CN106151024A

CN106151024A - 可变容量形叶片泵

Info

Publication number: CN106151024A
Application number: CN201510165831.9A
Authority: CN
Inventors: 村松聪; 荻原豊; 青木正明; 熊坂悟多; 城户良晃
Original assignee: Hitachi Automotive Systems Steering Ltd
Current assignee: Hitachi Astemo Ltd
Priority date: 2014-09-22
Filing date: 2015-04-09
Publication date: 2016-11-23
Also published as: US20160084249A1; JP2016061276A; US9828991B2

Abstract

本发明提供一种可变容量形叶片泵，其能够抑制空化噪声。其具有槽口部(43)，该槽口部(43)形成为，在将位于吸入区域的叶片(7)与吸入端口(42)最后重叠的点作为吸入端口(42)的终端(42b)、将离开吸入区域的叶片(7)与排出口(44)最初重叠的点作为排出口(44)的始端(44a)、将多个叶片(7)中相邻的叶片(7)彼此的周向的距离为1间距时，为从排出口(44)的始端(44a)向吸入口(42)的终端(42b)侧延伸设置的流路，形成为该流路的截面积(S)小于排出口(44)的始端(44a)的截面积，并且上述流路的周向的长度(L)为1.5间距。

Description

可变容量形叶片泵

技术领域

本发明涉及一种叶片泵。

背景技术

目前，已知一种叶片泵。例如，在专利文献1所述的叶片泵中，在排出端口的始端设有槽口，从吸入冲程至排出冲程过程的泵室首先与槽口连通。上述叶片泵实现利用经由槽口导入的来自排出端口的工作油，使该泵室的压力升高。

专利文献1：(日本)特开2004-92395号公报

发明内容

但是，在现有的叶片泵中，存在产生噪声的可能性。本发明的目的在于提供一种能够抑制噪声的叶片泵。

为了达到上述目的，本发明的叶片泵使槽口的长度为相邻叶片间的距离的1.5倍以上。

由此，能够抑制噪声。

本发明的第一方面是一种可变容量形叶片泵，其特征在于，具有：

具有泵部件收纳部的泵壳；

轴支承在所述泵壳的驱动轴；

设置在所述泵壳内，被所述驱动轴驱动旋转并且在周向上具有多个切槽的转子；

在所述切槽中出入自如地设置的多个叶片；

能够移动地设置在所述泵部件收纳部内，形成为环状，在内周侧与所述转子及所述叶片一起形成多个泵室的凸轮环；

形成在所述泵壳，在随着所述转子的旋转多个所述泵室中的容积增大的吸入区域开口的吸入口；

形成在所述泵壳，在随着所述转子的旋转多个所述泵室中的容积减小的排出区域开口的排出口；

设置在所述泵壳，控制所述凸轮环相对于所述转子的偏心量的凸轮环控制机构(控制阀、第一、第二流体压室等)；

槽口部，其形成为，在将位于所述吸入区域的所述叶片与所述吸入口最后重叠的点作为所述吸入口的终端、将离开所述吸入区域的所述叶片与所述排出口最初重叠的点作为所述排出口的始端、将所述驱动轴的旋转方向作为周向、将多个所述叶片中相邻的叶片彼此的所述周向的距离作为1间距时，是从所述排出口的所述始端朝向所述吸入口的终端侧延伸设置的流路，形成为所述流路的截面积小于所述排出口的始端的截面积，并且所述流路的所述周向的长度为1.5间距以上。

根据上述结构，通过使槽口部为1.5间距以上，能够确保延长流体内含有的空气经由槽口部从排出口逆流的高压流体溃灭的时间。其结果是，能够抑制空化噪声。

本发明的第二方面的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述槽口部形成为，所述槽口部的所述周向的长度不足2.5间距。

根据上述结构，形成于相邻的叶片之间的泵室与槽口部开始连通后，从前进至0.5间距的时刻开始压力升高，该压力经由槽口部与叶片之间的间隙(作为节流部)向排出口排出时，如果槽口部的长度不足2.5间距，则节流部的数量为2个，能够抑制驱动转矩过大的情况(如果槽口部增长，则节流部的数量增加，增加的量与驱动转矩增大相关)。

本发明的第三方面的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述槽口部形成为，在所述凸轮环相对于所述转子的偏心量最小时，所述周向的长度为1.5间距以上。

根据上述结构，当凸轮环的偏心量小时，泵转数增高，使空气溃灭的时间缩短，因此通过确保使槽口部的长度为1.5间距以上，能够实现对空化噪声的抑制。

本发明的第四方面的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述槽口部形成为，在所述周向上所述排出口的始端侧的流路截面积大于所述吸入口的终端侧的流路截面积。

根据上述结构，通过在吸入口终端侧减小流路截面积并增大粘性阻力，能够使流速下降，抑制压力下降。其结果是，能够抑制空化现象。

本发明的第五方面的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述槽口部形成为，流路截面积在所述周向上从所述吸入口的终端侧朝向所述排出口的始端侧逐渐增大。

根据上述结构，能够抑制压力随着流路截面积的急剧变化而变化。

本发明的第六方面的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述槽口部以使所述吸入口终端侧的端部的深度为0.06毫米以下的方式通过机械加工而形成。

根据上述结构，通过机械加工形成槽口部，从而能够提高槽口部的周向长度的精度。在通过机械加工形成槽口部的情况下，可以在槽口部的前端形成阶梯，通过使该阶梯部的深度为0.06毫米以下，能够增大槽口部前端的粘性阻力，降低流速，抑制压力下降。其结果是，能够抑制空化噪声。因为槽口部前端的压力差增大，流速也增快，所以增大粘性阻力的空化噪声降低效果很大。

本发明的第七方面的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述槽口部形成为，流路截面形状为相对于所述转子的旋转轴的径向尺寸大于深度方向尺寸的扁平形状。

根据上述结构，能够确保流路截面积并且能够确保槽口部的粘性阻力。

本发明的第八方面的可变容量形叶片泵，其特征在于，多个所述叶片形成为，在与所述槽口部相对的一侧的端部，所述叶片的所述周向的厚度朝向所述槽口部侧逐渐减小的圆弧状。

根据上述结构，通过圆弧状，能够得到与槽口部相同的节流效果。

本发明的第九方面的可变容量形叶片泵，其特征在于，以隔着所述泵室在所述转子的旋转轴方向上彼此相对的方式设置一对所述槽口部。

根据上述结构，与仅设有一个槽口部的情况相比，能够在流量相同的情况下，使流路截面积减半，所以能够确保流路截面积并且使粘性阻力增大。

本发明的第十方面的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述一对槽口部形成为，所述周向的长度彼此不同。

根据上述结构，容易调整槽口部的特性。

附图说明

图1是从轴芯方向观察实施例一的泵1内部的图；

图2是实施例一的侧板4B的主视图；

图3是在实施例一的侧板4B载置凸轮环8与一部分叶片7(凸轮环8的偏心量δ为最大的状态)的主视图；

图4是在实施例一的侧板4B载置凸轮环8与一部分叶片7(凸轮环8的偏心量δ为最小的状态)的主视图；

图5是沿转子6的径向剖开实施例一的侧板4B的槽口部43的剖面图(图2的B-B剖视图)；

图6是将实施例一的侧板4B的槽口部43及前体4C的槽口部43与叶片7一起沿周向剖开的剖面图(相当于图1的A-A剖视图)；

图7是将实施例一的侧板4B的槽口部43与叶片7的一部分一起沿周向剖开的剖面图；

图8是将第一变形例的侧板4B的槽口部43沿周向剖开的剖面图；

图9是将第二变形例的侧板4B的槽口部43沿周向剖开的剖面图；

图10是示例地表示与实施例一的转子6的旋转角度θ对应的泵室13A内的压力P_A变化的特性图；

图11是将实施例一的侧板4B的槽口部43的周向长度Ls假设为2.5间距的情况下沿周向剖开的剖面图，表示从槽口部43的始端43a至叶片7B的距离不足0.5间距时的状态；

图12是与图11相同的剖面图，表示从槽口部43的始端43a至叶片7B的距离为0.5间距时的状态；

图13是与图11相同的剖面图，表示从槽口部43的始端43a至叶片7B的距离大于0.5间距时的状态；

图14是在实施例三的侧板4B载置凸轮环8与一部分叶片7的立体图。

附图标记说明

1 叶片泵；

3 凸轮环控制机构；

4 泵壳；

42 吸入端口；

43 槽口部；

44 排出端口；

400 凹部(泵部件收纳部)；

5 驱动轴；

6 转子；

61 切槽；

7 叶片；

8 凸轮环；

13 泵室。

具体实施方式

[实施例一]

