7的背压室br连通的背压口在吸入侧和喷出侧分离，在吸入工序和喷出工序这两方抑制在叶片7的叶片前端部和叶片基端部产生(像喷出压和吸入压之差那样大的)压力差。因此，能够通过离心力将叶片7适度地压向定子8，同时降低滑动阻力。因而，能够降低磨损，并且不会为了使转子6旋转而浪费多余的驱动转矩，所以能够降低动力损失。换言之，叶片泵1为相对于转速的驱动转矩低、高效率的(即能够降低动力损失而改善燃料效率)的所谓低转矩式泵，与通常的可变容量叶片泵相比，具有同一规格下喷出量大的(即能够小型化的)特征。

(基于叶片凸轮实现的噪音的抑制)

即使是如上所述在吸入区域中从吸入侧背压口45向背压室br供给工作油的构造，在内燃机的启动时或怠速状态等的泵低速旋转区域，作用于叶片7的离心力也较小。因而，在泵低速旋转时，有可能在吸入工序中叶片7的突出不充分，成为叶片前端部从定子内周面80分离的状态。若在该状态下叶片7(的背压室br)临近喷出侧背压口46，则在叶片7(叶片基端部71)上作用急剧高的压力，所以叶片7被强力地推压而伸出，强力地与定子8碰撞，此时可能会产生噪音。

为此，在实施例1中，在转子6的z轴正方向相邻地设有叶片凸轮27。该叶片凸轮27的外径形成为从定子内周面80的直径中减去叶片7的长度的二倍值之后的大小。也就是说，形成为叶片凸轮27与定子8一起偏心，叶片凸轮外周面27b始终与所有的叶片7的基端部相接。

图5是转子6、叶片7及叶片凸轮27的示意图。图5是转子6的z轴正方向侧端面附近的立体图。叶片凸轮27与定子8一起偏心，如图5所示将叶片7的基端部推起。由此，即使像启动时或怠速状态等的泵低速旋转区域那样作用于叶片7的离心力小，仅在离心力作用下叶片7的突出不充分的状态下，通过叶片凸轮27也能够实现必要充分的突出，能够防止噪音的产生。

(驱动轴的稳定轴支承)

优选驱动轴5在两端被轴支承。为此，在实施例1中，在叶片凸轮27上设置贯通孔27a，驱动轴5在贯通孔27a内贯通，驱动轴5的两端被后主体40及前主体42轴支承。另外，贯通孔27a的内径以在叶片凸轮27最大程度偏心时不与驱动轴5相接的方式形成。

由此，由于能够对驱动轴5的两端进行轴支承，所以能够将驱动轴5稳定地轴支承。

(叶片凸轮的密封功能确保)

对于转子6的切口61及背压室br，在吸入区域供给吸入背压口45内的液压，在喷出区域供给喷出背压口46内的液压。因此，在叶片凸轮27和转子6相接的面上，也需要对分别处于吸入区域及喷出区域的切口61及背压室br彼此进行密封。为此，在实施例1中，贯通孔27a的内径以在叶片凸轮27最大程度偏心时位于比背压室br的基端部更靠内周侧的位置的方式形成。

由此，在叶片凸轮27最大程度偏心时也能够将背压室br的基端部密封。另外，相对于转子6的圆形凹部62的深度，将叶片凸轮27的厚度在不妨碍叶片凸轮27的动作的范围内设定成最大限度，进而，将叶片7的长度在不妨碍叶片7在定子8和叶片凸轮27之间动作的范围内设定成最大限度的尺寸，所以能够对分别处于吸入区域及喷出区域的切口61及背压室br彼此进行密封。

(凸轮口的作用)

在叶片凸轮27的外周，通过叶片凸轮27及转子6的圆形凹部62、叶片7、泵主体4按照叶片7的数目形成有叶片凸轮室cr。叶片凸轮室cr的容积随着转子6的旋转而变化。具体为，在吸入区域随着旋转而减少，在喷出区域随着旋转而增加。需要说明的是，吸入区域中的叶片凸轮室cr的容积减少量的合计与喷出区域中的叶片凸轮室cr的容积增加量的合计相等。

