CN104204528B - 可变容量式叶片泵 - Google Patents

Abstract

一种可变容量式叶片泵，其包括以定子的摆动支点为边界而设置的第一流体压室和第二流体压室，其中，该可变容量式叶片泵包括控制阀，该控制阀用于控制自泵室被引导至第二流体压室的工作流体的驱动压力，被吸入到泵室的工作流体的吸入压力始终被引导至第一流体压室，在驱动压力降低的工作时，定子借助作用于内周凸轮面的泵室的压力向排出容量减小的方向摆动，另一方面，在驱动压力上升的工作时，定子向排出容量增大的方向摆动。

Description

可变容量式叶片泵

技术领域

本发明涉及一种在流体压设备中用作流体压供给源的可变容量式叶片泵。

背景技术

作为以往的可变容量式叶片泵，存在定子以销为支点而摆动从而使定子相对于转子的偏心量变化进而使排出容量变化的可变容量式叶片泵。

在JP2003-74479A中公开了一种可变容量式叶片泵，该可变容量式叶片泵在定子的摆动方向的一侧设有利用控制阀的工作来控制流体压的第1流体压室，在另一侧设有用于引导吸入侧的压力的第2流体压室。若当该可变容量式叶片泵利用控制阀的工作来提高第1流体压室的流体压，则定子向排出容量缩小的方向摆动。

例如在搭载于车辆的用作动力转向装置、无级变速机等的液压供给源的可变容量式叶片泵中，要求响应排出容量增大的响应性，以避免供给液压不足。

然而，在JP2003-74479A的可变容量式叶片泵中，存在这样的问题：由于吸入侧的压力始终被引导至第2流体压室内，第1流体压室的压力因控制阀的工作而降低，伴随与此，在对定子施力的弹簧的弹簧力的作用下，定子向排出容量增大的方向摆动，因此，难以确保响应排出容量增大的响应性。

发明内容

发明要解决的问题

本发明即是鉴于上述问题而做成的，其目的在于提供一种能够确保响应排出容量增大的响应性的可变容量式叶片泵。

用于解决问题的方案

本发明的某实施方式的可变容量式叶片泵用作流体压供给源，该可变容量式叶片泵包括：转子，其被驱动而进行旋转；多个叶片，其以能够往返移动的方式设于转子；定子，其具有内周凸轮面，叶片的顶端部随着转子的旋转而在该内周凸轮面上滑动；泵室，其被划分形成于相邻的叶片之间；吸入口，其用于引导被吸入到泵室内的工作流体；排出口，其用于引导自泵室排出的工作流体；第一流体压室和第二流体压室，该第一流体压室和第二流体压室以定子的摆动支点为交界而设置；以及控制阀，其用于控制自泵室被引导到第二流体压室的工作流体的驱动压力；被吸入到泵室的工作流体的吸入压力始终被引导至第一流体压室，在驱动压力降低的工作时，定子借助作用于定子的内周凸轮面的泵室的压力向排出容量减少的方向摆动，另一方面，在驱动压力上升的工作时，定子向排出容量增大的方向摆动。

附图说明

图1是本发明的实施方式的可变容量式叶片泵的结构图。

图2是表示本发明的实施方式的可变容量式叶片泵的内侧的、转子等的主视图。

图3是本发明的实施方式的可变容量式叶片泵的侧板的主视图。

图4是表示本发明的实施方式的可变容量式叶片泵中的第一承压部的分布范围的主视图。

图5是表示本发明的实施方式的可变容量式叶片泵中的第二承压部的分布范围的主视图。

具体实施方式

以下，参照附图说明本发明的实施方式。

首先，参照图1和图2说明本发明的实施方式的可变容量式叶片泵100。

可变容量式叶片泵(以下，简称为“叶片泵”。)100用作例如动力转向装置、无级变速机等搭载于车辆的液压设备(流体压设备)的液压(流体压)供给源。

叶片泵100向驱动轴1传递发动机(省略图示)的动力，从而连结于驱动轴1的转子2旋转。在图1中，转子2如箭头所示那样向逆时针方向旋转。

叶片泵100包括：多个叶片3，其以能够在径向上进行往返移动的方式设于转子2；以及定子4，其容纳转子2，并且叶片3的顶端部随着转子2的旋转而在该定子4的内周的内周凸轮面4a上滑动，且该定子4能够相对于转子2的中心偏心。