首先，说明结构。实施例一的叶片泵(以下称为泵1)作为搭载于机动车的液压式促动器的液压供给源而使用。具体地说，应用在机动车的自动变速器中。泵1被内燃机(发动机)的曲轴驱动，吸入、排出工作流体。作为工作流体，使用工作油、具体地说使用ATF(自动变速箱油)。适用泵1的自动变速器为带式连续可变变速器(以下称为CVT)。在CVT的控制阀内设有由CVT控制单元控制的各种阀。从泵1排出的工作油经由控制阀，提供到CVT的各部(初级带轮、次级带轮、前离合器、止回闸、变矩器、润滑·冷却系统等)。图1是从泵1的驱动轴5的轴芯方向观察取下前体4C后的泵1内部的图。为了方便说明，设有三维正交坐标系。在驱动轴5的径向上设定x轴及y轴，在驱动轴5的轴芯方向上设定z轴。在驱动轴5的轴芯(转子6的旋转轴)O上设有z轴。在凸轮环8相对于轴芯O摆动的方向上设有x轴。在与x轴及z轴正交的方向上设有y轴。在图1中，将纸面的跟前侧作为z轴正方向。将纸面左侧作为x轴正方向。将纸面的上侧作为y轴正方向。

泵1是能够改变排出容量(每转一次排出的流体量，泵容量)的可变容量形(可变容量型)。泵1在同一泵壳4中设有吸入、排出工作油的泵部2、以及控制泵容量的控制部(凸轮环控制机构3)。即，泵1是将泵部2与控制部一体化的泵单元。泵部2具有驱动轴5、转子6、多个叶片7、凸轮环8、以及接合环9作为主要的构成部件(泵部件)。驱动轴5轴支承在泵壳4上，被曲轴驱动旋转。转子6被驱动轴5驱动旋转。下面，将驱动轴5的旋转方向称为周向。转子6在周向上具有多个切槽61。叶片7能够从转子6突出或隐没(出入自如)，是收纳在转子6的切槽61中的板状部件。凸轮环8形成为环状，围着转子6而进行配置。接合环9形成为环状，围着凸轮环8而配置。

泵壳4具有：后体4A、侧板4B、以及前体4C。侧板4B为圆板状的部件(压盘)。后体4A具有凹部400。凹部400是有底圆筒状，沿z轴方向延伸向后体4A的z轴正方向侧的面开口。凹部400的直径比侧板4B的直径稍大。在凹部400收纳有侧板4B。侧板4B的z轴负方向侧的面与凹部400的z轴负方向侧的底部接触。驱动轴5的z轴负方向侧贯通侧板4B，旋转自如地轴支承于后体4A。凹部400的轴芯与驱动轴5的轴芯O大致一致。前体4C设置在后体4A的z轴正方向侧，通过螺栓固定于后体4A。前体4C封闭凹部400的上述开口。驱动轴5的z轴正方向侧旋转自如地轴支承于前体4C。在后体4A的凹部400内收纳有驱动轴5。另外，在凹部400内，在侧板4B的z轴正方向侧收纳有转子6、多个叶片7、凸轮环8、以及接合环9。即，凹部400作为泵部件收纳部而发挥作用。在后体4A的内部设有低压室与高压室(未图示)。低压室与来自CVT各部的工作油的返回油路(吸入油路)连接。高压室经由排出油路与CVT的控制阀连接。

接合环9为圆环状，在凹部400内沿周向被定位设置。接合环9的轴芯与驱动轴5的轴芯O大致一致。在接合环9的内周设有第一支承面91、第二支承面92、以及弹簧设置部93。第一支承面91为沿z轴方向延伸的平面状。第一支承面91配置在接合环9的内周的y轴正方向侧。在第一支承面91上，在轴芯O的稍微x轴正方向侧设有沿z轴方向延伸的半圆筒状的第一凹部910。第二支承面92为沿z轴方向延伸的、向朝向轴芯O凸出的曲面状。第二支承面92配置于接合环9的内周的y轴负方向侧且在轴芯O的稍微x轴正方向侧。在第二支承面92设有沿z轴方向延伸的第二凹部920。弹簧设置部93为设置在接合环9的内周的x轴负方向侧的凹部。

凸轮环8为圆环状，摆动自如地设置在接合环9的内周侧。即，凸轮环8能够移动地设置在后体4A的凹部400内。凸轮环8的内周面80是沿z轴方向延伸的圆筒状。下面，将内周面80的中心轴称为凸轮环8的轴芯P。在凸轮环8的外周设有凹部810、以及弹簧设置部。凹部810为沿z轴方向延伸的半圆筒状。凹部810以在凸轮环8的径向上与接合环9的第一凹部910相对的方式配置在y轴正方向侧且轴芯O的稍微x轴正方向侧。弹簧设置部(未图示)为在凸轮环8的外周面81上开口的有底凹部。该弹簧设置部以在凸轮环8的径向上与接合环9的弹簧设置部93相对的方式配置在x轴负方向侧。

在接合环9的第一凹部910与凸轮环8的凹部810之间，以夹持在这些凹部910、810之间的方式设置有沿z轴方向延伸的销10。销10相对于泵壳4(后体4A及前体4C)进行固定。在接合环9的第二凹部920设置有密封部件11。密封部件11与凸轮环8的外周面81抵接。在接合环9的内周与凸轮环8的外周之间，以压缩状态设置有作为弹性部件的螺旋弹簧12。螺旋弹簧12的一端设置在接合环9的弹簧设置部93。螺旋弹簧12的另一端嵌合设置在凸轮环8的弹簧设置部。螺旋弹簧12相对于接合环9，始终向x轴正方向侧对凸轮环8施力。

凸轮环8相对于接合环9支承在第一支承面91上。凸轮环8以第一支承面91为支点摆动自如地设置在xy平面内。在摆动时，凸轮环8以在第一支承面91上略微滚动的方式移动。此时，销10抑制凸轮环8相对于接合环9在旋转方向上的错位(相对旋转)。凸轮环8的外周面81在y轴正方向侧与第一支承面91相接，并且在y轴负方向侧与密封部件11滑动接触。在x轴方向两侧、例如通过外周面81与接合环9的内周面90抵接而限制凸轮环8的摆动。将凸轮环8的轴芯P相对于轴芯O的移动量作为偏心量δ。在外周面81在x轴负方向侧与内周面90抵接的位置(最小偏心位置)上，偏心量δ为最小值。在外周面81在x轴正方向侧与内周面90抵接的图1的位置(最大偏心位置)上，偏心量δ为最大。内周面90与外周面81之间的空间的z轴负方向侧的开口被侧板4B密封。上述空间的z轴正方向侧的开口被前体4C密封。上述空间通过第一支承面91与外周面81的接触部、以及、密封部件11与外周面81的接触部，被液密隔成两个控制室31、32。在x轴正方向侧形成第一控制室(第一流体压室)31，在x轴负方向侧形成第二控制室(第二流体压室)。

在驱动轴5的外周固定有转子6。转子6为大致圆柱状，沿z轴方向延伸而配置。转子6的z轴方向的尺寸与凸轮环8的z轴方向的尺寸大致相同。转子6绕轴芯O向图1的顺时针方向旋转。切槽61为有底的槽(狭缝)，使转子6的内部沿转子6的径向(相对于转子6的旋转轴的径向)延伸而在转子6的外周面60上开口。切槽61被设置为横跨转子6的整个z轴方向范围而延伸。转子6的径向内侧(朝向轴芯O的一侧)的切槽61的基端部从z轴方向看，形成为直径大于切槽61在周向宽度的椭圆状。设有多个(11个)切槽61。多个切槽61在周向上大致等间隔地设置。

设有多个(11片)叶片7，叶片7能够出入地一个一个地收纳在各切槽61中。另外，切槽61与叶片7的数量不限于11。叶片7的z轴方向的尺寸与转子6(切槽61)的z轴方向的尺寸大致相同。在切槽61的(朝向轴芯O的一侧的)基端部与收纳于该切槽61中的叶片7的基端侧(朝向切槽61的上述基端部的一侧)的面70之间形成该叶片7的背压室(受压部)。叶片7的z轴方向侧的两端部形成为角部为圆形的圆弧状。如图7所示，在叶片7的z轴负方向侧的端部，周向一侧(转子6的逆旋转方向侧)的面72经由曲面741，与z轴负方向侧的面74平滑地连续。曲面741从转子6的径向看，为向转子6的逆旋转方向侧且z轴负方向侧凸的圆弧状。周向另一侧(转子6的(正)旋转方向侧)的面73经由曲面742，与z轴负方向侧的面74平滑地连续。曲面742从转子6的径向看，为向转子6的(正)旋转方向侧且z轴负方向侧凸的圆弧状。在叶片7的z轴负方向侧的端部(设有曲面741、742的部位)，叶片7的周向上的厚度向z轴负方向逐渐减小。叶片7的z轴正方向侧的端部也形成为与z轴负方向侧的上述端部相同的圆弧状。

