JP2019157681A - ポンプ装置 - Google Patents

Abstract

【課題】ポンプ装置の振動や異音を低減する。【解決手段】ポンプ装置では、１１個のベーン１９のうちベーン１９ｂが、第１吐出ポート３１の始端３１ａに対応した位置に配置されている。さらに、他のベーン１９ｃが、第１吐出ポート３１の終端３１ｂに対応した位置に配置されている。終端２６ｂと始端３１ａとの間には、第１閉じ込み領域５６が形成されている。同様に、終端３１ｂと始端２６ａとの間には、第２閉じ込み領域５７が形成されている。第１、第２閉じ込み領域５６，５７におけるカムリング４の内周面のプロフィール４Ａ，４Ｂは、ロータ５の周方向に延びる同様の円弧状をなしている。第１のポンプ室２１Ａの容積Ｖ１の微小容積変化量ｄｖ１と、第２のポンプ室２１Ｂの容積Ｖ２の微小容積変化量ｄｖ２の単位時間当たりの変化率は同じである。【選択図】図３

Description

本発明は、ポンプ装置に関する。

ポンプ装置として、例えば以下の特許文献１に記載されたポンプ装置が知られている。

特許文献１のポンプ装置は、可変容量型のベーンポンプであり、カムリングの円形に連続する内周面に、ロータの周方向のほぼ等間隔位置に配置された複数のベーンが当接してなる一般的な構成を備えている。

特開２０１３−３２７３９号公報

一般に、特許文献１のようなポンプ装置では、作動油の吐出量の変動に起因してポンプ装置の圧力脈動が発生する。これにより、ポンプ装置に振動や異音が生じる虞があり、これらの振動や異音を抑制する余地がある。

本発明は、従来の実情に鑑みて案出されたもので、ポンプ装置の振動や異音を低減することができるポンプ装置を提供することを目的としている。

本発明では、第１閉じ込み領域におけるポンプ室の容積変化量と第２閉じ込み領域におけるポンプ室の容積変化量の差の振幅が所定値以下である。さらに、第１のポンプ室が駆動軸の回転に伴い吐出ポートの連通を開始するタイミングにおいて、第２のポンプ室が吐出ポートとの連通を遮断する。

本発明によれば、ポンプ装置の振動や異音を低減することができる。

本発明の第１の実施形態のポンプ装置の縦断面図である。 図１の線Ａ−Ａに沿って切断したポンプ装置の断面図である。 最大偏心位置でのカムリングの内周面と第２吸入ポートおよび第１吐出ポートとの相対位置関係を示す、第１の実施形態の模式図である。 時間に対する第１、第２のポンプ室の微小容積変化量およびこれらの微小容積変化量の差を示す、第１の実施形態のグラフである。 時間に対する第１、第２のポンプ室の微小容積変化量およびこれらの微小容積変化量の差を示す、第１の比較例のグラフである。 最大偏心位置でのカムリングの内周面と第２吸入ポートおよび第１吐出ポートとの相対位置関係を示す、第２の比較例の模式図である。 時間に対する第１、第２のポンプ室の微小容積変化量およびこれらの微小容積変化量の差を示す、第２の比較例のグラフである。 最大偏心位置でのカムリングの内周面と第２吸入ポートおよび第１吐出ポートとの相対位置関係を示す、第２の実施形態の模式図である。 （ａ）は、第１閉じ込み領域における第１のポンプ室の模式図であり、（ｂ）は、第２閉じ込み領域における第２のポンプ室の模式図である。 時間に対する第１、第２のポンプ室の微小容積変化量およびこれらの微小容積変化量の差を示す、第２の実施形態のグラフである。

以下、本発明のポンプ装置の実施形態を図面に基づき説明する。

［第１の実施形態］
（ポンプ装置の構成）
図１は、本発明の第１の実施形態のポンプ装置の縦断面図であり、図２は、図１の線Ａ−Ａに沿って切断したポンプ装置の断面図である。

ポンプ装置は、図示せぬパワーステアリング装置の油圧パワーシリンダに作動油を供給する所謂可変容量型のベーンポンプである。ポンプ装置は、内部にポンプ要素収容空間１ａを有したポンプハウジング１と、ポンプ要素収容空間１ａを貫通し、ポンプハウジング１に回転可能に取り付けられた駆動軸２と、ポンプ要素収容空間１ａ内に収容され、駆動軸２の回転に伴いポンプ作用を行うポンプ要素３と、を備えている。ポンプ要素３は、環状のカムリング４と、このカムリング４の内周側に配置されたロータ５と、を備えている。

ポンプハウジング１は、有底円筒状に形成されたフロントハウジング６と、このフロントハウジング６の開口部を閉塞する概ね円盤状のリアハウジング７と、を備えている。フロントハウジング６内には、アダプタリング８およびプレッシャプレート９が収容されている。なお、アダプタリング８およびプレッシャプレート９は、ポンプハウジング１に含まれるものとする。

アダプタリング８は、その内部に概ね楕円状に形成された内部空間を有するように概ね環状に形成されており、フロントハウジング６の筒状部６ａの内周面に固定されている。アダプタリング８の上記内部空間には、この内部空間を移動可能となるように、円環状のカムリング４が設けられている。カムリング４の内周側において、円環状のロータ５が、駆動軸２と一体となって回転可能となるように駆動軸２の周囲に固定されている。

また、プレッシャプレート９は、円盤状をなしており、フロントハウジング６の筒状部６ａにおいて、第１プレート１０を挟んでカムリング４やロータ５と駆動軸２の回転軸線Ｏの方向反対側に設けられている。カムリング４やロータ５とフロントハウジング６の筒状部６ａの底部６ｂとの間には、第１プレート１０と同様の厚みを有した第２プレート１１が設けられている。プレッシャプレート９は、吸入通路２３を通してリアハウジング７とプレッシャプレート９との間の隙間に供給される作動油の油圧によって、第１、第２プレート１０，１１、カムリング４、ロータ５等を挟んで保持する。

アダプタリング８、プレッシャプレート９および第１、第２プレート１０，１１は、位置決めピン１２によってポンプハウジング１に対する周方向の位置決めがなされている。

アダプタリング８の内周面のうち位置決めピン１２よりも後述する第１流体圧室１３側となる部位には、板部材１４が設けられている。板部材１４は、カムリング４がアダプタリング８の内部空間内を移動する際の転動面として機能するとともに、アダプタリング８とカムリング４との間をシールするシール部材としても機能する。

さらに、アダプタリング８の内周面のうち板部材１４と径方向に対向する位置には、板部材１４と同様にアダプタリング８とカムリング４との間をシールする機能を有するシール部材１５が設けられている。板部材１４とシール部材１５とによって、アダプタリング８とカムリング４との間に、一対の第１流体圧室１３および第２流体圧室１６がそれぞれ画定される。

第１流体圧室１３は、駆動軸２の回転軸線Ｏの径方向においてカムリング４の径方向外側に設けられた空間であり、駆動軸２の回転軸線Ｏとカムリング４の内周縁の中心との偏心量が増大するほど容積が減少する部分に設けられている。ここで、上記カムリング４の内周縁の中心は、駆動軸２の回転軸線Ｏの直交断面におけるカムリング４の内周縁の中心を意味している。