如图2所示，具有开口部的狭缝2b以隔开预定间隔的方式呈放射状形成于转子2的外周面。叶片3以滑动自如的方式插入于狭缝2b。在狭缝2b的基端侧划分出叶片背压室2a，泵排出压力被导入至该叶片背压室2a。利用叶片背压室2a的压力向自狭缝2b突出的方向按压叶片3。

驱动轴1以旋转自如的方式支承于泵体(未图示)。在泵体上形成有用于容纳定子4的泵容纳凹部。在泵容纳凹部的底面配置有与转子2和定子4的一侧部相抵接的侧板6。泵容纳凹部的开口部利用与转子2和定子4的另一侧部相抵接的泵盖(未图示)密封。泵盖和侧板6以将转子2和定子4的两侧面隔在中间的状态配置。在转子2与定子4之间划分出利用各叶片3分隔而成的泵室7。

定子4为环状的构件，包括：吸入区域41，其在该定子4的内侧与后述的吸入口15相对应地形成，随着转子2的旋转而扩大泵室7的容量；排出区域42，其与后述的排出口相对应地形成，随着转子2的旋转而缩小泵室7的容量；以及转变区域43、44，其将工作油(工作流体)封入泵室7内。泵室7在吸入区域41吸入工作油，在排出区域42排出工作油。

如图3所示，在侧板6上形成有用于将工作油引导至泵室7内的吸入口15和用于将泵室7内的工作油取出并引导至液压设备的排出口16。关于吸入口15和排出口16的具体形状，在后述详细说明。

在未图示的泵盖上也形成有吸入口和排出口。泵盖的吸入口经由泵室7连通于侧板6的吸入口15，泵盖的排出口经由泵室7连通于侧板6的排出口16。

如图1所示，吸入区域41的泵室7经由吸入通路17与油箱9连通，油箱9的工作油通过吸入通路17自吸入口15向泵室7供给。

排出区域42的泵室7与排出通路18连通，自排出口16排出的工作油通过排出通路18向叶片泵100外部的液压设备(未图示)供给。

排出通路18与形成于侧板6的背压通路50(参照图3)连通，自排出口16排出的工作油供给至叶片背压室2a。利用叶片背压室2a的工作液压向自转子2朝向定子4突出的方向按压叶片3。

在叶片泵100工作时，利用按压叶片3的基端部的叶片背压室2a的工作油压力和随着转子2的旋转而作用的离心力向自狭缝2b突出的方向对叶片3施力，该叶片3的顶端部与定子4的内周凸轮面4a滑动接触。在定子4的吸入区域41中，与内周凸轮面4a滑动接触的叶片3自转子2突出，泵室7扩张，工作油自吸入口15被吸入到泵室7。在定子4的排出区域42中，与内周凸轮面4a滑动接触的叶片3被压入转子2，泵室7收缩，在泵室7被加压的工作油自排出口16排出。

以下，说明使叶片泵100的排出容量(排量)变化的结构。

叶片泵100包括包围定子4的环状的接合环11。在接合环11与定子4之间夹装有支承销13。定子4支承在支承销13上，定子4在接合环11的内部以支承销13为支点而摆动，且相对于转子2的中心O偏心。该支承销13的中心相当于定子4的摆动支点C。

在接合环11的槽11a中夹装有在定子4摆动时与定子4的外周面滑动接触的密封材料14。在定子4的外周面与接合环11的内周面之间，利用支承销13和密封材料14划分出第一流体压室31和第二流体压室32。换句话说，第一流体压室31和第二流体压室32设置为以定子4的摆动支点C作为交界。