若没有伴随叶片凸轮室cr的容积变化而工作油在叶片凸轮室cr中进出，则叶片凸轮室cr成为闭合状态，转子6被锁定，所以在实施例1中在与转子6的圆形凹部62相面对的前主体的Z轴负方向侧面420设置凸轮口47，从而能够使工作油进出叶片凸轮室cr。另外，凸轮口47在整周上设置，其中导入泵吸入侧的液压(吸入压)。随着转子6的旋转在吸入工序中伴随叶片凸轮室cr的容积减少而排出的工作油，基本上通过凸轮口47流入喷出工序的容积增加的叶片凸轮室cr。此时，由于在凸轮口47中导入吸入压，所以凸轮口47的压力被保持在吸入压。由此，工作油没有被封在叶片凸轮室cr中，不会妨碍转子6的旋转。

(向叶片凸轮的作用力降低及驱动转矩增大的抑制)

图6是示出用于向叶片凸轮室cr导入液压的凸轮口47的设定方法的示意图。图6中叶片7只示出了4个。在实施例1中，在泵主体4上凸轮口47在整周上设置。在该凸轮口47中导入泵吸入侧的液压(吸入压)。但是，向凸轮口47的液压的导入主要考虑了4个方案。

首先，方案1是将凸轮口47在吸入区域和喷出区域分别分离地形成2个，在吸入区域的凸轮口47中导入吸入压，在喷出区域的凸轮口47中导入泵喷出侧的液压(喷出压)(图6(a))。接着，方案2是如实施例1那样将凸轮口47在整周上形成，在凸轮口47中导入吸入压(图6(b))。然后，方案3是将凸轮口47在整周上形成，在凸轮口47中吸入压和喷出压的任一个均不直接导入，结果是凸轮口47的压力成为喷出压和吸入压的中间压(图6(c))。最后，方案4是将凸轮口47在整周上形成，在凸轮口47中导入喷出压(图6(d))。

图7是关于各个方案中的叶片凸轮27的周围的压力、叶片凸轮27的作用力、叶片凸轮27的摩擦力对驱动转矩的影响进行归纳的表。图中的记号按照影响逐渐小的顺序排列为◎→○→□→△。

<关于方案1>

·叶片凸轮周围的压力

由于在吸入区域的凸轮口47作用有吸入压，在喷出区域的凸轮口47作用有喷出压，所以在叶片凸轮27的周围，喷出区域中作用喷出压，吸入区域中作用吸入压。

·叶片凸轮作用力：径向

如前所述，由于在叶片凸轮27的周围，在喷出区域作用喷出压，在吸入区域作用吸入压，所以在叶片凸轮27上整体从喷出区域侧朝向吸入区域侧(从图6(a)的右向左)作用力。该作用力被位于力的方向侧的叶片7承受。承受作用力的叶片7的数目还取决于转子6的旋转位置，但大部分的力被1～2片的叶片7承受。由于在叶片凸轮27的外周大约半周的区域中作用有吸入压和喷出压，吸入压和喷出压的差压量只由1～2片的叶片7承受，所以需要提高叶片7与定子内周面80接触的接触面的耐久性，还需要提高叶片凸轮27的强度。

·叶片凸轮作用力：轴向

叶片凸轮27将转子6的切口61及背压室br密封。因此，在叶片凸轮27的轴向上也作用液压。但是，由于在吸入区域的凸轮口47作用有吸入压，在喷出区域的凸轮口47作用有喷出压，所以在轴向上取得平衡，在叶片凸轮27上基本上不作用轴向的力。

·对驱动转矩的影响

由于在叶片凸轮27基本上不作用轴向的力，所以叶片凸轮27本身的摩擦对驱动力的影响几乎没有。但是，因径向上作用于叶片凸轮27的力而将叶片7压向定子8，所以摩擦增加，驱动转矩稍许增大。