一方、第２流体圧室１６は、駆動軸２の回転軸線Ｏの径方向においてカムリング４の径方向外側に設けられた空間であり、駆動軸２の回転軸線Ｏとカムリング４の内周縁の中心との偏心量が増大するほど容積が増大する部分に設けられている。

カムリング４は、第１流体圧室１３と第２流体圧室１６との圧力差に基づいて図２中の左右方向へ移動することでロータ５に対する偏心量が適宜増減するように構成されている。また、カムリング４は、その外周に弾性的に接するリターンスプリング１７によってロータ５に対する偏心量が最大となる方向へ常時付勢されている。

ロータ５は、駆動軸２がその回転方向Ｒつまり図２中の反時計方向へ回転するときに、駆動軸２と一体となって回転する。ロータ５の外周部には、ロータ５の周方向のほぼ等間隔位置において、ロータ５の径方向に沿った１１個のスリット１８が形成されている。各スリット１８には、板状のベーン１９がロータ５の径方向に出没可能に収容されている。

各ベーン１９は、各スリット１８の内端部側に形成された背圧室２０に導入される作動油の圧力によって、カムリング４の円形に連続する内周面に押し付けられ、カムリング４とロータ５との間の環状の空間がロータ５の周方向で仕切られることで、該空間が複数のポンプ室２１に区切られる。

また、リアハウジング７のプレッシャプレート９に臨む内端面のうち、ロータ５の回転に伴い各ポンプ室２１の容積が漸次拡大する吸入領域に相当する部位には、ロータ５の周方向に沿う正面視円弧状の第１吸入ポート２２が形成されている。そして、この第１吸入ポート２２は、リアハウジング７に形成された吸入通路２３を介して図示せぬリザーバタンクに連通している。

プレッシャプレート９のうち第１吸入ポート２２と対向する部位には、第１吸入ポート２２と連通する吸入ポート側連通路２４が、駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に沿って貫通形成されている。

また、プレッシャプレート９と駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に隣接する第１プレート１０のうち吸入ポート側連通路２４と対向する部位には、吸入ポート側連通路２４と連通する第１連通路２５が、駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に沿って貫通形成されている。

そして、図示せぬリザーバタンクに貯留された作動油が、吸入通路２３を通して第１吸入ポート２２、吸入ポート側連通路２４および第１連通路２５へと導入され、上記吸入領域に生じるポンプ吸入作用によって各ポンプ室２１へ吸入されるようになっている。

さらに、プレッシャプレート９のうち第１吸入ポート２２と対向する部位には、第１吸入ポート２２と連通する通路５８も、駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に沿って貫通形成されている。

また、プレッシャプレート９と駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に隣接する第１プレート１０のうち通路５８と対向する部位には、通路５８および第２流体圧室１６と連通する通路５９が、駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に沿って貫通形成されている。

フロントハウジング６の筒状部６ａの底部６ｂのうち第１吸入ポート２２と対向する位置には、第１吸入ポート２２とほぼ同様の形状をなす第２吸入ポート２６が形成されている。

筒状部６ａの底部６ｂと駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に隣接する第２プレート１１のうち第２吸入ポート２６と対向する部位には、第２吸入ポート２６と連通する第２連通路２７が、駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に沿って貫通形成されている。また、第２吸入ポート２６は、フロントハウジング６に形成された還流通路２８を介して、同じくフロントハウジング６に形成された凹部２９と連通している。この凹部２９には、フロントハウジング６と駆動軸２との間をシールするシールリング３０が嵌め込まれている。また、凹部２９には、駆動軸２の周囲の軸受、例えばプレーンベアリング６０，６１を潤滑した後の余剰な作動油が滞留するようになっている。この余剰な作動油は、上述した吸入領域に生じるポンプ吸入作用によって還流通路２８、第２吸入ポート２６および第２連通路２７を介して各ポンプ室２１に供給される。従って、余剰な作動油のポンプ装置外部への漏出が抑制される。

さらに、第２プレート１１のうち第２吸入ポート２６と対向する部位には、第２吸入ポート２６および第２流体圧室１６と連通する通路６２が、駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に沿って貫通形成されている。

なお、第１吸入ポート２２および第２吸入ポート２６は、特許請求の範囲に記載の「吸入ポート」に相当する。

また、フロントハウジング６の底部６ｂの第２プレート１１と対向する面のうち、ロータ５の回転に伴い各ポンプ室２１の容積が漸次縮小する吐出領域に相当する部位には、ロータ５の周方向に沿う正面視円弧状の第１吐出ポート３１が形成されている。

第１吐出ポート３１は、この第１吐出ポート３１の底部に形成された圧力室３２を介して図示せぬ吐出通路に連通している。そして、上述した吐出領域におけるポンプ作用によって各ポンプ室２１から吐出された作動油が、第１吐出ポート３１および吐出通路を介して図示せぬパワーステアリング装置の油圧パワーシリンダに供給される。

第２プレート１１の第１吐出ポート３１と対向する部位には、第１吐出ポート３１と連通する第３連通路３３が、駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に沿って貫通形成されている。

また、リアハウジング７の内側面のうち第１吐出ポート３１と対向する位置には、第１吐出ポート３１とほぼ同様の形状をなす第２吐出ポート３４が形成されている。

第２吐出ポート３４と駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に隣接するプレッシャプレート９のうち第２吐出ポート３４と対向する部位には、第２吐出ポート３４と連通する吐出ポート側連通路３５が、駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に沿って貫通形成されている。

また、プレッシャプレート９と駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に隣接する第１プレート１０のうち吐出ポート側連通路３５と対向する部位には、吐出ポート側連通路３５と連通する第４連通路３６が、駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に沿って貫通形成されている。

第１の吐出ポート３１および第２吐出ポート３４は、第１の吐出ポート３１の始端３１ａおよび第２吐出ポート３４の始端から駆動軸２の回転方向Ｒの逆方向に向かって延びるノッチを有していない。

なお、第１吐出ポート３１および第２吐出ポート３４は、特許請求の範囲に記載の「吐出ポート」に相当する。

このように第１、第２吸入ポート２２，２６と第１、第２吐出ポート３１，３４とが、各ポンプ室２１を挟んで駆動軸２の回転軸線Ｏの方向に対称となるようにそれぞれ設けられることで、各ポンプ室２１における駆動軸２の回転軸線Ｏの方向両側の圧力バランスが保たれている。

また、フロントハウジング６の第２吸入ポート２６側の内部には、ポンプ吐出圧を制御するコントロールバルブ３７が設けられている。コントロールバルブ３７は、図２の左側から右側に向かって形成された細長い弁穴３８と、この弁穴３８に収容される有底円筒状のスプール４０と、このスプール４０と弁穴３８の底部との間に圧縮状態で配置されたバルブスプリング３９と、弁穴３８の開口部を閉塞するプラグ４１と、を備えている。スプール４０は、弁穴３８の長手方向に沿って摺動可能に設けられており、バルブスプリング３９と当接する側が開口している。バルブスプリング３９は、プラグ４１側へスプール４０を常時付勢する。

弁穴３８は、スプール４０が収容されることによって、プラグ４１とスプール４０との間に設けられた高圧室４２と、内部にバルブスプリング３９を収容する中圧室４３と、スプール４０の外周側に形成された低圧室４４と、に仕切られている。高圧室４２には、図示せぬ吐出通路に形成された図示せぬメータリングオリフィスよりも上流側の油圧が導入される。中圧室４３には、メータリングオリフィスよりも下流側の油圧が導入される。低圧室４４は、低圧通路６３を通して吸入通路２３と連通している。

