JP3746386B2

JP3746386B2 - Variable displacement vane pump

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Publication number: JP3746386B2
Application number: JP33713298A
Authority: JP
Inventors: 真澄林; 良一長坂
Original assignee: KYB Corp
Current assignee: KYB Corp
Priority date: 1998-11-27
Filing date: 1998-11-27
Publication date: 2006-02-15
Anticipated expiration: 2018-11-27
Also published as: JP2000161249A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば車両のパワーステアリング装置に用いられる、可変容量型ベーンポンプの改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、車両のパワーステアリング装置には、作動油を供給するポンプとして、可変容量型ベーンポンプが用いられている。このような可変容量型ベーンポンプは、例えば次のようなポンプ吐出流量の制御がなされる。すなわち、ポンプ吐出流量は、ポンプ回転数が上昇すると所定のポンプ回転数（エンジンのアイドリング回転数）まではポンプ回転数に比例してポンプの吐出流量も上昇して行く一方、この所定のポンプ回転数以上ではポンプ回転数が上昇しても吐出流量が一定に保たれるようになり、さらにエンジン回転数を上昇させて行くとポンプ回転数の上昇とともにポンプ吐出流量が減少して行くように制御される。これにより、車両の低速走行中においては、可変容量型ベーンポンプのポンプ吐出流量は速やかに最大吐出量に至り、パワーステアリング装置は十分な作動油の供給を受け、操舵には安定したアシスト力が与えられる一方、さらにエンジン回転数が上昇すると可変容量ベーンポンプからのポンプ吐出流量は減少していくので、車両の高速走行中にはパワーステアリング装置からのアシスト力が過剰とならないようになっている。
【０００３】
図６〜図８には、このような可変容量ベーンポンプの従来例を示す。
【０００４】
図６、図７に示すように、ハウジング１の略円形の収容凹部１ａには、その底面（最奥部の側面）側から、サイドプレート２、アダプタリング３が積層状態で収容される。アダプタリング３の内側には、円環状のカムリング５が、ピン４を回動支点として後述の駆動軸８の左右に揺動可能に支持されている。このカムリング５の内側には、ロータ６が収容される。また、収容凹部１ａの開口端は、カバー７により封鎖され、アダプタリング３、カムリング５、ロータ６の側面（サイドプレート２と反対側の側面）は、カバー７に当接してシールされる。
【０００５】
収容凹部１ａの底面には貫通穴１ｂが形成され、この貫通穴１ｂには、駆動軸８がメタル軸受９を介して回転自在に支持される。また、この駆動軸８の先端側は、サイドプレート２、ロータ６を貫通して、カバー７に形成された支持穴７ａに達し、この支持穴７ａにメタル軸受１０を介して回転自在に支持されている。また、ロータ６は、この駆動軸８とスプライン結合し、駆動軸８と一体に回転するようになっている。なお、駆動軸８は図示されない動力機関により回転駆動される。
【０００６】
ロータ６の外周に形成された複数の切り欠きには、それぞれ、ベーン１１がロータ６の半径方向に出没自在に収容される。これにより、駆動軸８の回転によりロータ６が回転すると、切り欠きから伸び出したベーン１１の先端が、カムリング５の内周面に当接し、これらの各ベーン１１の間に複数のポンプ室１２が画成される。