<关于方案2>

·叶片凸轮周围的压力

由于在整周上吸入压作用于凸轮口47，所以在叶片凸轮27的周围在整周上作用吸入压。

·叶片凸轮作用力：径向

如前所述，由于在叶片凸轮27的周围在整周上作用吸入压，所以在叶片凸轮27本身上不作用基于工作油的力。但是，由于在喷出区域中在叶片7的前端作用喷出压，在叶片7的基端部的叶片凸轮27的接触部作用吸入压，所以在叶片7上内周侧作用有力，该力由叶片凸轮27的外周承受。由于叶片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足够小，所以作用于叶片7的力与方案1相比足够小。

·叶片凸轮作用力：轴向

叶片凸轮27将转子6的切口61及背压室br密封。因此，在叶片凸轮27的轴向上也作用液压。因此，在喷出区域，叶片凸轮27被压向前主体42侧。

图7中将该栏记为(△)。由于叶片凸轮27被压向作为固定构件的前主体42，所以与被压向作为旋转构件的转子7的情况相比影响少，因而为了表示与方案4之差而记为(△)。

·对驱动转矩的影响

虽然在喷出区域叶片凸轮27被压向前主体42侧，但由于在与作为旋转构件的转子6分离的方向上作用有力，所以在叶片凸轮27的偏心量变化时，有时叶片7与定子内周面80的摩擦增加。另外，虽然如前所述通过叶片凸轮27将吸入区域的叶片7压向定子内周面80，但整体上还是使驱动转矩稍许增大的程度。

<关于方案3>

·叶片凸轮周围的压力

由于在整周上在凸轮口47上作用有中间压，所以在叶片凸轮27的周围在整周上作用中间压。

·叶片凸轮作用力：径向

如前所述，由于在叶片凸轮27的周围在整周上作用中间压，所以在叶片凸轮27本身上不作用基于工作油的力。但是，由于在喷出区域在叶片7的前端作用喷出压，在叶片7的基端部作用中间压，所以在叶片7上内周侧作用有力，该力由叶片凸轮27的外周承受。进而，由于在吸入区域在叶片7的前端作用吸入压，在叶片7的基端部作用中间压，所以在叶片7上外周侧作用有力。由于该2个作用力作用于吸入区域的叶片7而压向定子内周面80，所以产生摩擦力。需要说明的是，该吸入工序侧的作用于叶片7的力与方案2相同。

·叶片凸轮作用力：轴向

叶片凸轮27将转子6的切口61及背压室br密封。因此，在叶片凸轮27的轴向上也作用液压。因此，在喷出区域叶片凸轮27被压向前主体42侧，在吸入区域叶片凸轮27被压向转子6侧。

·对驱动转矩的影响

由于叶片凸轮27始终被压向作为旋转构件的转子6及作为固定构件的前主体42，相对地发生滑动，所以使驱动转矩增大。

<关于方案4>

·叶片凸轮周围的压力

由于在整周上在凸轮口47上作用有喷出压，所以在叶片凸轮27的周围在整周上作用喷出压。

·叶片凸轮作用力：径向

如前所述，由于在叶片凸轮27的周围在整周上作用喷出压，所以在叶片凸轮27本身上不作用基于工作油的力。另外，由于在吸入区域在叶片7的前端作用吸入压，在叶片7的基端部作用喷出压，所以在叶片7上外周侧作用有力，将叶片7压向定子内周面80，所以产生摩擦力。另外，该按压力与方案2及方案3的按压力相同。但是，由于在叶片7上在从叶片凸轮27分离的方向上作用力，所以在叶片凸轮27本身上不作用力。

·叶片凸轮作用力：轴向

叶片凸轮27将转子6的切口61及背压室br密封。因此，在叶片凸轮27的轴向上也作用液压。因此，在吸入区域叶片凸轮27被压向转子6侧。

·对驱动转矩的影响

由于叶片凸轮27被始终压向作为旋转构件的转子6，叶片凸轮27与转子6在半径方向上始终滑动的同时还进行旋转，所以使驱动转矩增大。

研讨上述方案1～方案4可知，方案2中作用于叶片凸轮27及叶片7的力较小，摩擦对驱动转矩的影响也小。因此，在实施例1中，在凸轮口47中导入吸入压。

(叶片和叶片凸轮及定子的间隙的缩小化)