そして、高圧室４２と中圧室４３との圧力差に基づいてスプール４０が弁穴３８の長手方向に移動するようになっている。つまり、高圧室４２と中圧室４３との圧力差が比較的小さく、バルブスプリング３９の付勢力によってスプール４０がプラグ４１側に位置する場合には、第１流体圧室１３と弁穴３８とを連通する連通路４５が低圧室４４に開口し、低圧室４４の低圧が第１流体圧室１３に導入される。

一方、高圧室４２と中圧室４３との圧力差が比較的大きく、スプール４０が中圧室４３の圧力およびバルブスプリング３９の付勢力に抗してプラグ４１とは反対側に移動した場合には、低圧室４４と第１流体圧室１３との連通が遮断され、高圧室４２が連通路４５を介して第１流体圧室１３と連通する。これにより、第１流体圧室１３には、高圧室４２の高圧が導入される。

このように、第１流体圧室１３には、低圧室４４または高圧室４２の油圧が選択的に導入される。すなわち、第２流体圧室１６には、低圧が通路６２を通して常時導入されており、第１流体圧室１３に低圧室４４の油圧が導入されているときには、リターンスプリング１７の付勢力に基づき、カムリング４が、偏心量が最大となる位置に保持され、ポンプ吐出量が最大となる。一方、第１流体圧室１３に高圧室４２の油圧が導入されるときには、この油圧に基づき、カムリング４がリターンスプリング１７の付勢力に抗して偏心量が減少する方向に転動することで、ポンプ吐出量が減少する。

さらに、スプール４０の内部には、中圧室４３の圧力が所定のリリーフ圧以上となった場合、つまり吐出通路内の作動液の圧力が所定のリリーフ圧以上となった場合に開弁し、メータリングオリフィスよりも下流側の作動油の油圧を減圧するリリーフバルブ４６が設けられている。

このリリーフバルブ４６は、スプール４０の内周側に形成されたリリーフバルブ収容孔４７内に、プラグ４１側から順に、コイルスプリング４８、リテーナ４９、ボール５０およびシートバルブ５１を設けることにより構成されている。

リリーフバルブ収容孔４７は、スプール４０の内周側に形成され、リリーフバルブ収容孔４７の軸方向に延びる断面円形の孔である。リリーフバルブ収容孔４７の底面とリテーナ４９との間には、コイルスプリング４８が圧縮状態で配置されている。リテーナ４９は、リリーフバルブ収容孔４７内において、リリーフバルブ収容孔４７の軸方向に沿って摺動可能に設けられている。また、コイルスプリング４８とは反対側のリテーナ４９の端部には、円弧状凹部５２が形成されており、この円弧状凹部５２に、ボール５０が着座する。さらに、ボール５０を挟んでリテーナ４９とは反対側では、シートバルブ５１がリリーフバルブ収容孔４７に圧入されている。シートバルブ５１には、ボール５０を挟んで円弧状凹部５２と対向する位置において、リリーフバルブ収容孔４７の軸方向に沿った貫通孔５３が貫通形成されている。この貫通孔５３のバルブスプリング３９側の開口部は、中圧室４３を介して図示せぬメータリングオリフィスよりも下流側の吐出通路に連通している。一方、貫通孔５３のリテーナ４９側の開口部は、ボール５０によって開閉可能となっている。

また、リリーフバルブ収容孔４７を構成するスプール４０の周囲壁のうちシートバルブ５１よりも僅かにボール５０側の部位には、複数のリリーフ孔５４が、スプール４０の径方向に沿って貫通形成されている。これらのリリーフ孔５４を介して、リリーフバルブ収容孔４７内のリテーナ４９とシートバルブ５１との間の空間５５と、低圧室４４とが連通している。

かかるリリーフバルブ４６において、吐出通路内の作動液の圧力が所定のリリーフ圧以上となった場合には、上記作動液の圧力が貫通孔５３を介してボール５０に作用することで、ボール５０が、コイルスプリング４８の付勢力に抗してシートバルブ５１から離間する方向に移動する。これにより、作動液が、貫通孔５３、空間５５、リリーフ孔５４、低圧室４４および低圧通路６３を介して吸入通路２３へ排出される。

図３は、最大偏心位置でのカムリング４の内周面と第２吸入ポート２６および第１吐出ポート３１との相対位置関係を示す、第１の実施形態の模式図である。図４は、駆動軸２の回転速度が一定に保たれているときの時間に対する第１、第２のポンプ室２１Ａ，２１Ｂの微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２およびこれらの微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２の差ｄｖ１−ｄｖ２を示す、第１の実施形態のグラフである。

図３に示すように、ロータ５に対して最大偏心量で偏心したカムリング４の内周面に、ロータ５の周方向にほぼ等間隔に配置された１１個のベーン１９の先端が当接している。ここで、図３において、ロータ５の周方向に互いに隣接する２つのベーン１９の間の間隔を、１ピッチと定義する。

ロータ５の回転方向つまり駆動軸２の回転方向Ｒにおける円弧状の第２吸入ポート２６の終端２６ｂと、駆動軸２の回転方向Ｒにおける円弧状の第１吐出ポート３１の始端３１ａとは、１ピッチ以上ロータ５の周方向に互いに離間している。

同様に、駆動軸２の回転方向Ｒにおける円弧状の第１吐出ポート３１の終端３１ｂと、駆動軸２の回転方向Ｒにおける第２吸入ポート２６の始端２６ａとは、１ピッチ以上ロータ５の周方向に互いに離間している。

また、図３において、カムリング４のうち、駆動軸２の回転方向Ｒにおける第２吸入ポート２６の終端２６ｂと第１吐出ポート３１の始端３１ａとの間には、第１閉じ込み領域５６が、１ピッチ以上にわたって形成されている。

同様に、図３において、カムリング４のうち、駆動軸２の回転方向Ｒにおける第１吐出ポート３１の終端３１ｂと第２吸入ポート２６の始端２６ａとの間には、第２閉じ込み領域５７が、１ピッチ以上にわたって形成されている。

第１閉じ込み領域５６の第１吐出ポート３１への連通と、第２閉じ込み領域５７の第１吐出ポート３１との遮断が同時にされるようになっている。

また、図３では、１１個のベーン１９のうちベーン１９ｂが、第１吐出ポート３１の始端３１ａに対応した位置に配置されている。さらに、１１個のベーン１９のうち他のベーン１９ｃが、第１吐出ポート３１の終端３１ｂに配置されている。

ここで、第１閉じ込み領域５６のうち第１吐出ポート３１の始端３１ａ側に位置するポンプ室を、「第１のポンプ室２１Ａ」とし、第２閉じ込み領域５７のうち第１吐出ポート３１の終端３１ｂ側に位置するポンプ室を、「第２のポンプ室２１Ｂ」とする。

上記のように第１吐出ポート３１の始端３１ａおよび終端３１ｂにベーン１９が位置することが可能な構成によって、第１のポンプ室２１Ａおよび第２のポンプ室２１Ｂの双方について、第１吐出ポート３１に対する連通と遮断のタイミングを同じにすることができる。具体的には、第１閉じ込み領域５６における第１のポンプ室２１Ａが、ロータ５の回転つまり駆動軸２の回転に伴い第１吐出ポート３１と連通を開始するタイミングにおいて、第２閉じ込み領域５７における第２のポンプ室２１Ｂが第１吐出ポート３１と連通を遮断するようになっている。