侧板4B(的z轴正方向侧的面40B)被配置为，与凸轮环8的z轴负方向侧的面82、转子6的z轴负方向侧的面、以及叶片7的z轴负方向侧的面74相对。前体4C(的z轴负方向侧的面40C)被配置为，与凸轮环8的z轴正方向侧的面83、转子6的z轴正方向侧的面、以及叶片7的z轴正方向侧的面75相对。侧板4B的z轴正方向侧的面40B与前体4C的z轴负方向侧的面40C之间的距离比凸轮环8、转子6、以及叶片7的z轴方向的尺寸稍大。在转子6的外周面60、凸轮环8的内周面80、侧板4B的面40B、前体4C的面40C之间形成环状空间。该环状空间通过多个叶片7划分为多个(11个)泵室(叶片室)13。换言之，凸轮环8在其内周侧，与转子6及叶片7一起形成多个泵室13。下面，将周向上相邻的叶片7彼此在周向上的距离(相当于相邻的叶片7之间形成的角度)称为1间距。在此，叶片7彼此在周向上的距离为，例如某一叶片7的周向一侧的面(例如，转子6的逆旋转方向侧的面72)与周向上和上述叶片7相邻的叶片7的上述周向一侧的面(72)之间的距离。或者，是某一叶片7的周向中央与周向上和上述叶片7相邻的叶片7的周向中央之间的距离。一个泵室13的周向尺寸稍小于1间距(从1间距中减去叶片7的周向尺寸后的大小)。

凸轮环8(轴芯P)以相对于转子6(轴芯O)向x轴正方向侧偏心的状态，随着从x轴负方向侧向x轴正方向侧，转子6的外周面60与凸轮环8的内周面80之间的、在转子6的径向上的距离(泵室13的径向尺寸)增大。根据该距离的变化，叶片7在切槽61中出入，从而隔成各泵室13。x轴正方向侧的泵室13的容积大于x轴负方向侧的泵室13的容积。由于该泵室13的容积差异，在轴芯O的y轴负方向侧，泵室13的容积随着朝向转子6的旋转方向(图1的顺时针方向)即x轴正方向侧而增大。另一方面，在轴芯O的y轴正方向侧，泵室13的容积随着向转子6的旋转方向即x轴负方向侧而减小。将随着转子6的旋转而多个泵室13的容积增大的y轴负方向侧的区间作为吸入区域。将随着转子6的旋转而多个泵室13的容积减小的y轴正方向侧的区间作为排出区域。

图2是从z轴正方向侧观察侧板4B的主视图。在侧板4B形成有供销10贯通的孔411、以及供驱动轴5贯通的孔412。销10贯通孔411而固定在后体4A，从而能够确定凹部400在侧板4B的周向位置。在侧板4B的z轴正方向侧的面40B形成有吸入端口42、槽口部43、排出端口44、吸入侧背压端口45、以及排出侧背压端口46。

吸入端口(吸入口)42为在吸入区域的一部分开口的有底凹部(凹槽)，是从CVT向吸入侧的泵室13导入工作油时的入口。吸入端口42从z轴方向看，在与吸入侧的多个泵室13重叠的位置上形成为以轴芯O为中心的大致圆弧状。吸入端口42的转子6的逆旋转方向侧的端部为吸入端口42的始端42a。始端42a为位于吸入区域的叶片7与吸入端口42最初重叠的点。吸入端口42的转子6的(正)旋转方向侧的端部为吸入端口42的终端42b。终端42b为位于吸入区域的叶片7与吸入端口42最后重叠的点。吸入端口42的始端42a与终端42b都设置在吸入区域(轴芯O的y轴负方向侧)的内部。从吸入端口42的始端42a至排出区域(轴芯O的y轴正方向侧)的转子6的逆旋转方向上距离、以及从吸入端口42的终端42b至排出区域的转子6(正)旋转方向距离都不足1间距。在吸入端口42的底部开设有吸入孔421与连通孔422。各孔421、422贯通侧板4B。吸入孔421设置在吸入端口42的终端42b侧。连通孔422设置在吸入端口42的始端42a侧。在吸入端口42的始端42a设有槽口部420，其朝向转子6的逆旋转方向侧沿周向延伸。在转子6的径向上的槽口420的尺寸(宽度方向尺寸)小于在转子6的径向上的吸入端口42的尺寸(宽度方向尺寸)，并且随着朝向转子6的逆旋转方向侧而逐渐变小。槽口部420在转子6的逆旋转方向侧的端部(始端420a)设置在轴芯O的y轴负方向侧(吸入区域)。

排出端口44为在排出区域的一部分开口的有底凹部(槽)，是从排出侧的泵室13向CVT排出工作油时的出口。排出端口44从z轴方向看，在与排出侧的多个泵室13重叠的位置上形成为以轴芯O为中心的大致圆弧状。排出端口44的转子6的逆旋转方向侧的端部为排出端口44的始端44a。始端44a为位于排出区域的叶片7与排出端口44最初重叠的点。排出端口44的转子6的(正)旋转方向侧的端部为排出端口44的终端44b。终端44b为位于排出区域的叶片7与排出端口44最后重叠的点。排出端口44的始端44a与终端44b都设置在排出区域(轴芯O的y轴正方向侧)的内部。从排出端口44的始端44a至吸入区域(轴芯O的y轴负方向侧)的转子6的逆旋转方向距离为2间距以上。从排出端口44的终端44b至吸入区域的转子6(正)旋转方向距离不足1间距。在排出端口44的底部开设有排出孔441与连通孔442。各孔441、442贯通侧板4B，与后体4A的高压室连通。排出孔441在排出端口44的终端44b侧与终端44b连续设置。连通孔442在排出端口44的始端44a侧与始端44a连续，设置在与y轴重叠的周向位置。

在排出端口44的始端44a，以朝向转子逆旋转方向侧沿周向延伸的方式设有槽口部43。槽口部43是设置为从排出端口44的始端44a向吸入端口42的终端42b侧沿周向延伸的流路，通过机械加工而形成。图3及图4是从z轴正方向侧观察在侧板4B上载置凸轮环8与一部分叶片7的图。以斜线表示槽口部43。图3及图4表示一部分叶片7相对于吸入端口42、槽口部43、以及排出端口44的位置关系。图3是凸轮环8的偏心量δ为最大时的情况，图4是偏心量δ为最小时的情况。图5是以沿转子6的径向延伸的平面剖开侧板4B的形成有槽口部43的部位的剖面图(图2的B-B剖视图)。图6是以沿周向延伸的平面剖开侧板4B及前体4C的形成有槽口部43的部位的剖面图(相当于图1的A-A剖视图)。图7是省略了前体4C的图示的与图6相同的剖面图。共同表示载置于侧板4B的一个叶片7的z轴负方向端部的剖面。

槽口部43的转子6的逆旋转方向侧(朝向吸入端口42的终端42b的一侧)的端部为槽口部43的始端43a。始端43a设置于轴芯O的y轴正方向侧(排出区域)。槽口部43的转子6的(正)旋转方向侧(朝向排出端口44的始端44a的一侧)的端部为槽口部43的终端43b。终端43b与排出端口44的始端44a一致，与连通孔442连续。以周向的槽口部43的尺寸(周向的长度Ls)为1.5间距以上且不足2.5间隔的方式形成槽口部43。具体地说，Ls为大致2间隔。如图3及图4所示，Ls不论偏心量δ的大小如何，都为大致2间距(1.5间距以上且不足2.5间距)。转子6的径向上的槽口部43的尺寸与转子6的径向上的排出端口44的尺寸(排出端口44宽度方向尺寸)大致相同。如图5所示，在槽口部43的任意周向位置，槽口部43的截面形状都为偏平的矩形状。即，槽口部43的作为构成槽口部的壁面，具有：z轴负方向侧的平面(底面)430、转子6的径向外侧的圆弧状曲面(侧面)431、转子6的径向内侧的圆弧状曲面(侧面)432。在任意的周向位置，转子6的径向上的槽口部43的尺寸(面432、432之间的距离，宽度方向上的尺寸W)大于槽口部43的z轴方向的尺寸(面40B、430之间的距离，深度方向尺寸D)。槽口部43通过机械加工而形成，以使得其始端43a的深度方向尺寸D0优选为0.06毫米以下。