若定子内周面80和叶片前端部分离(在定子内周面80和叶片前端部之间存在间隙)，则在定子内周面80和叶片前端部碰撞时可能会产生噪音。另外，若叶片凸轮外周面和叶片基端部分离(在叶片凸轮外周面和叶片基端部之间存在间隙)，则在叶片凸轮室cr和背压室br之间，工作油的泄漏增加。因此，希望减小叶片和叶片凸轮及定子的间隙，优选使间隙为零。

叶片7以其轴向与转子6的径向大致一致的方式设置。另外，定子8及叶片凸轮27相对于转子6偏心。也就是说，在定子8及叶片凸轮27相对于转子6偏心时，叶片7的轴向与定子8及叶片凸轮27的径向不一致。换言之，在定子8及叶片凸轮27相对于转子6偏心时，叶片7的轴向相对于定子8及叶片凸轮27的径向的角度，在叶片泵1旋转1圈期间连续地变化。

由于所述间隙与所述角度对应地变化，所以在叶片泵1旋转1圈期间连续地变化，另外，所述间隙的变化量与定子8及叶片凸轮27的相对于转子6的偏心量δ呈比例。

以下考察了在这样相对于定子8及叶片凸轮27的径向使叶片7的轴向的角度变化时也始终使叶片7和定子8及叶片凸轮27的间隙为零的条件。

图8是表示转子6、定子8、叶片凸轮27、叶片7的位置关系的示意图。图9是叶片7周边的放大示意图。

在此，将叶片凸轮外周面27b的直径设为D1，将定子内周面80的直径设为D2，将定子8及叶片凸轮27的中心Oc和转子6的中心Or的距离(偏心量)设为δ。另外，将叶片7的轴向长度设为B，将叶片基端部71的曲面的曲率半径设为r1，将叶片前端部70的曲面的曲率半径设为r2。此时，在叶片前端部70与定子内周面80抵接，叶片基端部71与叶片凸轮外周面27b抵接的状态下，中心Oc和叶片基端部71的曲面的中心c1的距离R1以及中心Oc和叶片前端部70的曲面的中心c2的距离R2由下面的式子(1)、(2)表示。

R1＝D1/2+r1...(1)

R2＝D2/2-r2...(2)

将相对于将叶片基端部71的曲面的中心c1及叶片前端部70的曲面的中心c2连结的线段，从中心Oc拉下垂线的位置设为点P。另外，设将中心Oc和中心Or连结的线段和将叶片基端部71的曲面的中心c1及叶片前端部70的曲面的中心c2连结的线段的角度为θ1。此时，点P和中心c1的距离L1以及点P和中心c2的距离L2由下面的式子(3)、(4)表示。

L1＝{R1²-(δ×sinθ1)²}^0.5...(3)

L2＝{R2²-(δ×sinθ1)²}^0.5...(4)

若将中心c1和中心c2的距离设为X，则距离X由下面的式子(5)表示。

X＝L2-L1...(5)

根据上述式子(1)～(5)，叶片前端部70和定子内周面80、以及叶片基端部71和叶片凸轮外周面27b的间隙CL由下面的式子(6)表示。

CL＝(X+r1+r2)-B...(6)

为了根据式子(6)将间隙CL设为零，只要如下满足式子(7)、(8)的条件即可。

X＝0...(7)

r1+r2＝B...(8)

也就是说，若半径r2和半径r1之和与叶片7的轴向长度B一致、换言之叶片前端部70的曲面的曲率中心c2和叶片基端部71的曲面的曲率中心c1一致，则即使在叶片7的轴向的角度变化时，也能够始终使间隙CL为零。需要说明的是，实际上因公差等而使间隙CL完全为零是很难的，但即使不使叶片7的叶片前端部70的曲面的曲率中心c2和叶片基端部71的曲面的中心c1一致，通过使叶片7的两端形成为向外侧凸出的曲面也能够减小间隙CL。

(叶片两端部的耐磨损性的提高)