また、上述したようにカムリング４が円形に連続した内周面を有しているので、第１閉じ込み領域５６におけるカムリング４の内周面のプロフィール４Ａと、第２閉じ込み領域５７におけるカムリング４の内周面のプロフィール４Ｂとは、ロータ５の周方向に沿ってほぼ１ピッチ分だけ連続した同様の円弧状をなしている。具体的には、カムリング４の内周面の駆動軸２を中心に置いたプロフィール４Ａ，４Ｂの二乗の単位角度当たりの変化率は、同じになるようにそれぞれ形成されている。第１の実施形態では、プロフィール４Ａは、駆動軸２の中心からカムリング４の内周面までの距離が第１閉じ込み領域５６において常にほぼ一定となるように形成されている。同様に、プロフィール４Ｂは駆動軸２の中心からカムリング４の内周面までの距離が第２閉じ込み領域５７において常にほぼ一定となるように形成されている。ただし、駆動軸２の中心からカムリング４の内周面までの距離は、プロフィール４Ａの方がプロフィール４Ｂよりも大きい。

なお、プロフィール４Ａとプロフィール４Ｂとは、駆動軸２を中心に置いたプロフィールの二乗の単位角度当たりの変化率が同様であれば、他の形状を有していても良い。例えば、２つのプロフィールを、駆動軸２の回転に伴いポンプ室２１Ａ，２１Ｂの容積Ｖ１，Ｖ２が減少する減少プロフィールとすることができ、また、駆動軸２の回転に伴いポンプ室２１Ａ，２１Ｂの容積Ｖ１，Ｖ２が増加する増加プロフィールとすることもできる。第１の実施形態は駆動軸２の回転に伴いポンプ室２１Ａ，２１Ｂの容積Ｖ１，Ｖ２が減少も増加もしないプロフィールをした形態である。

駆動軸２の回転速度が一定に保持されている場合、換言すると、駆動軸２の角周波数が一定に保持されている場合、単位角度当たりの変化率と単位時間あたりの変化率は比例関係になる。従って、単位角度当たりの変化率は角周波数によって単位時間当たりの変化率へ換算できる。以後、駆動軸２の回転速度は一定に保持されていると仮定し、単位時間当たりの変化率を使って説明する。

また、図３において、第１吐出ポート３１の始端３１ａから反時計回りに１ピッチの距離にベーン１９ａが位置した、および第１吐出ポート３１の終端３１ｂにベーン１９ｃが位置した時間を「時間ｔｎ」とする。同様に、第１吐出ポート３１の始端３１ａにベーン１９ｂが位置した、および第１吐出ポート３１の始端３１ａから時計回りに１ピッチの距離にベーン１９ｄが位置した時間を「時間ｔｎ＋１」とする。時間が時間ｔｎから時間ｔｎ＋１へと経過したときには、第１のポンプ室２１Ａの容積Ｖ１分の作動油が第１吐出ポート３１に流入し、一方、第２のポンプ室２１Ｂの容積Ｖ２分の作動油が第２吸入ポート２６に流入することになる。従って、時間ｔｎから時間ｔｎ＋１における作動油の吐出量は、容積Ｖ１から容積Ｖ２を減算したもの（Ｖ１−Ｖ２）となる。

さらに、時間ｔｎと時間ｔｎ＋１との間の時間において、ロータ５が微小回転角ｄθだけ僅かに回転したときの作動油の吐出量は「微小容積変化量ｄｖ１」と「微小容積変化量ｄｖ２」との差ｄｖ１−ｄｖ２である。

なお、微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２は、特許請求の範囲に記載の「容積変化量」に相当する。

上述したようにプロフィール４Ａ，４Ｂは駆動軸２の中心カムリング４の内周面までの距離がそれぞれほぼ一定なので、時間ｔｎから時間ｔｎ＋１における微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２もほぼ一定になる。つまり、図４のグラフのように、図４に細い実線で示す微小容積変化量ｄｖ１は常に一定であり、一方、図４に破線で示す微小容積変化量ｄｖ２も常に一定である。

微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２がそれぞれ常に一定のため、微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２の単位時間当たりの変化率が互いに同じであることにより、例えば時間ｔ０から時間ｔ１において、微小容積変化量ｄｖ１と微小容積変化量ｄｖ２との差ｄｖ１−ｄｖ２（図４に微小容積変化量ｄｖ１よりも太い実線で示す）が、常にほぼ一定になっている。

なお、微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２の単位時間当たりの変化率が互いに同じになることは、微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２が全く同一であることを意味するものではない。微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２には、ポンプ装置の各部品の製造誤差、部品同士の組み付け誤差、ポンプ装置の使用時の各部品の変形等に伴う誤差等が許容される。従って、技術思想として、微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２が互いに同じになるのである。

また、差ｄｖ１−ｄｖ２は常に一定になることが望ましいが、上述したポンプ装置の各部品の製造誤差等や第２吸入ポート２６および第１吐出ポート３１の連通、遮断のタイミングのずれによって生じる所定の誤差が許容される。つまり、微小容積変化量ｄｖ１の最大値ＭＡＸｄｖ１と微小容積変化量ｄｖ２の最小値ＭＩＮｄｖ２の差ＭＡＸｄｖ１−ＭＩＮｄｖ２の絶対値を１００パーセントとしたときに、微小容積変化量ｄｖ１と微小容積変化量ｄｖ２との差ｄｖ１−ｄｖ２の最大値ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）と最小値ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）との差ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）−ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）が所定値以下つまり１５パーセント以下となるようになっている。上記「１５パーセント」は、上述したポンプ装置の各部品の製造誤差等や第１吐出ポート３１の連通、遮断のタイミングのずれが最大限に生じたときに発生し得る誤差に基づいて求められた値である。

［第１の実施形態の効果］
まず、ポンプ装置に生じる振動や異音の発生原因について説明する。ポンプ装置の振動や異音の発生の原因の１つとして、ポンプ装置の圧力脈動の変化が挙げられる。この圧力脈動の変化は、ポンプ装置からの作動油の吐出量が変動することにより生じる。作動油の吐出量の変動は、上述した微小容積変化量ｄｖ１と微小容積変化量ｄｖ２との差ｄｖ１−ｄｖ２の変動によって生じる。

図５は、時間に対する第１、第２のポンプ室の微小容積変化量およびこれらの微小容積変化量の差を示す、第１の比較例のグラフである。

第１の比較例では、第１閉じ込み領域におけるカムリングの内周面が、駆動軸の回転に伴い第１のポンプ室の容積が減少する減少プロフィールとなっている。また、第２閉じ込み領域におけるカムリングの内周面が、駆動軸の回転に伴い第２のポンプ室の容積が減少する減少プロフィールとなっている。ただし、第２のポンプ室の容積の微小容積変化量ｄｖ２の単位時間当たりの変化率は、微小容積変化量ｄｖ１の単位時間当たりの変化率と比べて小さくなっている。換言すると、微小容積変化量ｄｖ１、ｄｖ２の単位時間当たりの変化率は異なっている。