【０００７】
サイドプレート２には、キドニー型の高圧凹溝１３Ａと低圧凹溝１４Ａが形成される。高圧凹溝１３Ａと低圧凹溝１４Ａは、駆動軸８を挟んで対称な位置に形成され、それぞれ吐出側と吸込側のポンプ室１２に臨むようになっている。また、カバー７には、ロータ６を挟んでサイドプレート２側の高圧凹溝１３Ａおよび低圧凹溝１４Ａと相対する位置に、キドニー型の高圧凹溝１３Ｂと低圧凹溝１４Ｂが形成され、それぞれ吐出側と吸込側のポンプ室１２に臨んでいる。
【０００８】
高圧凹溝１３Ａは、サイドプレート２を貫通する高圧通路１５を介して、収容凹部１ａ底部（最奥部）に形成された高圧室１６に連通する。この高圧室１６は、後述するように可変オリフィス２５を介して吐出ポート１８と連通する。また、低圧凹溝１４Ｂは、カバー７に形成された低圧通路１７を介して、吸込ポート１９（さらにはタンクＴ）と連通する。
【０００９】
カムリング５は、前述したようにピン４を回動支点として駆動軸８の左右に揺動可能であり、図６に示すように、カムリング５が駆動軸８に対して偏心した位置をとり得る。これにより、駆動軸８の回転とともにロータ６が図６の反時計回転方向に回転すると、この回転に伴って各ポンプ室１２の容積が変わって行く。そして、この回転とともに拡大する吸込側（低圧凹溝１４Ａ、１４Ｂ側）のポンプ室１２には吸込ポート１９からの作動油が吸い込まれる一方、この回転とともに縮小する吐出側（高圧凹溝１３Ａ、１３Ｂ側）のポンプ室１２からは吐出ポート１８に向けて作動油が吐出される。
【００１０】
ハウジング１の側部には、収容凹部１ａに開口する（詳しくは、後述する第２の流体圧力室３１に開口する）プラグ穴１ｃが形成される。このプラグ穴１ｃは、プラグ２０が螺合状態で取り付けられることにより閉止される。
【００１１】
このプラグ２０の収容凹部１ａ側に延びる先端側にはシリンダ穴２０ａが開口し、このシリンダ穴２０ａには制御プランジャ２１が摺動自在に収容される。この制御プランジャ２１の突出端（先端）は、アダプタリング３に形成された貫通穴３ａを貫通して、カムリング５の側面に当接する。
【００１２】
また、制御プランジャ２１には、基端側に開口するプランジャ中空部２１ａが形成されている。このプランジャ中空部２１ａ内にはスプリング２２が収容される。このスプリング２２は、シリンダ穴２０ａの底面とプランジャ中空部２１ａの底面との間に介装されており、制御プランジャ２１をカムリング５側に付勢し、この制御プランジャ２１を介してカムリング５をその最大吐出位置に付勢している。なお、スプリング２２をプランジャ中空部２１ａに収容できるほど小型化したとしても、後述するように、第１の流体圧力室３２の反力Ｆ１には、スプリング２２のバネ力Ｆ_Sとともに第２の流体圧力室３１の反力Ｆ２が対抗するようになっているので、問題は生じない。
【００１３】
プラグ２０の外周の所定の位置には凹部２０ｂが形成され、この凹部２０ｂとプラグ穴１ｃの間に囲まれる領域に、環状の流体室２３が形成される。また、凹部２０ｂには、プラグ２０の側面を貫通してプラグ２０の外周側とシリンダ穴２０ａとを連通する可変オリフィス２５が開口する。高圧室１６からの作動油は、ハウジング１に形成された流体通路３６を介して流体室２３に導入され、さらに可変オリフィス２５を介してシリンダ穴２０ａおよびプランジャ中空部２１ａに導入される。プラグ穴１ｃの開口端部にはＯリング２４が備えられ、流体室２３のシールは確実になされるようになっている。
【００１４】
可変オリフィス２５の開口面積は、シリンダ穴２０ａ内で摺動する制御プランジャ２１の基端側エッジ２１ｂにより調節される。すなわち、可変オリフィス２５は、制御プランジャ２１がシリンダ穴２０ａ内に後退して来るにしたがって基端側エッジ２１ｂと重なって、その開口面積が狭められるようになっている。