叶片两端的曲面的曲率因叶片泵1的设计尺寸及使用条件等而最佳值不同。对于叶片前端部70的曲率来说，叶片前端部70和定子内周面80的滑动部通过用工作油适度润滑而抑制了磨损。滑动部的润滑状态因定子内径尺寸、叶片前端曲率尺寸、叶片厚度等的尺寸、转速、喷出压力、工作油粘度等的使用条件的不同而不同。例如，若叶片前端部70的曲率过大，则因叶片前端部70和定子内周面80之间的工作油的楔效应而存在叶片7从定子内周面80浮起的情况，在浮起产生界限点附近可能会产生叶片7的高频振动所造成的异常磨损。相反，若曲率过小，则叶片前端部70和定子内周面80的接触部的润滑不足，或叶片泵1旋转1圈期间的叶片前端部70与定子内周面80接触的接触部的移动量变小，由此可能会造成接触部的磨损增大。

接着，对于叶片基端部71的曲率来说，若叶片基端部71的曲率过大，则叶片泵1旋转1圈期间的叶片基端部71与叶片凸轮外周面接触的接触部的移动量变大，存在在叶片基端部71的边缘部接触的情况。这种情况下，接触面积变小，接触部的磨损可能会增大。相反，若叶片基端部71的曲率过小，则叶片凸轮外周面和叶片基端部71的接触面积始终小，接触部的磨损可能会增大。

如前所述，为了使定子8、叶片7及叶片凸轮27之间的间隙始终为零，只要使叶片两端的曲面的曲率中心c1及c2一致即可，但其曲率中心的位置如前所述根据叶片泵的各部分的尺寸及使用条件而选择最佳的位置即可。实施例1中根据以往的经验将叶片两端部的曲率中心设置在比叶片7的长度的中心点更靠前端侧的位置。

需要说明的是，在叶片两端部的曲面的曲率不同时，需要考虑防止组装时的误组装，但在曲率相同时，由于没有组装的方向性从而组装性提高。

〔效果〕

以下，列举根据实施例1掌握的本发明的叶片泵1的效果。

(1)一种叶片泵1，具备：由驱动轴5驱动旋转的转子6；以能够突出或没入的方式分别收容在形成于转子6的外周的多个切口61，在与转子6的旋转轴垂直的面上将两端面形成为曲面状，曲面的曲率中心设置在比叶片7的长度的中心点更靠前端侧的位置的叶片7；包围转子6且摆动自如地设置的定子8；将定子8、转子6及叶片7收容在内部的泵主体4，泵主体4具有与定子8及转子6的轴向侧面对置地配置且与定子8、转子6及叶片7一起形成多个泵室r的面(压力板41的z轴正方向侧面410)，在压力板41的z轴正方向侧面410上设有：向与转子6的旋转对应地使多个泵室r的容积扩大的吸入区域开口的吸入口43；被导入与吸入口43共用的压力且与收容位于吸入区域的多个叶片7的切口61的基端部连通的吸入侧背压口45；向与转子6的旋转对应地使多个泵室r的容积缩小的喷出区域开口的喷出口44；被导入与喷出口44共用的压力且与收容位于喷出区域的多个叶片7的切口61的基端部连通的喷出侧背压口46，其中，叶片泵1还设有：在转子6的与形成吸入侧背压口45及喷出侧背压口46的面轴向相反侧的端部上设置的圆形凹部62(凹部)；配置于圆形凹部62，以使外周面与所有的叶片7的基端部相接的方式设置而强制地进行叶片7的突出或没入，且能够以使偏心量相对于驱动轴5可变的方式移动的叶片凸轮27；在泵主体4的与叶片凸轮27抵接的一侧的面上与收容叶片凸轮27的转子6的圆形凹部62连通的凸轮口47，叶片凸轮27划分收容位于吸入区域的多个叶片7的切口61的基端部和收容位于喷出区域的多个叶片7的切口61的基端部。

因而，能够减小叶片前端部70和定子内周面80及叶片基端部71和叶片凸轮外周面27b的间隙CL。因此，能够抑制叶片前端部70和定子内周面80碰撞时的噪音，并且能够抑制来自叶片基端部71和叶片凸轮外周面27b之间的工作油的泄漏。