図５に示すように、互いに異なる２つのプロフィールによって生じる２つの微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２の差ｄｖ１−ｄｖ２は、例えば時間０から時間ｔ１にかけてほぼ直線的に増加する。そして、この微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２の差ｄｖ１−ｄｖ２の増加は、駆動軸の回転に伴って順次繰り返される。即ち、差ｄｖ１−ｄｖ２は、ほぼ直線的に増加してからステップ的に減少することが順次繰り返されることで変動している。これにより、ポンプ装置の圧力脈動の変化が生じ、ポンプ装置の振動や異音が発生する。

図６は、最大偏心位置でのカムリング４の内周面と第２吸入ポート２６および第１吐出ポート３１との相対位置関係を示す、第２の比較例の模式図である。図７は、時間に対する第１、第２のポンプ室２１Ａ，２１Ｂの微小容積変化量ｄｖｘ１，ｄｖｘ２およびこれらの微小容積変化量ｄｖｘ１，ｄｖｘ２の差ｄｖｘ１−ｄｖｘ２を示す、第２の比較例のグラフである。

第２の比較例では、第１、第２閉じ込み領域５６，５７におけるカムリング４の内周面が、駆動軸の回転に伴い第１、第２のポンプ室２１Ａ，２１Ｂの容積Ｖ１，Ｖ２が減少する減少プロフィール４Ｃ，４Ｄとなっている。かつ、第１閉じ込み領域５６において第１吐出ポート３１の始端３１ａから反時計回りに１ピッチの距離に対応したベーン１９ｅの近傍の容積変化量を、「微小容積変化量ｄｖｘ１」、第２閉じ込み領域５７において第１吐出ポート３１の終端３１ｂに対応したベーン１９ｃの近傍の容積変化量を、「微小容積変化量ｄｖｘ２」とすると、微小容積変化量ｄｖｘ１，ｄｖｘ２の単位時間当たりの変化率は相似である。さらに、第１閉じ込み領域５６において、ベーン１９ｅが第２吸入ポート２６の終端２６ｂから１／２ピッチ分だけロータ５の周方向にずれた位置にある。このため、第１閉じ込み領域５６の第１ポンプ室２１Ａの連通のタイミングおよび第２のポンプ室２１Ｂの連通の遮断のタイミングがずれる。

微小容積変化量ｄｖｘ１と微小容積変化量ｄｖｘ２との差ｄｖｘ１−ｄｖｘ２は、駆動軸の回転に伴い、ベーン１９ｅ，１９ｃの位相のずれの影響を受けて変動する。

次に第１の実施形態の効果を説明する。ポンプ装置において振動や異音の発生を抑制するには、互いに対応する２つのベーン１９ｅ，１９ｃの微小容積変化量のｄｖｘ１，ｄｖｘ２の単位時間当たりの変化率が同じで、かつ差ｄｖｘ１−ｄｖｘ２が、駆動軸の回転に伴い常に一定であることが望ましい。

しかし、第２の比較例では、ベーン１９ｅの位相が１／２ピッチずれていることにより、微小容積変化量ｄｖｘ１，ｄｖｘ２の単位時間当たりの変化率が常に同じにならず、さらに、差ｄｖｘ１−ｄｖｘ２が常に一定とならない。これにより、ポンプ装置の振動や異音が生じる虞がある。

これに対し、第１の実施形態では、ポンプ装置は、ポンプハウジング１であって、ポンプ要素収容空間１ａ、吸入通路２３、吐出通路、第２吸入ポート２６、および第１吐出ポート３１を有し、吸入通路２３は、第２吸入ポート２６と接続されており、吐出通路は、第１吐出ポート３１と接続されている、ポンプハウジング１と、ポンプハウジング１に回転可能に設けられた駆動軸２と、駆動軸２に設けられ、複数のスリット１８を有するロータ５と、複数のスリット１８の夫々の中で移動可能に設けられた複数のベーン１９と、カムリング４であって、環状に形成されており、ポンプ要素収容空間１ａの中に設けられており、ロータ５および複数のベーン１９と共に複数のポンプ室２１を形成し、ポンプ要素収容空間１ａに第１流体圧室１３と第２流体圧室１６を形成し、ロータ５との間に第１閉じ込み領域５６と第２閉じ込み領域５７を形成しており、第２吸入ポート２６は、複数のポンプ室２１のうち、駆動軸２の回転に伴いポンプ室２１の容積が増大する領域に開口しており、第１吐出ポート３１は、複数のポンプ室２１のうち、駆動軸２の回転に伴いポンプ室２１の容積が減少する領域に開口しており、第１流体圧室１３は、駆動軸２の回転軸線Ｏの径方向においてカムリング４の径方向外側に設けられた空間であって、駆動軸２の回転軸線Ｏとカムリング４の内周縁の中心との偏心量が増大するほど容積が減少する部分に設けられており、第２流体圧室１６は、駆動軸２の回転軸線Ｏの径方向においてカムリング４の径方向外側に設けられた空間であって、駆動軸２の回転軸線Ｏとカムリング４の内周縁の中心との偏心量が増大するほど容積が増大する部分に設けられており、第１閉じ込み領域５６は、カムリング４のうち、駆動軸２の回転方向Ｒにおける第２吸入ポート２６の終端２６ｂと第１吐出ポート３１の始端３１ａの間の領域であって、第２閉じ込み領域５７は、カムリング４のうち、駆動軸２の回転方向Ｒにおける第１吐出ポート３１の終端３１ｂと第２吸入ポート２６の始端２６ａの間の領域であって、第１閉じ込み領域５６における駆動軸２の回転に伴う第１のポンプ室２１Ａの微小容積変化量ｄｖ１と第２閉じ込み領域５７における駆動軸２の回転に伴う第２のポンプ室２１Ｂの微小容積変化量ｄｖ２の差ｄｖ１−ｄｖ２の最大値ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）と最小値ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）との差ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）−ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）は所定値以下であり、複数のポンプ室２１のうちの１つである第１のポンプ室２１Ａが駆動軸２の回転に伴い第１吐出ポート３１と連通を開始するタイミングにおいて、複数のポンプ室２１のうち第１のポンプ室２１Ａではない第２のポンプ室２１Ｂが第１吐出ポート３１との連通が遮断されるように形成されており、第１流体圧室１３と第２流体圧室１６の圧力差に基づきポンプ要素収容空間１ａの中で移動可能に設けられている、カムリング４と、を有する。

このように、第１ポンプ室２１Ａの連通、第２のポンプ室２１Ｂの連通の遮断のタイミングが同じである。さらに、差ｄｖ１−ｄｖ２の最大値ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）と最小値ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）との差ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）−ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）が、所定値以下つまり１５パーセント以下となっている。つまり、カムリング４は、第１閉じ込み領域５６における駆動軸２の回転に伴う第１のポンプ室２１Ａの微小容積変化量ｄｖ１の最大値ＭＡＸｄｖ１と第２閉じ込み領域５７における駆動軸２の回転に伴う第２のポンプ室２１Ｂの微小容積変化量ｄｖ２の最小値ＭＩＮｄｖ２の差ＭＡＸｄｖ１−ＭＩＮｄｖ２の絶対値を１００パーセントとしたとき、微小容積変化量ｄｖ１と微小容積変化量ｄｖ２との差ｄｖ１−ｄｖ２の最大値ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）と最小値ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）との差ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）−ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）は、１５パーセント以下となる形状を有する。従って、駆動軸２の回転に伴う差ｄｖ１−ｄｖ２の変動が抑制され、これにより、ポンプ装置の圧力脈動が低減する。よって、ポンプ装置の振動や異音を抑制することができる。