定子4利用第一流体压室31、第二流体压室32和泵室7的压力平衡相对于摆动支点C摆动。通过定子4摆动，从而定子4相对于转子2的偏心量变化，泵室7的排出容量变化。若定子4向图1中的右侧摆动，则定子4相对于转子2的偏心量减小，泵室7的排出容量减小。相对于此，若定子4向图1中的左侧摆动，则定子4相对于转子2的偏心量增大，泵室7的排出容量增大。

第一流体压通路33连接于第一流体压室31，吸入通路17通过第一流体压通路33与第一流体压室31连通，从而引导在吸入通路17产生的吸入压力。

第二流体压通路34连接于第二流体压室32，在第二流体压通路34中夹装有控制阀21。控制阀21用于控制被引导至第二流体压室32内且用于驱动定子4的驱动压力。

在排出通路18中夹装有流孔板19，控制阀21利用流孔板19的前后压力差而工作。另外，流孔板19只要对自泵室7排出的工作油的流动施加阻力，则可变型、固定型均可。

控制阀21包括：滑阀22，其以滑动自如的方式插入于阀容纳孔29；第一滑阀室24，其被划分形成于滑阀22的一端与阀容纳孔29之间；第三滑阀室25，其被划分形成于滑阀22的另一端与阀容纳孔29之间；第二滑阀室26，其被划分形成于环状槽22c与阀容纳孔29之间；复位弹簧28，其收纳于第三滑阀室25内，向扩大第三滑阀室25的容积的方向对滑阀22施力；以及螺线管60，其克服复位弹簧28而驱动滑阀22。

螺线管60包括：柱塞62，其由在线圈61产生的磁场驱动；轴63，其连结柱塞62与滑阀22；以及辅助弹簧64，其在轴向上对轴63施力。

螺线管60利用未图示的控制器控制线圈61的励磁电流，根据励磁电流相应地使滑阀22在轴向上移动。

滑阀22包括：第一接触部22a和第二接触部22b，其沿阀容纳孔29的内周面滑动；环状槽22c，其形成于第一接触部22a与第二接触部22b之间；以及止挡部22d，其自第一接触部22a的一端突出。止挡部22d与阀容纳孔29的底部相抵接，从而限制了滑阀22的移动范围。

排出通路18通过导压通路36与第一滑阀室24连通，从而比流孔板19靠上游侧的泵排出压力被引导至第一滑阀室24。

吸入通路17与第二滑阀室26连通，吸入通路17的吸入压力被导入至第二滑阀室26。

排出通路18通过导压通路37而与第三滑阀室25连通，从而比流孔板19靠下游侧的泵排出压力被引导至第三滑阀室25。

滑阀22移动到被引导至在滑阀22的两端划分出的第一滑阀室24和第三滑阀室25的流孔板19的前后压力差所带来的负载、复位弹簧28的作用力及螺线管60的驱动力平衡的位置并停止。根据滑阀22的位置的不同，第二流体压通路34利用第一接触部22a相对于第二滑阀室26(导压通路35)、第三滑阀室25(导压通路37)打开或关闭，从而向第二流体压室32供给或排出工作油。

在转子2低速旋转时，由于流孔板19的前后压力差低于预先设定的预定值，因此，第三滑阀室25的由压力所带来的载荷和复位弹簧28的作用力的合计载荷大于第一滑阀室24的压力所带来的载荷和螺线管60的驱动力的合计载荷，从而复位弹簧28伸长，滑阀22处于在图1中向左侧移动后的状态。在该状态下，如图1所示，第二流体压通路34与第三滑阀室25连通，排出通路18的泵排出压力通过第二流体压通路34、第三滑阀室25及导压通路37被引导至第二流体压室32。另一方面，吸入压力通过第一流体压通路33被引导至第一流体压室31。因此，第一流体压室31和第二流体压室32之间产生与比流孔板19靠下游侧的泵排出压力相应的压力差。