(2)将叶片7以叶片7的两端面的曲面的曲率中心一致的方式形成。

因而，能够使叶片前端部70和定子内周面80及叶片基端部71和叶片凸轮外周面27b的间隙CL达到最小。

(3)使叶片前端部70的曲面的曲率中心c2及叶片基端部71的曲面的曲率中心c1比叶片7的轴向长度中心更偏向叶片前端部70侧而设置。

因而，能够减小叶片前端部70的曲率，能够提高叶片前端部70的耐磨损性。

[实施例2]

对实施例2的叶片泵1进行说明。

在实施例1的叶片泵1中，叶片前端部70的曲面的曲率中心c2及叶片基端部71的曲面的曲率中心c1比叶片7的轴向长度中心更偏向叶片前端部70侧设置。在实施例2的叶片泵1中，将叶片前端部70的曲面的曲率中心c2和叶片基端部71的曲面的曲率中心c1设置在叶片7的轴向长度中心。

在以下的说明中，对于叶片7的形状以外与实施例1的叶片泵1相同的结构赋予相同的符号而省略说明。

图10是从转子6的旋转轴方向观察叶片7的图。叶片前端部70和叶片基端部71从转子6的旋转轴方向观察时(在与旋转轴垂直的平面上)形成为向外侧凸出的曲面状。叶片前端部70的曲面的曲率中心c2及叶片基端部71的曲面的曲率中心c1位于叶片7的轴线上，设置在叶片7的轴向长度中心。另外，以在将叶片前端部70的曲面的曲率半径设为r2、将叶片基端部71的曲面的曲率半径设为r1时，半径r2和半径r1之和与叶片7的轴向长度B一致的方式形成。也就是说，半径r2与半径r1相等。

需要说明的是，实际上，半径r2与半径r1为基本相等的程度即可，另外，中心c2和中心c1也可以不在叶片7的轴线上。即，只要中心c2和中心c1在叶片7的中心附近即可。

〔效果〕

列举根据实施例2掌握的本发明的叶片泵1的效果。

(4)将叶片前端部70的曲面的曲率中心c2及叶片基端部71的曲面的曲率中心c1设置在叶片7的轴向长度的中心。

因而，叶片没有组装的方向性，无需考虑组装时的误组装，能够提高组装性。

[实施例3]

对实施例3的叶片泵1进行说明。

在实施例1的叶片泵1中，叶片前端部70的曲面的曲率中心c2及叶片基端部71的曲面的曲率中心c1比叶片7的轴向长度中心更偏向叶片前端部70侧设置。在实施例3的叶片泵1中，将叶片前端部70的曲面的曲率中心c2和叶片基端部71的曲面的曲率中心c1比叶片7的轴向长度中心更偏向叶片基端部71侧设置。

在以下的说明中，对于叶片7的形状以外与实施例1的叶片泵1相同的结构赋予相同的符号而省略说明。

图11是从转子6的旋转轴方向观察叶片7的图。叶片前端部70和叶片基端部71在从转子6的旋转轴方向观察时(在与旋转轴垂直的平面上)形成为向外侧凸出的曲面状。叶片前端部70的曲面的曲率中心c2和叶片基端部71的曲面的曲率中心c1位于叶片7的轴线上，比叶片7的轴向长度中心更偏向叶片基端部71侧设置。需要说明的是，中心c2和中心c1也可以不在叶片7的轴线上。

〔作用〕

(接触点移动量的抑制)

若叶片基端部71的曲面的曲率过大，则叶片基端部71的与叶片凸轮外周面接触的接触部的移动量变大，有在叶片基端部71的边缘部接触的情况，接触部的磨损可能会增大。为此，在实施例3中，将叶片前端部70的曲面的曲率中心c2和叶片基端部71的曲面的曲率中心c1比叶片7的轴向长度中心更偏向叶片基端部71侧设置。由此，能够减小叶片基端部71的曲率。