また、第１の実施形態では、カムリング４は、第１閉じ込み領域５６における駆動軸２の回転に伴う第１のポンプ室２１Ａの微小容積変化量ｄｖ１と第２閉じ込み領域５７における駆動軸２の回転に伴う第２のポンプ室２１Ｂの微小容積変化量ｄｖ２の単位時間当たりの変化率が同じとなる形状を有する。

つまり、カムリング４は、微小容積変化量ｄｖ１の最大値ＭＡＸｄｖ１と微小容積変化量ｄｖ２の最小値ＭＩＮｄｖ２の差ＭＡＸｄｖ１−ＭＩＮｄｖ２の絶対値を１００パーセントとしたとき、微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２の差ｄｖ１−ｄｖ２が０パーセントになることが望ましい。

これにより、作動油の吐出量の周期的な変化つまり駆動軸２の回転に伴う差ｄｖ１−ｄｖ２の変動に起因するポンプ装置の圧力脈動が理論的にはゼロとなる。従って、ポンプ装置の振動や異音をさらに抑制することができる。

また、第１の実施形態では、カムリング４は、駆動軸２の回転軸線Ｏとカムリング４の内周縁との偏心量が最大のとき、第１閉じ込み領域５６における駆動軸２の回転に伴う第１のポンプ室２１Ａの微小容積変化量ｄｖ１と第２閉じ込み領域５７における駆動軸２の回転に伴う第２のポンプ室２１Ｂの微小容積変化量ｄｖ２の差ｄｖ１−ｄｖ２の最大値ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）と最小値ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）との差ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）−ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）が所定値以下となる形状を有する。

カムリング４の偏心量が最大のときは、エンジンがアイドル回転状態である。ドライバーがハンドルを大きく操舵することが最も多いのはエンジンがアイドル回転時である。ハンドルの操舵角に伴い作動油の吐出圧も大きくなる。そして、ポンプ装置からの吐出圧の変動に起因するポンプ装置の振動や異音の影響がより顕著なものとなる。従って、このような作動油の吐出圧が大きいときに差ｄｖ１−ｄｖ２の最大値ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）と最小値ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）との差ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）−ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）を所定値以下に抑えることで、ポンプ装置の振動や異音を効果的に抑制することができる。

特に、エンジンがアイドル回転状態のときには、エンジン音が他の運転状態と比べて小さくなるから、ポンプ装置からの異音がより強調されることになる。このような状況での異音を抑制することは、他の運転状態でのポンプ装置の異音を抑制することよりも効果的である。

［第２の実施形態］
図８は、最大偏心位置でのカムリング４の内周面と第２吸入ポート２６および第１吐出ポート３１との相対位置関係を示す、第２の実施形態の模式図である。図９（ａ）は、第１閉じ込み領域５６における第１のポンプ室２１Ａの模式図であり、図９（ｂ）は、第２閉じ込み領域５７における第２のポンプ室２１Ｂの模式図である。図１０は、時間に対する第１、第２のポンプ室２１Ａ，２１Ｂの微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２およびこれらの微小容積変化量ｄｖ１，ｄｖ２の差ｄｖ１−ｄｖ２を示す、第２の実施形態のグラフである。

第２の実施形態では、図９（ａ）、（ｂ）で示したカムリング４の内周面にあるプロフィール４Ｅ、４Ｇを次のようにする。第１閉じ込み領域５６における駆動軸２の回転に伴うカム動径Ｒ１（４Ｅ）の単位時間当たりの変化率が、第２閉じ込み領域５７における駆動軸２の回転に伴うカム動径Ｒ２（４Ｇ）の単位時間当たりの変化率よりも小さくなる、かつ、第１閉じ込み領域５６における駆動軸２の回転に伴うカム動径Ｒ１の二乗の単位時間当たりの変化率が、第２閉じ込み領域５７における駆動軸２の回転に伴うカム動径Ｒ２の二乗の単位時間当たりの変化率と同じになるように、カムリング４が構成されている。換言すると、第１閉じ込み領域５６における駆動軸２の回転に伴う第１のポンプ室２１Ａの微小容積変化量ｄｖ１と第２閉じ込み領域５７における駆動軸２の回転に伴う第２のポンプ室２１Ｂの微小容積変化量ｄｖ２の単位時間当たりの変化率が常に同じになるように、カムリング４が構成されている。なお、第１閉じ込み領域５６における駆動軸２の回転に伴うカム動径Ｒ１（４Ｅ）の二乗の単位時間当たりの変化率が、第２閉じ込み領域５７における駆動軸２の回転に伴うカム動径Ｒ２（４Ｇ）の二乗の単位時間当たりの変化率と同じならば、換言すると、第１閉じ込み領域５６における駆動軸２の回転に伴う第１のポンプ室２１Ａの微小容積変化量ｄｖ１と第２閉じ込み領域５７における駆動軸２の回転に伴う第２のポンプ室２１Ｂの微小容積変化量ｄｖ２の単位時間当たりの変化率が常に同じならば、第１閉じ込み領域５６における駆動軸２の回転に伴うカム動径Ｒ１（４Ｅ）の単位時間当たりの変化率が、第２閉じ込み領域５７における駆動軸２の回転に伴うカム動径Ｒ２（４Ｇ）の単位時間当たりの変化率よりも大きくすることもできる。
図９（ａ）、（ｂ）において２点鎖線で示されているプロフィール４Ｆ，４Ｈは、駆動軸２の中心からカムリング４の内周面までの距離が第１、第２閉じ込み領域５６，５７において常にほぼ一定となるようにそれぞれ形成されている。つまり、微小容積変化量ｄｖ１、ｄｖ２の差ｄｖ１−ｄｖ２は第１の実施形態と同様に常にほぼ一定になる。このとき、微小容積変化量ｄｖ１、ｄｖ２の単位時間当たりの変化率は常に０である。第２の実施形態とは、図１０に示すように、微小容積変化量ｄｖ１、ｄｖ２の単位時間当たりの変化率が常に０にならない、かつ、微小容積変化量ｄｖ１とｄｖ２との差ｄｖ１−ｄｖ２が常に一定になる場合の一つである。第２の実施形態は駆動軸２の回転に伴いポンプ室２１Ａ，２１Ｂの容積Ｖ１，Ｖ２が減少する減少プロフィールである。

第２の実施形態では、第１の実施形態と同様に微小容積変化量ｄｖ１とｄｖ２との差ｄｖ１−ｄｖ２が常にほぼ一定になるようにプロフィールを設計したため、図９（ａ）、（ｂ）で示した２つのベーン１９ａ、１９ｂと２つのプロフィール４Ｅ、４Ｆに囲まれた容積変化量ＶＡ_Δ1と２つのベーン１９ｃ、１９ｄと２つのプロフィール４Ｇ、４Ｈに囲まれた容積変化量ＶＢ_Δ2は概ね等しくなる。