大致通过S＝D×W求出以沿转子6的径向延伸的平面剖开时的槽口部43的截面积。任意周向位置的槽口部43的截面积S小于以沿转子6的径向延伸的平面剖开排出端口44的始端44a侧时的截面积。在此，如本实施例那样，在与排出端口44的始端44a连续而设置连通孔442的情况下，以假设未设有连通孔442的情况下的排出端口44的始端44a侧的底面(z轴负方向侧的平面)为基准，算出排出端口44的始端44a侧的上述截面积。例如，将在排出端口44的始端44a侧的底面未开设连通孔442的部位与面40B之间的z轴方向的距离作为排出端口44的始端44a侧的深度方向尺寸，从而能够算出排出端口44的始端44a侧的上述截面积。在任意的周向位置，槽口部43的宽度方向尺寸W是一定的。另一方面，如图6所示，与始端43a的深度方向尺寸D(＝D0)相比，终端43b的深度方向尺寸D(＝D1)较大(D0﹤D1)。在周向上，与槽口部43的始端43a侧相比，终端43b侧的深度方向尺寸D更大。D从槽口部43的始端43a侧朝向终端43b侧逐渐增大(从始端43a侧朝向终端43b侧逐渐增大)。因此，与始端43a的截面积S(＝S0)相比，终端43b的截面积S(＝S1)较大(S0﹤S1)。在周向上，终端43b侧的截面积S大于始端43a侧的截面积。S从槽口部43的始端43a侧朝向终端43b侧逐渐增大(从始端43a侧向终端43b侧逐渐增大)。

返回图2，针对侧板4B的其他结构进行说明。在吸入端口42的终端42b与槽口部43的始端43a之间未设置凹部(槽)、孔，在与该区间对应的角度范围内设置有第一困油区域。同样地，在排出端口44的终端44b与槽口部420的始端420a之间设置第二困油区域。第一、第二困油区域的角度范围分别相当于稍小于1间距。第一困油区域及第二困油区域困住处于该区域内的泵室13的工作油，抑制(包括槽口部43)排出端口44与(包括槽口部420)吸入端口42连通。背压端口45、46为连通于叶片7的根底(背压室、转子6的切槽61的基端部)的有底的凹部(凹槽)。背压端口45、46沿切槽61的基端部的配置，形成为以轴芯O为中心的大致圆弧状。背压端口45、46在吸入侧与排出侧分别分离而设置。

吸入侧背压端口45的转子6的逆旋转方向侧的端部(吸入侧背压端口45的始端45a)位于轴芯O的y轴负方向侧且第二困油区域的角度范围内。吸入侧背压端口45的转子6的(正)旋转方向侧的端部(吸入侧背压端口45的终端45b)位于轴芯O的y轴负方向侧且第一困油区域的角度范围内。吸入侧背压端口45与位于吸入区域的大部分的多个叶片7的背压室连通。在吸入侧背压端口45的底部开设有连通孔451、452。连通孔451、452贯通侧板4B。连通孔451在吸入侧背压端口45的终端45b侧，与终端45b连续设置。连通孔452在吸入侧背压端口45的始端45a侧，与始端45a连续设置。连通孔451经由设置于后体4A(凹部400的z轴正方向侧的面)的连通通路或后体4A内的低压室，与吸入端口42的吸入孔421连接。连通孔452经由设置于后体4A(凹部400的z轴正方向侧的面)的连通通路与吸入端口42的连通孔422连接。即，吸入侧背压端口45经由连通孔451、452与吸入端口42及低压室连通。在吸入区域，经由吸入侧背压端口45从低压室向随着转子6的旋转想要从切槽61突出的叶片7的底部侧(背压室)提供工作油。此时，与作用于吸入端口42的压力(泵1的吸入侧的液压或吸入压)、即叶片7的前端侧(转子6的径向外侧的面71)的压力相同的压力作用在叶片7的底部侧(转子6的径向内侧的面70)。

排出侧背压端口46的转子6的逆旋转方向侧的端部(排出侧背压端口46的始端46a)位于轴芯O的y轴正方向侧且槽口部43的角度范围内。排出侧背压端口46的转子6的(正)旋转方向侧的端部(排出侧背压端口46的终端46b)位于轴芯O的y轴正方向侧且排出端口44的角度范围内。排出侧背压端口46与位于排出区域的大部分的多个叶片7的背压室连通。在排出侧背压端口46的底部开设有连通孔461。连通孔461贯通侧板4B。连通孔461设置在排出侧背压端口46的周向的大致中间位置(在转子6的径向上与排出端口44的连通孔442重叠的周向位置)。连通孔461经由设置于后体4A(凹部400的z轴正方向侧的面)的连通通路与排出端口44的连通孔442连接。即，排出侧背压端口46经由连通孔461与排出端口44及高压室连通。在排出区域，经由排出侧背压端口46，从随着转子6的旋转而想要隐没于切槽61内的叶片7的底部侧(背压室)向高压室排出工作油。此时，与排出端口44的压力(泵1的排出侧的液压或排放压)、即作用于叶片7的前端侧的压力相同的压力作用在叶片7的底部侧。

前体4C的z轴负方向侧的面40C也与后体4A的各端口42等对应，形成有同样的各口42等。另外，在前体4C，能够省略相当于各孔421等的孔。而且，如图6所示，在前体4C的z轴负方向侧的面40C也形成有槽口部43。即，隔着泵室13，在z轴(转子6的旋转轴)方向上彼此相对地设置有一对槽口部43。前体4C的槽口部43的终端43b与侧板4B的槽口部43的终端43b在z轴方向上大致重叠。前体4C的槽口部43的转子径向外侧的边缘与侧板4B的槽口部43的转子径向外侧的边缘在z轴方向上大致重叠。前体4C的槽口部43的转子径向内侧的边缘与侧板4B的槽口部43的转子径向内侧的边缘在z轴方向上大致重叠。另一方面，前体4C的槽口部43形成为，相对于侧板4B的槽口部43，周向的长度不同。具体地说，前体4C的槽口部43的周向的长度L_F无论偏心量δ大小如何，都大致为1.5间隔。即，以使L_F也无论偏心量δ的大小如何都为1.5间隔以上且不足2.5间隔的方式形成前体4C的槽口部43。另外，前体4C的槽口部43的始端43a的深度方向尺寸D0也优选为0.06毫米以下。另一方面，前体4C的槽口部43的终端43b的深度方向尺寸D1可以与侧板4B的槽口部43的D1不同。关于前体4C的槽口部43，其他的形状、大小、位置、以及范围都与侧板4B的槽口部43相同。

如果转子6在凸轮环8(轴芯P)相对于转子6(轴芯O)向x轴正方向偏心的状态下旋转，则泵室13绕轴芯O旋转并且容积周期性地反复增大与减小。在泵室13的容积增大的吸入区域中，与吸入端口42连通的泵室13从吸入端口42吸入工作油。在泵室13的容积减少的排出区域中，与排出端口44连通的泵室13向排出端口44排出工作油。在第一、第二困油区域中，泵室13与吸入端口42(槽口部420)都不和排出端口44(槽口部43)连通，确保液密性。在本实施例中，因为第一、第二困油区域的范围分别仅稍低于1间隔地设置，所以能够抑制上述连通，能够提高泵的效率。另外，也可以使困油区域遍及1间距以上的范围地设置。另外，对于叶片7的背压室，在吸入区域经由吸入侧背压端口45对叶片7的背压室作用吸入压，在排出区域经由排出侧背压端口46对叶片7的背压室作用排出压。因此，能够提高泵转数低时等的叶片7的突出性，从而提高泵室13的液密性，并且能够降低叶片7与凸轮环8的内周面80的摩擦阻力(用于驱动泵1的转矩)，从而节约动力(例如，降低油耗)。