这样，在产生了第一流体压室31与第二流体压室32的压力差的工作状态下，如图1和图2所示，定子4在图1、图2中向左侧移动，定子4与接合环11相抵接，泵室7的排出容量达到最大。

当转子2的旋转速度升高，若流孔板19的前后压力差超过预先设定的预定值且上升，则第一滑阀室24的压力所带来的载荷和螺线管60的驱动力的合计载荷大于第三滑阀室25的压力所带来的载荷和复位弹簧28的作用力的合计载荷，复位弹簧28收缩，滑阀22在图1中向右侧移动。在该状态下，第二流体压通路34借助未图示的节流孔(切口)而与第二滑阀室26连通，另外，第二流体压通路34还与第三滑阀室25连通。其结果，排出通路18的泵排出压力和吸入通路17的吸入压力的中间的控制压力被引导至第二流体压室32。另一方面，吸入压力通过第一流体压通路33被引导至第一流体压室31。因此，第一流体压室31和第二流体压室32的压力差根据滑阀22的行程位置来调节。

这样，控制阀21根据流孔板19的前后压力差调节第二流体压室32的压力，定子4摆动到作用于定子4的外周面的第一流体压室31和第二流体压室32的压力差所带来的载荷与如后所述那样作用于定子4的内周凸轮面4a的内压所带来的载荷平衡的位置，从而调节泵室7的排出容量。而且，未图示的控制器控制螺线管60的励磁电流，从而改变定子4的偏心位置，控制泵室7的排出容量。

在第二流体压室32内的接合环11的内周面突出形成有限制部12，该限制部12用于限制定子4向相对于转子2的偏心量减小的方向移动。限制部12用于限制定子4相对于转子2的最小偏心量，在定子4的外周面与限制部12相抵接的状态下，维持转子2的中心O与定子4的中心偏离的状态。

限制部12确保泵室7的最小排出容量，使得定子4相对于转子2的偏心量不为零。也就是说，限制部12形成为，即使在抵接于定子4的外周面的情况下，也能够确保定子4相对于转子2的最小偏心量，使泵室7能够排出工作油。

另外，代替限制部12形成于接合环11的内周面，也可以是限制部12形成于第二流体压室32内的定子4的外周面。另外，在未设置接合环11的情况下，限制部12还可以形成在用于容纳泵体(未图示)的定子4的泵容纳凹部的内周面。

定子4的内周凸轮面4a构成为承受泵室7的压力(定子4的内压)而对定子4施加使定子4向排出容量减少的方向摆动的作用力。排出口16和吸入口15将定子4面对摆动支点C配置，使得利用泵室7的压力而作用于定子4的内周凸轮面4a的载荷与转子2的旋转位置无关地始终相对于摆动支点C偏向第二流体压室32侧。由此，叶片泵100设为与JP2003-74479A那样不具有对定子4施力的弹簧的现有装置不同的结构。

以下，参照图3～图5说明本发明的实施方式的排出口16和吸入口15。

首先，说明排出口16和吸入口15的形状。

如图3所示，吸入口15和排出口16分别形成为与内周凸轮面4a的形状相对应的圆弧状。吸入口15和排出口16在定子4的中心与转子2的中心O一致的状态、即定子4的偏心量为零的状态下，形成为沿着内周凸轮面4a的圆弧状。

吸入口15在其两端具有始端15b和终端15c。泵室7随着转子2的旋转而与始端15b相对，从而泵室7与吸入口15开始处于连通状态，泵室7越过与终端15c相对的位置，从而泵室7与吸入口15的连通状态结束。

排出口16在其两端具有始端16b和终端16c。泵室7随着转子2的旋转而与始端16b相对，从而泵室7与排出口16开始处于连通状态，泵室7越过与终端16c相对的位置，从而泵室7与排出口16的连通状态结束。

在排出口16的一端形成有切口16d，该切口16d的顶端成为排出口16的始端16b。切口16d为截面积逐渐缩小的槽。另外，排出口16不限定于上述结构，也可以采用不具有切口16d的结构。