［第２の実施形態の効果］
第１の実施形態には次のような問題がある。第１閉じ込み領域５６における駆動軸２の回転に伴う第１のポンプ室２１Ａの微小容積変化量ｄｖ１と第２閉じ込み領域５７における駆動軸２の回転に伴う第２のポンプ室２１Ｂの微小容積変化量ｄｖ２の単位時間当たりの変化率が常に０であるため、微小容積変化量ｄｖ１、ｄｖ２の位相にかかわらず、微小容積変化量ｄｖ１とｄｖ２との差ｄｖ１−ｄｖ２を常にほぼ一定にすることができる。しかしながら、プロフィールが次のように制約される。駆動軸２の中心からカムリング４の内周面までの距離が第１、第２閉じ込み領域５６，５７において常にほぼ一定となる。第２の実施形態では、次の２つのことを守ることでプロフィールが制約を受けない。第１吐出ポート３１に対する連通と遮断のタイミングを同じにし、微小容積変化量ｄｖ１、ｄｖ２の単位時間当たりの変化率を同じにする。従って、ポンプ装置の作動油の吐出量が安定し、ポンプ装置の振動や異音を抑制することができる。

［他の実施形態の効果］
他の一実施形態では、ポンプ装置は、リリーフバルブ４６を備え、リリーフバルブ４６は、吐出通路と接続されており、吐出通路内の作動液の圧力がリリーフ圧以上のとき、作動液を吸入通路２３へ排出するものであり、カムリング４は、吐出通路内の作動液の圧力がリリーフ圧未満のとき、第１閉じ込み領域５６における駆動軸２の回転に伴う第１のポンプ室２１Ａの微小容積変化量ｄｖ１と第２閉じ込み領域５７における駆動軸２の回転に伴う第２のポンプ室２１Ｂの微小容積変化量ｄｖ２の差ｄｖ１−ｄｖ２の最大値ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）と最小値ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）との差ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）−ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）が所定値以下となる形状を有していることが望ましい。

駆動軸２の回転軸線Ｏとカムリング４の内周縁の中心との相対位置の変化は、第１流体圧室１３と第２流体圧室１６の差圧の変化によって生じるだけでなく、作動油の吐出圧の変化によっても生じる。即ち、作動油の吐出圧が上昇すると、吐出領域の作動液により、カムリング４とロータ５とが互いに離れる方向に力が作用し、カムリング４を収容しているフロントハウジング６の筒状部６ａの吐出領域側の内周面が筒状部６ａの径方向外側に弾性変形する。この弾性変形により窪んだ筒状部６ａの内周面の部位に、筒状部６ａと隣接するアダプタリング８がずれ込む。これに伴い、カムリング４は、駆動軸２の回転軸線Ｏを基準として吐出領域側に移動する。この移動量は、吐出圧が最大値であるリリーフ圧のとき、最大となる。

このため、本実施例のように、吐出圧がリリーフ圧未満のとき、即ち、通常のポンプ装置の使用状態において、第１閉じ込み領域５６の微小容積変化量ｄｖ１と第２閉じ込み領域５７の微小容積変化量ｄｖ２の差ｄｖ１−ｄｖ２の最大値ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）と最小値ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）との差ＭＡＸ（ｄｖ１−ｄｖ２）−ＭＩＮ（ｄｖ１−ｄｖ２）が所定値以下となるようにすることで、通常の使用状態においてポンプ装置の異音等の問題を抑制することができる。

さらに他の一実施形態では、カムリング４は、第１閉じ込み領域５６において、駆動軸２の回転に伴い第１のポンプ室２１Ａの容積Ｖ１が減少する形状を有していることが望ましい。

これにより、スリット１８内を摺動可能なベーン１９に、このベーン１９をロータ５の中心に向かって押さえ付ける予圧が作用する。従って、第１閉じ込み領域５６におけるカムリング４に対するベーン１９の離間が抑制され、第１のポンプ室２１Ａ内の作動油の漏れが緩和される。このため、ポンプ装置からの作動油の吐出量が安定化し、第１閉じ込み領域５６の微小容積変化量ｄｖ１と第２閉じ込み領域５７の容積変化量ｄｖ２の差ｄｖ１−ｄｖ２の変動が緩和される。よって、ポンプ装置の振動や異音を抑制することができる。

なお、本実施形態では、第１閉じ込み領域５６の微小容積変化量ｄｖ１と第２閉じ込み領域５７の微小容積変化量ｄｖ２とを同じにするために、当然のことながら、第２閉じ込み領域５７におけるカムリング４の内周面も、第１閉じ込み領域５６と同様の減少形状を有している。

以上説明した実施形態に基づくポンプ装置としては、例えば以下に述べる態様のものが考えられる。

ポンプ装置は、その一態様として、ポンプハウジングであって、ポンプ要素収容空間、吸入通路、吐出通路、吸入ポート、および吐出ポートを有し、前記吸入通路は、前記吸入ポートと接続されており、前記吐出通路は、前記吐出ポートと接続されている、前記ポンプハウジングと、前記ポンプハウジングに回転可能に設けられた駆動軸と、前記駆動軸に設けられ、複数のスリットを有するロータと、前記複数のスリットの夫々の中で移動可能に設けられた複数のベーンと、カムリングであって、環状に形成されており、前記ポンプ要素収容空間の中に設けられており、前記ロータおよび複数の前記ベーンと共に複数のポンプ室を形成し、前記ポンプ要素収容空間に第１流体圧室と第２流体圧室を形成し、前記ロータとの間に第１閉じ込み領域と第２閉じ込み領域を形成しており、前記吸入ポートは、複数の前記ポンプ室のうち、前記駆動軸の回転に伴い前記ポンプ室の容積が増大する領域に開口しており、前記吐出ポートは、複数の前記ポンプ室のうち、前記駆動軸の回転に伴い前記ポンプ室の容積が減少する領域に開口しており、前記第１流体圧室は、前記駆動軸の回転軸線の径方向において前記カムリングの前記径方向外側に設けられた空間であって、前記駆動軸の回転軸線と前記カムリングの内周縁の中心との偏心量が増大するほど容積が減少する部分に設けられており、前記第２流体圧室は、前記駆動軸の回転軸線の径方向において前記カムリングの径方向外側に設けられた空間であって、前記駆動軸の回転軸線と前記カムリングの内周縁の中心との偏心量が増大するほど容積が増大する部分に設けられており、前記第１閉じ込み領域は、前記カムリングのうち、前記駆動軸の回転方向における前記吸入ポートの終端と前記吐出ポートの始端の間の領域であって、前記第２閉じ込み領域は、前記カムリングのうち、前記駆動軸の回転方向における前記吐出ポートの終端と前記吸入ポートの始端の間の領域であって、前記第１閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量と前記第２閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量の差の振幅は所定値以下であり、複数の前記ポンプ室のうちの１つである第１のポンプ室が前記駆動軸の回転に伴い前記吐出ポートと連通を開始するタイミングにおいて、複数の前記ポンプ室のうち前記第１のポンプ室ではない第２のポンプ室が前記吐出ポートとの連通が遮断されるように形成されており、前記第１流体圧室と前記第２流体圧室の圧力差に基づき前記ポンプ要素収容空間の中で移動可能に設けられている、前記カムリングと、を有する。

前記ポンプ装置の好ましい態様において、前記カムリングは、前記第１閉じ込み領域の微小容積変化量の最大値と前記第２閉じ込み領域の微小容積変化量の最小値の差の絶対値を１００パーセントとしたとき、前記第１閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量と前記第２閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量の差の最大値と最小値との差は、１５パーセント以下となる形状を有する。