【００１５】
制御プランジャ２１の側面には、複数の貫通孔２６が形成される。プランジャ中空部２１ａは、これらの貫通孔２６を介して、ハウジング１の収容凹部１ａとアダプタリング３の間に形成された流体室２７に常時連通する。この流体室２７は、連通路２８を介して吐出ポート１８に連通する。これにより、プランジャ中空部２１ａは、貫通穴２６、流体室２７および連通路２８を介して、常時、吐出ポート１８と連通している。
【００１６】
前述したように制御プランジャ２１はアダプタリング３の貫通穴３ａに貫通するようになっているが、この場合、組み立て誤差を考慮して、貫通穴３ａの径は制御プランジャ２１の径よりもわずかに大きく形成されており、制御プランジャ２１は貫通穴３ａに遊嵌するようになっている。この制御プランジャ２１と貫通穴３ａの間の遊び（隙間）が絞り２９となり、流体室２７はこの絞り２９を介して、アダプタリング３とカムリング５の間にピン４およびシール３０により画成された第２の流体圧力室３１に連通する。ここで、シール３０はアダプタリング３に固定されるもので、このシール３０とピン４により、アダプタリング３とカムリング５との隙間からなる空間が、制御プランジャ２１側の第２の流体圧力室３１と、制御プランジャ２１と反対側の第１の流体圧力室３２とに画成される。これらの流体圧力室３１、３２は、ピン４を支点としたカムリング５の揺動により、相反的に拡大または縮小する。
【００１７】
また、可変容量ベーンポンプには、制御バルブ４０が一体に備えられる。この制御バルブ４０のスプール４１は、ハウジング１に形成されたシリンダ４２に、基端側から摺動自在に収容される。シリンダ４２の開口端はプラグ４３により閉鎖される。スプール４１の基端とシリンダ４２の底部の間には、リターンスプリング４４が介装され、スプール４１はこのリターンスプリング４４によりプラグ４３側に付勢される。
【００１８】
スプール４１は、基端にランド部４１ａを備え、また軸方向の中央付近にランド部４１ｂを備える。これらのランド部４１ａ、４１ｂにより、シリンダ４２は、シリンダ４２底面とランド部４１ａ（スプール４１基端）との間の低圧流体室４５と、ランド部４１ａ、４１ｂの間のドレン流体室４６と、ランド部４１ｂとプラグ４３との間の高圧流体室４７とに画成される。
【００１９】
低圧流体室４５は、オリフィス４８、流体圧力通路４９を介して、可変オリフィス２５下流の吐出ポート１８と連通する。また、ドレン流体室４６は、ドレンポート５０からドレン通路５７に接続され、タンクＴに連通する。また、高圧流体室４７は、流体圧力通路５８に接続され、流体通路３６から分岐する流体圧力通路５９を介して高圧室１６と連通する。
【００２０】
さらに、ドレン流体室４６および高圧流体室４７は、スプール４１の摺動位置にしたがって、ハウジング１に形成されシリンダ４２に開口する流体圧力通路５１およびアダプタリング３に形成されたオリフィス５２を介して、第１の流体圧力室３２に連通する。
【００２１】
詳しく説明すると、図８に詳細に示すように、ランド部４１ｂのスプール軸方向の略中央には、ランド部４１ｂ外周を１周する環状溝５３が形成される。さらに、ランド部４１ｂには、この環状溝５３をドレン流体室４６に連通させるように、スプール軸方向に沿ってスリット５４が切り欠かれる。環状溝５３と高圧流体室４７とは、ランド部４１ｂの切り欠かれていないシール部５５でシールされる。このような構成により、ポンプ作動の初期においては、流体圧力通路５１の開口は環状溝５３およびスリット５４を介してドレン流体室４６にのみ連通しているが、ポンプ回転数（高圧流体室４７に導入されるポンプ室圧）が上昇してスプール４１（ランド部４１ｂ）が図の右方向に移動すると、流体圧力通路５１は高圧流体室４７と連通し始める。これにより、高圧流体室４７から流体圧力通路５１を介してドレン流体室４６に向かう作動油の流れが生じ、流体圧力通路５１と連通する第１の流体室３２の圧力は、高圧流体室４７と流体圧力通路５１との間の開度に応じて、メータイン制御されることになる。