〔效果〕

列举根据实施例3掌握的本发明的叶片泵1的效果。

(5)将叶片前端部70的曲面的曲率中心c2和叶片基端部71的曲面的曲率中心c1设置在比叶片7的轴向长度中心更靠叶片基端部71侧的位置。

因而，能够减小叶片基端部71的曲率，能够减小叶片基端部71的与叶片凸轮外周面接触的接触点的移动量，能够防止在叶片基端部边缘部的接触，所以能够提高耐久性。

〔其他实施例〕

以上，基于实施例1对本发明进行了说明，但各发明的具体的结构不限于实施例1～实施例3，不脱离发明的宗旨的范围内的设计变更等也包含在本发明中。

例如，在实施例1中，在转子6的前主体42侧设置了叶片凸轮27。也可以将这种情况变更成在转子6的压力板41侧设置叶片凸轮27。此时，需要将背压口45、46设置在前主体42侧，将凸轮口47设置在压力板41侧。

另外，在实施例1中，叶片凸轮27具有贯通孔27a。也可以将其变更成叶片凸轮27形成为圆盘状而不具有贯通孔27a。此时，需要在转子6的压力板41侧设置叶片凸轮27。另外，由于不具有贯通孔27a，所以驱动轴5只由前主体42轴支承而成为悬臂支承结构。

Claims (8)

1.一种叶片泵，具备：

转子，其由驱动轴驱动旋转；

叶片，其以能够突出或没入的方式分别收容在形成于所述转子的外周的多个切口中，在与所述转子的旋转轴垂直的面上将两端面形成为曲面状；

定子，其包围所述转子且摆动自如地设置；

泵主体，其内部收容所述定子、所述转子及所述叶片，

所述泵主体具有与所述定子及所述转子的轴向侧面对置地配置且与所述定子、所述转子及所述叶片一起形成多个泵室的面，

在所述泵主体的所述面上设有：

吸入口，其向与所述转子的旋转对应地使所述多个泵室的容积扩大的吸入区域开口；

吸入侧背压口，其被导入与所述吸入口共用的压力，且与收容位于所述吸入区域的所述多个叶片的所述切口的基端部连通；

喷出口，其向与所述转子的旋转对应地使所述多个泵室的容积缩小的喷出区域开口；

喷出侧背压口，其被导入与所述喷出口共用的压力，且与收容位于所述喷出区域的所述多个叶片的所述切口的基端部连通，

所述叶片泵的特征在于，所述叶片泵还设有：

凹部，其设置在所述转子的与形成所述吸入侧背压口及喷出侧背压口的面在轴向上相反一侧的端部；

叶片凸轮，其配置在该凹部，以使外周面与所有的所述叶片的基端部相接的方式设置而强制地使所述叶片突出或没入，且能够以使偏心量相对于所述驱动轴可变的方式移动；

凸轮口，其在所述泵主体的与所述叶片凸轮抵接的一侧的面上与收容所述叶片凸轮的所述转子的所述凹部连通，

所述叶片凸轮对收容位于所述吸入区域的所述多个叶片的所述切口的基端部和收容位于所述喷出区域的所述多个叶片的所述切口的基端部进行划分。

2.根据权利要求1所述的叶片泵，其特征在于，

在所述叶片中，所述叶片两端面的曲面的曲率中心一致。

3.根据权利要求1所述的叶片泵，其特征在于，

在所述叶片中，所述叶片两端面的曲面的曲率中心设置在比叶片的轴向长度中心靠叶片前端一侧的位置。

4.根据权利要求2所述的叶片泵，其特征在于，

在所述叶片中，所述叶片两端面的曲面的曲率中心设置在比叶片的轴向长度中心靠叶片前端一侧的位置。

5.根据权利要求1所述的叶片泵，其特征在于，

在所述叶片中，叶片两端面的曲面的中心设置在叶片的轴向长度中心。

6.根据权利要求2所述的叶片泵，其特征在于，

在所述叶片中，叶片两端面的曲面的中心设置在叶片的轴向长度中心。

7.根据权利要求1所述的叶片泵，其特征在于，

在所述叶片中，所述两端面的曲面的曲率中心设置在比叶片的轴向长度中心靠叶片基端一侧的位置。

8.根据权利要求2所述的叶片泵，其特征在于，

在所述叶片中，所述两端面的曲面的曲率中心设置在比叶片的轴向长度中心靠叶片基端一侧的位置。

Images