在此，如下所述那样设定叶片泵100的各部。

·将连结定子4的摆动支点C和转子2的旋转中心O之间的假想线(直线)设为摆动中心线Y。

·将连结转子2的旋转中心O和排出口16的始端16b之间的假想线(直线)设为排出口始端线Pb。

·将排出口始端线Pb相对于摆动中心线Y倾斜的角度设为排出口始端线倾斜角度θb。

·将连结转子2的旋转中心O和排出口16的终端16c之间的假想线(直线)设为排出口终端线Pc。

·将排出口终端线Pc相对于摆动中心线Y倾斜的角度设为排出口终端线倾斜角度θc。

·将相邻的叶片3的中心线彼此交叉的角度设为叶片角度θd。

而且，排出口始端线倾斜角度θb形成为小于排出口终端线倾斜角度θc，且双方的差θc-θb形成为大于叶片角度θd、即θc-θb＞θd的关系。即，排出口16形成为排出口终端线倾斜角度θc大于排出口始端线倾斜角度θb与叶片角度θd之和。由此，利用泵室7的压力而作用于定子4的载荷始终相对于摆动支点C偏向第二流体压室32侧(图3中的右侧)。

另外，将与定子4的摆动中心线Y正交且与转子2的旋转中心O交叉的假想线设为平衡线X，将排出口终端线Pc相对于平衡线X倾斜的角度设为θa，于是，排出口始端线Pb相对于平衡线X倾斜的角度θe形成为大于叶片角度θd与角度θa之和。

如图2所示，排出区域42中的内周凸轮面4a包括：第一承压部45，使定子4向自泵室7排出的排出容量增大的方向偏心的压力作用于该第一承压部45；以及第二承压部46，使定子4向自泵室7排出的排出容量减小的方向偏心的压力作用于该第二承压部46。

第一承压部45以面对泵室7的方式在定子4的内周相对于支承销13设于第一流体压室31侧(图2中的左侧)。借助作用于第一承压部45的泵室7内的压力向自泵室7排出的排出容量增大的方向(图2中的左侧)摆动的力作用于定子4。

第二承压部46以面对泵室7的方式在定子4的内周相对于支承销13设于第二流体压室32侧(图2中的右侧)。第二承压部46以内周凸轮面4a中的与支承销13对应的位置为边界而与第一承压部45相连地形成。借助作用于第二承压部46的泵室7内的压力向自泵室7排出的排出容量减小的方向(图2中的右侧)摆动的力作用于定子4。

由此，借助作用于第一承压部45的压力与第一承压部45的承压面积之乘积而向一侧摆动的力作用于定子4，借助作用于第二承压部46的压力与第二承压部46的承压面积之乘积而向另一侧摆动的力作用于定子4。

在此，由于排出区域42中的泵室7借助排出口16连通，因此，排出区域42中的泵室7内的压力大致恒定。因而，对于定子4，在第一承压部45和第二承压部46的承压面积存在差值的情况下，作用于承压面积较大的一方的力大于作用于承压面积较小的一方的力。因而，定子4以支承销13为中心向第一承压部45和第二承压部46中的承压面积较大的一方摆动。

第一承压部45和第二承压部46的承压面积根据转子2的旋转位置(泵室7的位置)而相应地变化，但通过使第二承压部46的承压面积的最小值大于第一承压部45的承压面积的最大值，使利用泵室7的压力而作用于定子4的载荷始终相对于摆动支点C偏向第二流体压室32侧。

在图4中表示第二承压部46的承压面积最小时的转子2的旋转位置。在该转子2的旋转位置处，位于排出口16的终端16c与吸入口15的始端15b之间的泵室7越过定子4的转变区域44，封入于泵室7的排出压力被引导至吸入口15。因而，该状态下的第二承压部46的角度范围成为第二承压部46的最小角度范围θ2min。该第二承压部46的最小角度范围θ2min与上述的排出口终端线倾斜角度θc一致。