【００２２】
以上のような構成により、図６〜図８に示す可変容量型ベーンポンプを作動させると、ポンプの作動の初期（ポンプ回転数が低い間）においては、制御バルブ４０のスプール４１はリターンスプリング４４により図６の左側まで押し戻されており、制御バルブ４０は第１の流体圧力室３２に高圧を導かないので、カムリング５は最大偏心位置に保たれ、吐出ポート１８からの吐出流量は、ポンプ回転数の上昇に伴って速やかに上昇して行く。
【００２３】
一方、ポンプ回転数がさらに上昇して、ポンプ吐出流量が増大して来ると、可変オリフィス２５の上流と下流の圧力差が大きくなる結果、高圧流体室４７内の圧力と低圧流体室４５の圧力との差圧によりリターンスプリング４４が次第に圧縮され、スプール４１が図６の右方向に押し戻され、制御バルブ４０が切り換えられる。この結果、第１の流体圧力室３２には、ランド部４１ｂの移動により流体圧力通路５１端部に形成された開口面積から吐出側ポンプ室１２の圧力が導入され、可変オリフィス２５の下流の圧力（ポンプ室１２の圧力が可変オリフィス２５により減圧された圧力）が導入されている第２の流体圧力室３１の圧力よりも大きくなる。このため、カムリング５は、第１の流体圧力室３２からの作用力Ｆ１が、第２の流体圧力室３２からの作用力Ｆ２とスプリング２２のバネ力Ｆｓとの総和（Ｆ２＋Ｆｓ）と釣り合うところまで押し戻され、ポンプ回転数と相反的に偏心量が小さくなる。したがって、吐出ポート１８からのポンプ吐出流量（ポンプの１回転に対する吐出側ポンプ室１２からの吐出流量とポンプ回転数の積）は、ポンプ回転数がある程度以上に上昇して来ると、ポンプ回転数の上昇に対して一定に保たれるようになる。
【００２４】
このようにポンプ吐出流量が安定した後、さらにポンプ回転数を上昇させて行くと、制御プランジャ２１の基端側エッジ２１ｂにより、可変オリフィス２５の開口面積が次第に狭められて行く。これにより、可変オリフィス２５を通じての吐出ポート１８への作動油の供給量自体が制限されるとともに、可変オリフィス２５による減圧の度合いが大きくなり、この減圧された流体圧に基づく第２の流体圧力室３１の作用力Ｆ２がさらに小さくなる結果、ポンプ回転数の上昇に対してポンプ吐出流量が更に減少して行くような流量特性が得られる。
【００２５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような従来の可変容量型ベーンポンプでは、第２の流体圧力室３１（第２の流体圧力室）には吐出ポート１８の供給圧（可変オリフィス２５の下流の圧力）が絞り２９を介して導入されるようになっているため、パワーステアリング装置への負荷の細かな変動などにより、ポンプの供給圧（負荷圧）が安定しないと、第２の流体圧力室３１の圧力は不安定となってしまう。このため、カムリング５の動作は安定せず、結果としてポンプ吐出流量が不安定となってしまっていた。
【００２６】
また、カムリング５が偏心している場合には、高圧凹溝１３Ａ、１３Ｂはポンプ室１２の予圧縮作用を得るためにカムリング５の回りに第２の流体圧力室３１側に偏って配置されることになるので、高圧凹溝１３Ａ、１３Ｂと連通するポンプ室１２の油圧は、全体としてカムリング５を第２の流体圧力室３１側（図６の右側）に押す方向の分力を持つように作用する。このため、特にポンプへの負荷が高まって吐出側ポンプ室１２の圧力が大きくなった場合には、このカムリング５を第２の流体圧力室３１側に押す分力は、制御プランジャ２１内のスプリング２２のバネ力に対抗する力として無視できなくなってしまうので、カムリング５は第２の流体圧力室３１側に押し出される不要な動作をする恐れがある。