凸轮环控制机构3控制凸轮环8的偏心量δ。凸轮环控制机构3设置于后体4A，具有控制阀30、以及第一、第二控制室31、32。控制阀30是控制工作油向第一控制室31及第二控制室32流入、流出的滑阀。控制阀30具有：作为切换流路的阀体的阀柱(未图示)、作为将阀柱向其轴向的一侧施力的弹性部件的弹簧(未图示)、以及利用电磁力将阀柱向其轴向的另一侧施力的电磁阀300。阀柱与弹簧设置在形成于后体4A内部的收纳孔内。对阀柱作用有从高压室(排出端口44)供给的测量节流孔(メータリングオリフィス)下游侧的排出压以及测量节流孔上游侧的排出压。这两种压力之差(以下称为差压)产生将阀柱向上述轴向的另一侧施力的作用力。如果该差压所产生的作用力超过弹簧的上述作用力，则阀柱向上述轴向的另一侧冲程。由此，使第一控制室31与高压室(排出端口44)连通，并且切断第二控制室32与高压室(排出端口44)的连通。如果通过向第一控制室31供给的压力而对凸轮环8施加的作用力超过通过向第二控制室32的压力而对凸轮环8施加的作用力与通过弹簧12对凸轮环8施加的作用力之和，则凸轮环8向x轴负方向侧摆动，偏心量δ减小。另一方面，如果作用于阀柱的上述差压所产生的作用力低于作用于阀柱的弹簧的上述作用力，则阀柱向上述轴向的一侧冲程。由此，切断第一控制室31与高压室(排出端口44)的连通，并且连通第二控制室32与高压室(排出端口44)。因此，通过与上述相同的机制，凸轮环8向x轴正方向侧摆动，偏心量δ增加。

与泵1的转数(排出流量)增大相对应地作用于阀柱的上述差压增大。因此，阀柱向上述轴向的另一侧冲程，向第一控制室31供给排出压。因此，偏心量δ减小，泵容量减小。这样，通过控制阀30的工作，根据泵1的排出流量进行控制以使泵容量发生变化。如果偏心量δ某种程度地减小，则即使泵转数升高，泵排出流量也不会增大(维持一定的排出流量)。另外，如果泵排出流量过于减少，则上述差压减小，因此凸轮环8再次偏心，谋求适当地增大排出流量。电磁阀300根据来自CVT控制单元的请求进行通电，从而产生将阀柱向上述轴向的另一侧施力的电磁力。由此，能够得到与弹簧减小对阀柱施加的力(安装荷重)相同的作用。因此，从排出流量较小并上述差压较小的时刻开始，阀柱向上述轴向的另一侧冲程。因此，电磁阀300与非通电状态时相比，以低的泵转数达到少的排出流量后，具有维持其流量的特性。通过这样地控制流量特性，能够提高能量效率。从泵1排出的工作油在CVT中使用。CVT控制单元根据加速器开度、发动机转数、车速这样的行驶状况，适当控制管路压力。因此，例如在根据行驶状况请求高的排出流量时，使向电磁阀300通电的电流(电磁力)减小或为0，在请求低的排出流量时，使向电磁阀300通电的电流(电磁力)增大。

接着，说明其作用。形成于侧板4B的槽口部43的周向长度Ls为1.5间隔以上。由此，即使在泵室13内混入空气(气泡)(空气量多)的工作条件下，也能够抑制空化噪声。即，泵1作为其使用环境，适用于自动变速器(CVT)。因此，可以根据工作条件，使工作油中含有多的空气(空气含量增高)。另外，空气的含有状态不稳定(含有率的变化大)。在泵1的某个泵室13从吸入区域移向排出区域而与排出端口44连通时，如果该泵室13内的工作油中含有空气，则由于向该泵室13内供给的排出端口44的高压，使上述空气快速被溃灭。由此，有时会产生空化噪声(发生空化现象所导致的异响)。在排出端口的始端部设有槽口部的现有叶片泵中，泵室在到达排出端口之前的时刻与槽口部连通。此时，来自高压的排出端口的工作油通过构成上述泵室的转子旋转方向侧的叶片(的侧面)与槽口部(的壁面)之间的间隙导入上述泵室内(所谓的工作油向泵室逆流)。这样，通过导入的工作油所产生的压力，谋求压缩泵室内的空气。但是，在现有的叶片泵中，槽口部的周向长度最多只有1间隔左右。因此，泵室与槽口部连通，并且至到达排出端口所需要的时间短。因此，根据工作条件，不能通过上述所导入的压力使泵室内的空气充分溶入(溶解)到工作油中。因此，如果泵室到达排出端口而在泵室内开设排出端口，则残留在泵室内的空气快速溃灭，由此，可能会产生空化噪声。

对此，在本实施例的泵1中，槽口部43的周向长度Ls为1.5间隔以上。因此，泵室13与槽口部43连通并且至到达排出端口44所需要的时间、即、从高压的排出端口44侧经由槽口部43向泵室13内导入工作油的时间长。因此，通过这样导入的工作油，能够确保延长包含在泵室13的工作油内的空气溃灭(溶解)的时间。换言之，在泵室13到达排出端口44之前，能够使泵室13的压力充分升高而使空气溃灭(溶解)。因此，即使在泵室13内混入空气(空气量多)的工作条件下，在泵室13到达排出端口44的时刻，空气已充分溃灭，使残留在泵室13内的空气量充分减少，所以能够抑制空化噪声。另外，上述的1.5间距是指，在规定的条件(空气含有量、泵的转数等运转条件)下进行的试验、模拟中，使泵1产生的噪声为允许范围内的槽口部43的周向长度Ls的下限值。因此，在任意的工作条件下，都能够抑制空化噪声。

在此，槽口部43是指，相对于侧板4B的面40B的凹部，其(以沿转子6的径向延伸的平面剖开时的)截面积S小于排出端口44的始端44a侧的(以沿转子6的径向延伸的平面剖开时的)截面积的区域。排出端口44是指相对于面40B的凹部，开设有通向高压室的排出通路即排出孔441的区域。与本实施例不同，如果没有在排出端口44的始端44a侧设置连通孔442，则槽口部43例如为图8、图9所示的区域。图8及图9为实施例一的变形例中的省略前体4C的图示的与图6相同的剖面图。图8表示第一变形例。在第一变形例中，槽口部43的终端43b的深度方向尺寸D1与排出端口44的始端44a侧的深度方向(z轴方向)尺寸相等，槽口部43的终端43b侧相对于排出端口44的始端44a侧平滑地(没有阶梯)连续。另外，与本实施例相同，槽口部43的宽度方向尺寸W与排出端口44的宽度方向尺寸大致相等。图9表示第二变形例。在第二变形例中，槽口部43的终端43b的深度方向尺寸D1小于排出端口44的始端44a侧的深度方向尺寸。槽口部43的终端43b侧相对于排出端口44的始端44a侧，经由阶梯434b而连接。槽口部43的终端43b侧与排出端口44的始端44a侧通过阶梯434b的沿z轴方向延伸的壁面分界。另外，与本实施例相同，槽口部43的宽度方向尺寸W与排出端口44的宽度方向尺寸大致相等。

在第二变形例中，在槽口部43，不仅在与排出端口44的始端44a侧的边界、在槽口部43的周向中间也设有阶梯434a。槽口部43的阶梯434a的靠终端43b侧的底面(z轴负方向侧的平面430b)的相对于面40B的z轴方向距离(深度方向尺寸D)大于阶梯434a的靠始端43a侧的底面(z轴负方向侧的平面430a)的相对于面40B的z轴方向距离(深度方向的尺寸D)。即，可以使槽口部43的截面积S小于排出端口44的上述截面积，也可以在槽口部43的内部使截面积S不连续(具有阶梯)地变化。另外，这些阶梯434a、434b形成为角部为圆形的圆弧状，从转子6的径向看，具有圆弧状的曲面(在转子旋转方向侧且z轴方向侧凸出)。这样，在槽口部43的终端43b侧相对于排出端口44的始端44a侧经由阶梯434b的曲面连续的情况下，可以如下所述地确定槽口部43的范围。即，如图9所示，从转子6的径向看，将槽口部43的终端43b侧的z轴负方向侧的平面430b的延长线与、槽口部43和排出端口44分界的上述(沿z轴方向延伸)壁面的延长线的交点设为α。将从周向的α至始端43a的长度设为槽口部43的周向长度Ls。将从面40B至α的z轴方向的距离设为槽口部43的终端43b的深度方向尺寸D1。同样地，在第一变形例中，在槽口部43的底面(z轴负方向侧的平面430)与排出端口44的底面(z轴负方向侧的平面)之间存在(向z轴负方向侧凸出的)曲面的情况下，可以以上述两个底面的延长线彼此的交点为基准，确定槽口部43的范围。