在图5中表示第一承压部45的承压面积最大时的转子2的旋转位置。在该转子2的旋转位置处，位于吸入口15的终端15c与排出口16的始端16b之间的泵室7越过定子4的转变区域43，排出口16的排出压力被引导至该泵室7。因而，该状态下的与排出口16连通的泵室7所位于的第一承压部45的角度范围成为第一承压部45的最大角度范围θ1max。该第一承压部45的最大角度范围θ1max与上述的排出口始端线倾斜角度θb与叶片角度θd之和一致。

因而，为了将第二承压部46的最小角度范围θ2min设定为大于第一承压部45的最大角度范围θ1max，只要将上述排出口终端线倾斜角度θc设定为大于排出口始端线倾斜角度θb与叶片角度θd之和即可。即，通过设定为θc＞θb+θd的关系，能够使第二承压部46的承压面积的最小值大于第一承压部45的承压面积的最大值，从而能够与转子2的旋转位置无关地使利用泵室7的压力而作用于定子4的载荷始终相对于摆动支点C偏向第二流体压室32侧。

以下，说明叶片泵100的动作。

在叶片泵100启动时，由于利用限制部12限制定子4的移动，以使定子4相对于转子2的偏心量不为零，因此叶片3随着转子2旋转而进行往返移动，利用升高的泵室7的压力产生朝向第二流体压室32侧(图2中的右侧)按压定子4的力。

在转子2的旋转速度较低的工作时，由控制阀21引导至第二流体压室32的驱动压力升高。由此，作用于定子4的外周面的第一流体压室31和第二流体压室32的压力差所带来的载荷大于作用于定子4的第一承压部45和第二承压部46的泵室7的压力所带来的载荷，如图1所示，定子4向泵室7的第一流体压室31侧移动并被保持于与接合环11抵接的位置，排出容量达到最大。

若转子2的旋转速度越过预定值且上升，则由控制阀21引导至第二流体压室32的驱动压力降低。由此，作用于定子4的第一承压部45和第二承压部46的泵室7的压力所带来的载荷大于作用于定子4的外周面的第一流体压室31和第二流体压室32的压力差所带来的载荷，使定子4向第二流体压室32侧(图1、图2中的右侧)摆动。由此，排出容量随着转子2的旋转速度上升而逐渐减小。

另一方面，在将排出容量切换到较大的工作时，若由控制阀21引导至第二流体压室32的驱动压力升高，则由于吸入压力被引导至第一流体压室31，因此，定子4因作用于定子4的外周面的第一流体压室31与第二流体压室32的压力之差而快速地摆动，排出容量增大。

如上所述，在叶片泵100中，被引导至第二流体压室32的驱动压力升高，从而定子4向排出容量增大的方向摆动，因此，相比于控制阀使流体压室的压力降低从而定子在对该定子施力的弹簧的弹簧力的作用下向排出容量增大的方向摆动的现有装置(参照JP2003-74479A)，能够提高响应排出容量增大的响应性。由此，能够避免自叶片泵100供给到液压设备的工作油量不足。

根据以上的实施方式，能够起到以下所示的作用效果。

(1)一种可变容量式叶片泵100，其包括以定子4的摆动支点C为边界而设置的第一流体压室31和第二流体压室32，其中，该可变容量式叶片泵100包括控制自泵室7被引导至第二流体压室32的工作流体的驱动压力的控制阀21，被吸入到泵室7的工作流体的吸入压力始终被导入到第一流体压室31，在驱动压力降低的工作时，定子4借助作用于内周凸轮面4a的泵室7的压力向排出容量减少的方向摆动，另一方面，在驱动压力上升的工作时，由于定子4向排出容量增大的方向摆动，因此，相比于定子在对该定子施力的弹簧的弹簧力的作用下向排出容量增大的方向摆动的现有装置(参照JP2003-74479A)，能够提高响应排出容量增大的响应性，能够避免自叶片泵100供给的工作流体量不足。