別の好ましい態様では、前記ポンプ装置の態様のいずれかにおいて、前記カムリングは、前記第１閉じ込み領域の容積と前記第２閉じ込み領域の容積の差の絶対値を１００パーセントとしたとき、前記第１閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量と前記第２閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量が同じとなる形状を有する。

別の好ましい態様では、前記ポンプ装置の態様のいずれかにおいて、前記カムリングは、前記駆動軸の回転軸線と前記カムリングの内周縁との偏心量が最大のとき、前記第１閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量と前記第２閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量の差の振幅が前記所定値以下となる形状を有する。

別の好ましい態様では、前記ポンプ装置の態様のいずれかにおいて、前記ポンプ装置は、リリーフバルブを備え、前記リリーフバルブは、前記吐出通路と接続されており、前記吐出通路内の作動液の圧力がリリーフ圧以上のとき、作動液を前記吸入通路へ排出するものであり、前記カムリングは、前記吐出通路内の作動液の圧力が前記リリーフ圧未満のとき、前記第１閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量と前記第２閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量の差の振幅が前記所定値以下となる形状を有する。

別の好ましい態様では、前記ポンプ装置の態様のいずれかにおいて、前記カムリングは、前記第１閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴うカム動径の変化率が、前記第２閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴うカム動径の変化率よりも小さくなる形状を有する。

別の好ましい態様では、前記ポンプ装置の態様のいずれかにおいて、前記カムリングは、前記第１閉じ込み領域において、前記駆動軸の回転に伴い前記ポンプ室の容積が減少する形状を有する。

１・・・ポンプハウジング、４・・・カムリング、５・・・ロータ、１９・・・ベーン、２１・・・ポンプ室、１３・・・第１流体圧室、１６・・・第２流体圧室、２２・・・第１吸入ポート、２６・・・第２吸入ポート、２６ａ・・・始端、２６ｂ・・・終端、３１・・・第１吐出ポート、３１ａ・・・始端、３１ｂ・・・終端、４６・・・リリーフバルブ、５６・・・第１閉じ込み領域、５７・・・第２閉じ込み領域、２１Ａ・・・第１のポンプ室、２１Ｂ・・・第２のポンプ室、４Ａ・・・プロフィール、４Ｂ・・・プロフィール、Ｖ１・・・容積、Ｖ２・・・容積、Ｖ１−Ｖ２・・・差、ｄｖ１・・・微小容積変化量、ｄｖ２・・・微小容積変化量、ｄｖ１−ｄｖ２・・・差

Claims (7)

1. ポンプ装置において、
   ポンプハウジングであって、ポンプ要素収容空間、吸入通路、吐出通路、吸入ポート、および吐出ポートを有し、
   前記吸入通路は、前記吸入ポートと接続されており、
   前記吐出通路は、前記吐出ポートと接続されている、
   前記ポンプハウジングと、
   前記ポンプハウジングに回転可能に設けられた駆動軸と、
   前記駆動軸に設けられ、複数のスリットを有するロータと、
   前記複数のスリットの夫々の中で移動可能に設けられた複数のベーンと、
   カムリングであって、環状に形成されており、前記ポンプ要素収容空間の中に設けられており、前記ロータおよび複数の前記ベーンと共に複数のポンプ室を形成し、前記ポンプ要素収容空間に第１流体圧室と第２流体圧室を形成し、前記ロータとの間に第１閉じ込み領域と第２閉じ込み領域を形成しており、
   前記吸入ポートは、複数の前記ポンプ室のうち、前記駆動軸の回転に伴い前記ポンプ室の容積が増大する領域に開口しており、
   前記吐出ポートは、複数の前記ポンプ室のうち、前記駆動軸の回転に伴い前記ポンプ室の容積が減少する領域に開口しており、
   前記第１流体圧室は、前記駆動軸の回転軸線の径方向において前記カムリングの前記径方向外側に設けられた空間であって、前記駆動軸の回転軸線と前記カムリングの内周縁の中心との偏心量が増大するほど容積が減少する部分に設けられており、
   前記第２流体圧室は、前記駆動軸の回転軸線の径方向において前記カムリングの径方向外側に設けられた空間であって、前記駆動軸の回転軸線と前記カムリングの内周縁の中心との偏心量が増大するほど容積が増大する部分に設けられており、
   前記第１閉じ込み領域は、前記カムリングのうち、前記駆動軸の回転方向における前記吸入ポートの終端と前記吐出ポートの始端の間の領域であって、
   前記第２閉じ込み領域は、前記カムリングのうち、前記駆動軸の回転方向における前記吐出ポートの終端と前記吸入ポートの始端の間の領域であって、
   前記第１閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量と前記第２閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量の差の振幅は所定値以下であり、
   複数の前記ポンプ室のうちの１つである第１のポンプ室が前記駆動軸の回転に伴い前記吐出ポートと連通を開始するタイミングにおいて、複数の前記ポンプ室のうち前記第１のポンプ室ではない第２のポンプ室が前記吐出ポートとの連通が遮断されるように形成されており、
   前記第１流体圧室と前記第２流体圧室の圧力差に基づき前記ポンプ要素収容空間の中で移動可能に設けられている、
   前記カムリングと、
   を有することを特徴とするポンプ装置。
2. 請求項１に記載のポンプ装置において、
   前記カムリングは、前記第１閉じ込み領域の容積変化量の最大値と前記第２閉じ込み領域の容積変化量の最小値の差の絶対値を１００パーセントとしたとき、前記第１閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量と前記第２閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量の差の振幅は、１５パーセント以下となる形状を有することを特徴とするポンプ装置。
3. 請求項２に記載のポンプ装置において、
   前記カムリングは、前記第１閉じ込み領域の容積と前記第２閉じ込み領域の容積の差の絶対値を１００パーセントとしたとき、前記第１閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量と前記第２閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量の単位時間当たりの変化率が同じとなる形状を有することを特徴とするポンプ装置。
4. 請求項１に記載のポンプ装置において、
   前記カムリングは、前記駆動軸の回転軸線と前記カムリングの内周縁との偏心量が最大のとき、前記第１閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量と前記第２閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量の差の振幅が前記所定値以下となる形状を有することを特徴とするポンプ装置。
5. 請求項１に記載のポンプ装置は、リリーフバルブを備え、
   前記リリーフバルブは、前記吐出通路と接続されており、前記吐出通路内の作動液の圧力がリリーフ圧以上のとき、作動液を前記吸入通路へ排出するものであり、
   前記カムリングは、前記吐出通路内の作動液の圧力が前記リリーフ圧未満のとき、前記第１閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量と前記第２閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴う前記ポンプ室の容積変化量の差の振幅が前記所定値以下となる形状を有することを特徴とするポンプ装置。
6. 請求項１に記載のポンプ装置において、
   前記カムリングは、前記第１閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴うカム動径の変化率が、前記第２閉じ込み領域における前記駆動軸の回転に伴うカム動径の変化率よりも小さくなる、または大きくなる形状を有することを特徴とするポンプ装置。
7. 請求項１に記載のポンプ装置において、
   前記カムリングは、前記第１閉じ込み領域において、前記駆動軸の回転に伴い前記ポンプ室の容積が減少する形状を有することを特徴とするポンプ装置。

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