凸轮环控制机构3(控制阀30)与泵1的转数增大相对应地，使凸轮环8的偏心量δ减少。当该偏心量δ为最小时，槽口部43的周向长度也为1.5间距以上。因此，能够更有效地抑制空化噪声。即，因为与偏心量δ大时相比，偏心量δ小时，泵1的转数高，所以泵室13(叶片7)通过槽口部43的时间缩短。即，利用经由槽口部43的工作油的流入，泵室13内的空气溃灭的时间缩短。因此，产生空化噪声的可能性高。与之相对，通过确保偏心量δ为最小时槽口部43的周向长度也为1.5间距以上，能够确保上述时间，由此能够实现抑制空化噪声。另外，只要槽口部43的周向长度Ls为1.5间距以上即可，不特别限定槽口部43的形状。例如，可以使槽口部43的截面积S在周向上为一定，也可以使终端43b侧的截面积S小于始端43a侧的截面积。另外，可以使槽口部43的z轴方向尺寸(深度方向尺寸D)为一定，也可以使槽口部43的转子径向上的尺寸(宽度方向尺寸W)为一定。

如上所述，在与槽口部43连通的泵室13内，从高压的排出端口44一侧，经由形成于构成上述泵室13的转子旋转方向侧的叶片7(包括侧面74的z轴负方向侧的端部)与槽口部43(的底面430与侧面431、432)之间的间隙，导入工作油。此时，由于经由上述间隙的工作油的流动(流路)中的压力下降，可能产生新的空气。在此，通过槽口部43的始端43a侧的隔着叶片7的两个泵室13之间的压力差具有大于通过槽口部43的终端43b侧的隔着叶片7的两个泵室13之间的压力差的倾向。因此，与终端43b侧相比，在槽口部43的始端43a侧，上述流路中的流速变高，由于压力下降而容易产生新的空气。对此，在本实施例的泵1中，与槽口部43的始端43a侧的截面积S相比，终端43b侧的截面积S大。即，与终端43b侧相比，在槽口部43的始端43a侧，上述流路的截面积小。因此，在始端43a侧，由于粘性阻力(因工作油的粘性，作为流体的工作油受到来自构成上述流路的壁面430等的阻力)增大，所以即使是相同的排出压，流速也降低。由此，抑制上述压力下降。其结果是，能够抑制由于上述压力下降而产生新的空气。因此，在泵室13到达(连通)排出端口44之前，通过进一步减少残留在泵室13内的空气量，能够更有效地抑制空化噪声。

特别是，在利用通过槽口部43的始端43a(在始端43a附近与槽口部43重叠)的叶片7形成于转子6的旋转方向侧的泵室13与利用上述叶片7形成于转子6的逆旋转方向侧的泵室13之间，压力差最大。因此，与槽口部43的始端43a附近之外的其他部位相比，在始端43a附近，即使是相同的排出压，上述流路的流速也增高。因此，由于压力下降而在泵室13内容易产生新的空气。与之相对，在本实施例的泵1中，槽口部43以使始端43a的深度方向尺寸D0为0.06毫米以下的方式通过机械加工而形成。由此，如上所述，通过增大粘性阻力，能够增大抑制空化噪声的效果。即，首先，通过机械加工形成槽口部43，从而能够提高槽口部43的周向长度的精度。但是，在这样地通过机械加工形成槽口部43的情况下，如图6所示，能够在槽口部43的前端(与连接在排出端口44侧的终端43b相反一侧即始端43a)，在与面40B之间形成阶梯。换言之，为了提高槽口部43的前端(始端)43a的位置精度，使始端43a形成为带阶梯的形状。在本实施例的泵1中，该阶梯的深度(始端43a的深度方向尺寸D0)为0.06毫米以下。由此，因为在槽口部43的始端43a附近，上述流路(形成于始端43a附近的叶片7与槽口部43之间的间隙)的截面积减小，所以上述流路的粘性阻力增大。因此，经由上述流路(间隙)从排出端口44侧向泵室13内导入工作油时的流速降低。(即，通过增大粘性阻力来抑制因大的压力差导致的流速增加)。因此，能够抑制上述压力下降。其结果是，能够更有效地抑制空化噪声。

另一方面，在利用通过槽口部43的终端43b侧的叶片7形成于转子6的旋转方向侧的泵室13与利用上述叶片7形成于转子6的逆旋转方向侧的泵室13之间，压力差小。因此，由于上述流路的流速低，所以因这样的压力下降而在泵室13内产生新的空气的可能性低。与之相对，在本实施例的泵1中，与始端43a侧相比，在槽口部43的终端43b侧，上述流路的截面积大。因此，因为粘性阻力减小，所以即使是相同的上述压力差，流速也增高。(即，通过减小粘性阻力来抑制因小的压力差导致的流速减小)。由此，在槽口部43的终端43b侧，能够从排出端口44侧经由槽口部43向泵室13内更快地导入工作油。因此，在泵室13到达排出端口44之前，通过进一步减少残留在泵室13内的空气量，能够更有效地抑制空化噪声。另外，只要槽口部43的终端43b侧的截面积S大于始端43a侧的截面积即可，不特别限定槽口部43的形状。例如，可以是随着从槽口部43的终端43b侧朝向始端43侧而转子径向上的尺寸(宽度方向尺寸W)逐渐减小(与吸入端口42的槽口部420相同的)的形状。在该情况下，槽口部43可以以使始端43a的宽度方向尺寸W为0.06毫米以下的方式通过机械加工而形成。由此，与上述相同地，通过增大槽口部43的始端43a附近的粘性阻力，能够增大抑制空化噪声的效果。

另外，如图9所示的第二变形例那样，可以使槽口部43的截面积S在周向上不连续地发生变化。在本实施例中，与第二变形例不同，以使槽口部43的截面积S从始端43a侧向终端43b侧逐渐增大的方式，形成槽口部43。因此，与转子6的旋转向对应地，上述流路的截面积不是不连续地(有阶梯)发生变化，而是连续地发生变化。因此，能够抑制伴随着上述流路的截面积急剧变化的泵室13的压力变化。另外，在第二变形例中，阶梯434a形成为圆弧状。因此，即使在叶片7通过阶梯434a的部位时，也能够在某种程度上抑制上述流路的截面积发生急剧变化。

如图7所示，叶片7的与槽口部43相对的z轴负方向侧的端部形成为圆弧状。由此，在上述端部，叶片7的周向厚度朝向槽口部43的一侧(z轴负方向侧)逐渐减小。因此，能够更有效地抑制空化噪声。即，在叶片7通过槽口部43的始端43a时，该叶片7的上述端部的转子逆旋转方向侧的面72、741与构成槽口部43的始端43a的壁面433等之间的间隙构成经由槽口部43将工作油向泵室13内导入的上述流路的一部分。将该间隙的大小(面72、741与壁面433之间的距离)设为D2。在叶片7的上述端部，叶片7的周向厚度形成为向槽口部43的一侧(z轴负方向侧)逐渐减小的圆弧状，因此D2随着转子6的旋转，与叶片7向周向移动相对应地逐渐增大，而不是从0一下子增大。因此，抑制槽口部43的始端43a附近的上述流路(形成于面72、741与壁面433等之间的流路)的截面积突然增大。由此，因为能够抑制流速的增大，所以与上述相同，能够抑制由于压力下降而在泵室13内产生新的空气的不良情况。另外，能够抑制经由上述流路供给了工作油的泵室13的压力变化。换言之，通过将叶片7的上述端部形成为上述的圆弧状，能够得到与(例如在将叶片7的上述端部不形成为上述的圆弧状的情况下)在槽口部43的始端43a省略由壁面433形成的阶梯而使底面430与面40B直接连接的情况实质上相同的节流效果。另外，为了得到上述的作用，不需要在叶片7的上述端部的转子6的旋转方向侧设置曲面742。在本实施例中，因为不仅设置曲面741还设置曲面742，所以在转子6上安装叶片7时不需要考虑其方向性。由此，能够提高安装性。

另外，假设在未将叶片7的上述端部形成为上述圆弧形状(未设有曲面741、742)的情况下，在隔着该叶片7相邻的泵室13之间经由槽口部43流通工作油时，在叶片7的上述端部的面72、74交叉的角部、面73、74交叉的角部附近产生停滞点。如果产生这样的停滞点，则由于压力下降，可能产生新的空气。与之相对，在本实施例的泵1中，将叶片7的上述端部形成为上述圆弧状。因此，在叶片7的上述角部附近，工作油的流动平顺，能够抑制停滞点的产生。因此，能够抑制由于压力下降而产生新空气。另外，只要设置曲面741、742中的任一方即可，在该设置部位的附近都能够抑制产生停滞点。在本实施例中，因为设有曲面741、742双方，所以能够更有效地抑制停滞点的产生。另外，如上所述，能够提高安装性。