(2)排出区域中的内周凸轮面4a包括：第一承压部45，使定子4向自泵室7排出的排出容量增大的方向偏心的工作流体的压力作用于该第一承压部45；以及第二承压部46，使定子4向自泵室7排出的排出容量减小的方向偏心的工作流体的压力作用于该第二承压部46，由于排出口16形成为排出口终端线倾斜角度θc大于排出口始端线倾斜角度θb与叶片角度θd之和θb+θd，因此，第二承压部46的承压面积的最小值大于第一承压部45的承压面积的最大值，能够利用泵室7的压力稳定地获得对定子4向第二流体压室32的方向施加的力。由此，由于能够废除用于对定子4向第二流体压室32的方向施力的弹簧，因此，不必在泵体设置用于组装弹簧的孔等，就能够使叶片泵100的构造变得简单，能够抑制成本。

另外，如图1中利用双点划线所示那样，叶片泵100还可以做成具有对定子4向第二流体压室32侧施力的弹簧70的结构。该情况下，由于利用弹簧70的弹簧力和作用于内周凸轮面4a的泵室7的压力使定子4向排出容量减小的方向摆动，因此，能够提高响应排出容量减小的响应性。

(3)由于可变容量式叶片泵100包括用于限制定子4的移动的限制部12，以使定子4相对于转子2的偏心量不为零，因此，能够利用泵室7的压力获得对定子4向第一流体压室31、第二流体压室32中的任一方施加的力，能够废除用于对定子4施力的弹簧。

以上，虽说明了本发明的实施方式，但上述实施方式仅示出了本发明的应用例的一部分，其宗旨并不在于将本发明的技术范围限定于上述实施方式的具体结构。

本申请基于2012年3月21日向日本国特许厅申请的日本特愿2012-64133要求优先权，作为参考，该申请的全部内容被引入本说明书中。

Claims (3)

1.一种可变容量式叶片泵，其用作流体压供给源，

该可变容量式叶片泵包括：

转子，其被驱动而进行旋转；

多个叶片，其以能够往返移动的方式设于上述转子；

定子，其具有内周凸轮面，上述叶片的顶端部随着上述转子的旋转而在该内周凸轮面上滑动；

泵室，其被划分形成于相邻的叶片之间；

吸入口，其用于引导被吸入到上述泵室内的工作流体；

排出口，其用于引导自上述泵室排出的工作流体；

第一流体压室和第二流体压室，该第一流体压室和第二流体压室以上述定子的摆动支点为交界而设置；以及

控制阀，其连接于螺线管，用于在上述螺线管的驱动力的作用下控制自上述泵室被引导到上述第二流体压室的工作流体的驱动压力；

被吸入到上述泵室的工作流体的吸入压力始终被引导至上述第一流体压室，

在上述驱动压力降低的工作时，上述定子借助作用于上述定子的内周凸轮面的上述泵室的压力向排出容量减少的方向摆动，另一方面，在上述驱动压力上升的工作时，上述定子向排出容量增大的方向摆动。

2.根据权利要求1所述的可变容量式叶片泵，其中，

将连结上述定子的摆动支点和上述转子的旋转中心之间的假想线设为摆动中心线，

将连结上述转子的旋转中心和上述排出口的始端之间的假想线设为排出口始端线，

将上述排出口始端线相对于上述定子的摆动中心线倾斜的角度设为排出口始端线倾斜角度，

将连结上述转子的旋转中心和上述排出口的终端之间的假想线设为排出口终端线，

将上述排出口终端线相对于上述定子的摆动中心线倾斜的角度设为排出口终端线倾斜角度，

将相邻的上述叶片的中心线彼此交叉的角度设为叶片角度，

上述排出口形成为上述排出口终端线倾斜角度大于上述排出口始端线倾斜角度与上述叶片角度之和。

3.根据权利要求1所述的可变容量式叶片泵，其中，

该可变容量式叶片泵包括限制部，该限制部限制上述定子的移动，使得上述定子相对于上述转子的偏心量不为零。