另外，不特别限定以沿转子6径向延伸的平面剖切时的槽口部43的截面形状。例如，槽口部43的上述截面可以为锲形等，其在转子6的径向上相对的两个壁面431、432之间的距离随着朝向z轴正方向侧的开口部而增大。在本实施例的泵1中，槽口部43的上述截面为转子6的径向(槽口部43的宽度方向)上的尺寸W大于深度方向尺寸D的扁平状。因此，与相同大小的截面积的其他形状相比，在转子6的径向上的槽口部43的更大的范围内，限制叶片7(的侧面74)与槽口部43(的壁面430等)之间的间隙的深度方向尺寸D。即，在槽口部43的更大范围内，构成上述间隙的面74、430之间的距离变小。因此，能够整体上增大经由上述间隙的工作油的流动(流路)的粘性阻力，整体上使流速降低(即在转子6的径向上增加流速下降的范围)。因此，至少在槽口部43(上述流路中流速容易增高)的始端43a侧，将其截面形状形成为扁平状，从而能够有效地降低上述流速。因此，能够更有效地抑制由于压力下降而产生新的空气。因此，能够更有效地抑制空化噪声。另一方面，通过确保上述流路的截面积大小与其他形状相同，能够有效地从排出端口44侧向泵室13内导入工作油。另外，槽口部43的上述扁平形状也可以使深度方向尺寸D大于转子6的径向上的尺寸W。在本实施例中，W大于D。因此，能够确保进一步增大从槽口部43的内部向泵室13的开口面积。因此，能够更有效地经由槽口部43从排出端口44侧向泵室13内导入工作油。另外，槽口部43的加工性良好。另外，通过使槽口部43的上述截面为矩形状，能够进一步提高槽口部43的加工性。

与侧板4B的槽口部43相同的槽口部43也设置于前体4C。通过将前体4C的槽口部43形成为与侧板4B的槽口部43相同的结构，具有与上述相同的作用。另外，也可以仅设置两个槽口部43中的一方。在本实施例的泵1中，隔着泵室13在z轴方向上相互相对地设置一对槽口部43。因此，与仅设有一个(仅在侧板4B与前体4C的一方侧)槽口部43的情况相比，使形成于叶片7与槽口部43之间的间隙(流路)的截面积S的合计相同，能够减小各槽口部43的上述流路的截面积S(例如为上述情况下的一半)。因此，能够整体上确保通过两槽口部43的上述流路的流量，并且能够增大各槽口部43的上述流路的粘性阻力。至少在各槽口部43的始端43a侧，减小上述流路的截面积S，从而能够如上所述地抑制由于压力下降而产生新的空气。因此，能够更有效地抑制空化噪声。另外，通过整体上确保上述流路的流量，能够有效地经由槽口部43从排出端口44侧向泵室13内导入工作油。此外，槽口部43的压力作用在叶片7的z轴方向侧的面74等上。因为隔着泵室13(叶片7)在z轴方向两侧设有槽口部43，所以在位于两槽口部43的叶片7上，上述压力分别作用在其z轴方向两侧的面74、75上。因此，能够抑制叶片7因上述压力按压侧板4B或前体4C的一方。由此，能够抑制用于驱动泵1的转矩过大。

一对槽口部43各自的周向上长度Ls、L_F可以彼此不同。因此，在将一对槽口部43作为整体看作一个槽口部43时，可以容易地调整由该槽口部43构成的作为整体的上述流路所具有的特性。例如，在本实施例中，前体4C的槽口部43的周向长度L_F短于侧板4B的槽口部43的周向长度Ls。换言之，前体4C的槽口部43的始端43a位于侧板4B的槽口部43始端43a的靠转子6的旋转方向侧(排出端口44侧)。因此，当将两槽口部43作为整体看作一个槽口部43时，与使该槽口部43的周向长度Ls、L_F相同的(使两槽口部43的始端43a的周向位置一致)情况相比，周向长度虽然是相同的，但始端43a侧的上述流路的截面积S更小。因此，可以将各槽口部43的形状形成为在周向上没有阶梯的简单的结构，并且两槽口部43作为一个整体，能够得到与图9所示的第二变形例那样的形状(在周向上存在阶梯)的槽口部43相同的特性。另外，只要前体4C的槽口部43与侧板4B的槽口部43的任一个槽口部的周向长度L为1.5间距以上即可。换言之，当将一对槽口部43作为整体看作一个槽口部43时，只要其周向长度L在上述范围内即可。因此，在Ls为大致2间距(上述范围内)的本实施例中，L_F可以不足1.5间隔。

再次以侧板4B的槽口部43为例，说明其他的作用。槽口部43的周向长度Ls不足2.5间距。因此，在泵室13内未混入空气(空气量少)的工作条件下，能够抑制用于驱动泵1的转矩(以下称之为驱动转矩)过大的情况。下面，进行具体的说明。将形成于某个叶片7A与在转子6的(正)旋转方向上和该叶片7A相邻的叶片7B之间的泵室13设为泵室13A。图10是表示从泵室13A与槽口部43开始连通后，与转子6的旋转角度θ相对应，泵室13A内的压力P_A如何变化的特性图。实线表示在泵室13A内未混入空气(空气量少)时的压力P_A的变化。虚线表示在泵室13A内混入空气(空气量多)时的压力P_A的变化。图11～图13是省略了前体4C的图示的与图6相同的剖面图，表示将槽口部43的周向长度Ls假设为2.5间距的情况。示意性地表示根据转子6的旋转、叶片7A～7D向周向一侧(从槽口部43的始端43a侧向终端43b侧)移动时的各状态。图11表示从槽口部43的始端43a至叶片7B的转子逆旋转方向侧的面72(以下简称为叶片7B)的距离不足0.5间距时的状态。图12表示上述距离为0.5间距时的状态。图13表示上述距离大于0.5间距且不足1间距时的状态。

将叶片7B位于槽口部43的始端43a时的θ设为θ0。当泵室13A内未混入空气时，随着θ从θ0增大，压力P_A开始逐渐增加。在θ从θ0增加至大致0.5间距的时刻，压力P_A正式开始升高(P_A升高至排出压)。具体地说，在θ从θ0不足0.5间距而接近0间距时(图11)，通过槽口部43(的壁面430等)与叶片7B(的侧面74)之间的间隙，来自相邻的高压的泵室13B的工作油导入泵室13A。因此，泵室13A的压力从吸入侧的压力(大气压)开始逐渐增大。当θ从θ0至大致0.5间距以上(从始端43a至叶片7B的周向距离为大致0.5间距以上)时(图12、图13)，与θ的增加相对应地，泵室13A的容积减少。因为在泵室13A内未混入空气，所以在泵室13A中，与其容积的减少相应地，压力P_A增大。因此，在θ从θ0至大致0.5间距时，P_A向排出压增大，之后，相对于θ的增加，P_A维持在排出压附近。因此，P_A相对于θ的变化特性如图10的实线所示。另外，如图10的虚线所示，在泵室13A内混入空气(空气量多)时，与不混入空气(空气量少)时相比，压力P_A延迟升高。但是，如上所述，因为经由槽口部43从排出端口44侧向泵室13内导入工作油，直到泵室13到达排出端口44的始端44a(在图10的例子中θ从θ0至大约1.5间距)，压力P_A升高至排出压。

在泵室13A内未混入空气的情况下，当θ从θ0至大致0.5间距以上时，泵室13A内的工作油随着泵室13A的容积减少而通过上述间隙向相邻的泵室13B流出。对于泵室13B也是同样的，因为泵室13B内未混入空气，所以泵室13B内的工作油随着泵室13B的容积减少而通过叶片7C的上述间隙向相邻的泵室13C流出。在图12及图13中，以箭头表示工作油的上述流出，以虚线围住产生上述流出的上述间隙。向泵室13C流出的工作油最终导入排出端口44，经由排出孔441从泵1排出。即，当θ从θ0至大致0.5间距以上时，泵室13内未混入空气(空气量少)的情况下的工作油的流出方向与泵室13内混入空气(空气量多)的情况下的工作油的流出方向相反。

上述间隙的截面积(即槽口部43的截面积S)小于排出端口44的截面积。因此，在泵室13内未混入空气(空气量小)的情况下，上述间隙如上所述作为在经由槽口部43从泵室13向排出端口44(排出孔441)侧排出工作油时的节流部而起作用。如果该节流部的流路阻力大，则上述泵室13的压力过度升高。由此，妨碍转子6平滑的转动，存在驱动转矩增大的可能性。如果槽口部43在周向上增长，则位于该槽口部43的角度范围内的叶片7数量、即作为上述节流部而起作用的上述间隙的数量增加。增加的量与驱动转矩增大相关。与之相对，在本实施例的泵1中，槽口部43的周向长度Ls不足2.5间距。如图11～图13所示，当假设Ls为2.5间距时，如果在图12的状态下、将位于槽口部43的终端43b(排出端口44的始端44a)的叶片7D所形成的上述间隙作为上述节流部而进行计数，则作为上述节流部而起作用的上述间隙的数量瞬间成为三个。在其他的状态下则为两个。因此，在使Ls为不足2.5间距的情况下，例如本实施例中使Ls为2间距时，作为上述节流部而起作用的上述间隙的数量为两个以下(一个的状态、或还具有时间带)。另外，在假设Ls为1.5间距的情况下，除了作为上述节流部而起作用的上述间隙的数量瞬间为两个的情况外，通常为一个以下。因此，在设有槽口部43并使其周向上的长度Ls为1.5间距以上的情况下，即使在泵室13内未混入空气(空气量少)的工作条件下，作为上述节流部而起作用的上述间隙数量也至多为两个。这样，通过尽可能减少作为上述节流部而起作用的上述间隙的数量，能够抑制驱动转矩过大的情况。针对前体4C的槽口部43，也具有以上相同的作用。

[实施例二]

实施例二的泵1不是在周向上均匀地配置多个叶片7，而是使叶片7之间的间隔(间距)不等。即，在周向上相邻的叶片7彼此在周向上的距离(相当于相邻的叶片7彼此所成的角度)相互不等。因此，以平均1间距(将相邻的叶片7之间的周向距离进行平均后的值)为基准，规定槽口部43的周向长度。平均的1间距例如能够通过360度除以叶片7的数量(除法)而算出。将槽口部43的周向长度设定为平均1间距的1.5倍以上、且不足2.5倍。泵1的其他结构与实施例一相同。这样，在使叶片7之间的间隔不等的情况下，通过使其平均值为1间距而规定槽口部43的周向长度，能够得到与实施例一的泵相同的作用效果。

[实施例三]

实施例三的泵1不是在侧板4B、前体4C，而是在凸轮环8设置槽口部43。图14是从z轴正方向侧斜向观察在侧板4B载置凸轮环8与一部分叶片7的图。凸轮环8的内周面80与泵室13相对。在该内周面80的z轴方向两端分别设有槽口部43。

首先，针对z轴负方向侧的槽口部43进行说明。z轴负方向侧的槽口部43在凸轮环8的内周面80上开口，并且(与侧板4B的z轴正方向侧的面40B相对)在凸轮环8的z轴负方向侧的面82上开口。槽口部43的截面形状为偏平的矩形状。即，在任意的周向位置，槽口部43的z轴方向尺寸(宽度方向尺寸)大于转子6的径向上的槽口部43的尺寸(深度方向尺寸)。在任意的周向位置，槽口部43的上述宽度方向尺寸是一定的。槽口部43的上述深度方向尺寸(槽口部43的截面积S)随着从槽口部的始端43a侧朝向终端43b侧而逐渐增加。槽口部43的始端43a的上述深度方向尺寸优选为0.06毫米以下。槽口部43从在转子6的径向上与排出端口44的始端44a重叠的周向位置向转子6的逆旋转方向延伸。即，槽口部43的终端43b被设置为，不论凸轮环8的偏心量δ的大小如何，都位于与排出端口44的始端44a大致相同的周向位置、或排出端口44的始端44a的靠转子6的(正)旋转方向侧。使槽口部43的周向长度(从槽口部43的始端43a至排出端口44的始端44a的周向长度)形成为1.5间距以上、且不足2.5间距。具体地说，不论偏心量δ的大小如何，都设置为大致1.5间距。

z轴正方侧的槽口部43在凸轮环8的内周面80上开口，并且(与前体4C的z轴负方向侧的面40C相对)在凸轮环80的z轴正方向侧的面83开口。各槽口部43被形成为，z轴方向侧的槽口部43的上述周向长度与z轴负方向侧的槽口部43的上述周向长度彼此不同。具体地说，z轴正方向侧的槽口部43的上述周向长度不论偏心量δ的大小如何，被设置为大致2间距。z轴正方向侧的槽口部43的终端43b的深度方向尺寸也可以与z轴负方向侧的槽口部43的终端43b的深度方向尺寸不同。z轴负方向侧的槽口部43的其他形状、大小、以及范围都与z轴负方向侧的槽口部43相同。转子6的径向外侧(即，与凸轮环8的内周面80相对)的叶片7的端部形成为角部为圆形的圆弧状。在叶片7的上述端部(设有曲面的部位)上，叶片7的周向厚度朝向转子6的径向外侧逐渐减少。泵1的其他结构与实施例一相同。

本实施例的泵利用各槽口部43、叶片7的上述结构，能够得到与实施例一的泵相同的作用效果。另外，槽口部43也可以不在凸轮环8的z轴方向侧的面82、83上开口。例如，在凸轮环8的内周面80，在距离凸轮环8的z轴方向两端规定距离的位置，沿周向延伸地形成槽口部43。在该情况下，可以设有多个槽口部43，使其长度等彼此不同。

另外，可以在凸轮环8的z轴方向侧的面82、83的任一面上设有槽口部43。例如，槽口部43在面82上开口。该槽口部43设置在凸轮环8的内周侧(沿凸轮环8的内周缘)，在内周面80上也开口。槽口部43的截面形状为扁平的矩形状。即，在任意的周向位置，转子6的径向上的槽口部43的尺寸(宽度方向尺寸)大于槽口部43的z轴方向尺寸(深度方向尺寸)。在任意的周向位置，槽口部43的宽度方向尺寸是一定的。槽口部43的深度方向尺寸(槽口部43的截面积S)被设置为，从槽口部43的始端43a侧朝向终端43b侧逐渐增加。其他的形状、大小、以及范围与本实施例的槽口部43相同。这样，槽口部43也可以为在凸轮环8中形成于与排出端口44(侧板4B的z轴正方向侧的面40B)相对的一侧的面82上的流路。在该情况下，也可以在面82、83双方设有槽口部43，使其长度等彼此不同。

在上述各情况下，也能够得到与实施例一的泵相同的作用效果。另外，在本实施例中，与实施例二相同，相邻叶片7之间的距离可以不等，在该情况下，通过使其平均值为1间距，能够得到与实施例二相同的作用效果。

[其他实施例]

以上，基于实施例说明了本发明的叶片泵，但本发明的具体结构不限于实施例，在不脱离发明主旨的范围内的设计变更等也包括在本发明中。例如，本发明所适用的叶片泵可以在其使用环境下在工作油中含有空气的情况下使用，也可以作为自动变速器以外的其他液压式促动器的液压供给源加以使用。本发明的槽口部的结构不但可以适用在可变容量形叶片泵中，也可以适用在固定容量形的叶片泵中。叶片泵的切槽(及叶片)可以不沿转子的径向延伸，也可以相对转子的径向具有角度。

Claims

1.一种可变容量形叶片泵，其特征在于，具有：

具有泵部件收纳部的泵壳；

轴支承在所述泵壳的驱动轴；

在所述切槽中出入自如地设置的多个叶片；

设置在所述泵壳，控制所述凸轮环相对于所述转子的偏心量的凸轮环控制机构；

2.如权利要求1所述的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述槽口部形成为，所述槽口部的所述周向的长度不足2.5间距。

3.如权利要求1所述的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述槽口部形成为，在所述凸轮环相对于所述转子的偏心量最小时，所述周向的长度为1.5间距以上。

4.如权利要求1所述的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述槽口部形成为，在所述周向上所述排出口的始端侧的流路截面积大于所述吸入口的终端侧的流路截面积。

5.如权利要求4所述的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述槽口部形成为，流路截面积在所述周向上从所述吸入口的终端侧朝向所述排出口的始端侧逐渐增大。

6.如权利要求4所述的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述槽口部以使所述吸入口终端侧的端部的深度为0.06毫米以下的方式通过机械加工而形成。

7.如权利要求1所述的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述槽口部形成为，流路截面形状为相对于所述转子的旋转轴的径向尺寸大于深度方向尺寸的扁平形状。

8.如权利要求1所述的可变容量形叶片泵，其特征在于，多个所述叶片形成为，在与所述槽口部相对的一侧的端部，所述叶片的所述周向的厚度朝向所述槽口部侧逐渐减小的圆弧状。

9.如权利要求1所述的可变容量形叶片泵，其特征在于，以隔着所述泵室在所述转子的旋转轴方向上彼此相对的方式设置一对所述槽口部。

10.如权利要求9所述的可变容量形叶片泵，其特征在于，所述一对槽口部形成为，所述周向的长度彼此不同。