【００２７】
本発明は、このような問題点に着目してなされたもので、カムリングの偏心量の変化によりポンプ吐出流量を可変とする可変容量型ベーンポンプにおいて、負荷状態の変動に対してもカムリングの動作を安定化させ得るものを提供することを目的とする。
【００２８】
【課題を解決するための手段】
第１の発明では、駆動軸に対して偏心可能にハウジングに収容されたカムリングと、このカムリングの内側に収容されて前記駆動軸と一体に回転するロータと、このロータ外周に伸縮自在に備えられた複数のベーンと、これらのベーンの間に画成される複数のポンプ室とを備え、吐出側ポンプ室とこの吐出側ポンプ室からの作動流体を外部の油圧機器へ供給する吐出ポートとの間に可変オリフィスを備え、前記カムリング外周の両側に第１と第２の流体圧力室を形成し、前記カムリングを偏心量が大きくなる方向に付勢するバネ手段を備え、前記第１の流体圧力室の拡大によりカムリングの偏心量を小さくする一方、前記第２の流体圧力室の拡大によりカムリングの偏心量を大きくすることにより、ポンプ吐出流量を可変とした可変容量型ベーンポンプにおいて、前記カムリングの動作に追従するとともに前記カムリングの偏心量が所定量よりも減少した場合に前記可変オリフィスの開口面積を狭めて行く制御プランジャを前記カムリング外周の第２の流体圧力室側に備え、前記制御プランジャに形成した中空部を介して前記可変オリフィス下流側の作動流体を前記吐出ポートに導くとともに、前記中空部内に前記バネ手段を収容し、前記第２の流体圧力室に吐出側ポンプ室の圧力を導入する圧力導入孔を備え、ポンプ吐出流量が所定量以上となった場合に、前記第１の流体圧力室に可変オリフィス上流側の圧力を導入するとともに、前記第２の流体圧力室をドレン側に圧力制御しつつ接続するように切り換わる制御バルブを備えた。
【００２９】
第２の発明では、前記制御バルブは、可変オリフィスの上流と下流の圧力差による作用力と戻しバネによるバネ力とのバランスにより変位するととも、所定量以上変位した場合に、前記第１の流体圧力室に可変オリフィス上流側の圧力を導入するとともに、前記第２の流体圧力室をドレン側に圧力制御しつつ接続する。
【００３０】
第３の発明では、前記圧力導入孔は、前記吐出側ポンプ室を前記可変オリフィスに接続する流体通路とは独立に形成される。
【００３１】
第４の発明では、前記圧力導入孔は、前記吐出側ポンプ室と隣接して形成され吐出側ポンプ室の圧力が導入される高圧室と前記第２の流体圧力室との間のサイドプレートに形成された固定オリフィスである。
【００３２】
第５の発明では、前記第１、第２の流体圧力室は前記カムリングとこのカムリング外周に配置されたアダプタリングとの間に画成されるとともに、このアダプタリングに形成された嵌合穴に隙間なく嵌合するフィードバックピンを備え、このフィードバックピンの一端を前記カムリング外周に第２の流体圧力室側から当接させる一方、前記フィードバックピンの他端を前記制御プランジャと当接させるようにした。
【００３３】
第６の発明では、前記バネ手段は、前記制御プランジャを介してカムリングを押圧するスプリングである。
【００３４】
第７の発明では、前記制御バルブは、前記第２の流体圧力室とドレン側との間の開口面積を段階的に切り換え可能である。
【００３５】
【発明の作用および効果】
第１〜第４の発明では、ポンプ作動の初期においては、バネ手段のバネ力および可変オリフィス上流の圧力が導入された第２の流体圧力室からの作用力によりカムリングは最大偏心位置に保持されており、可変容量型ベーンポンプのポンプ吐出流量は、ポンプ回転数が上昇するのにしたがって上昇して行く。ポンプ吐出流量が所定量以上となると、制御バルブが切り換わり、第２の流体圧力室は制御バルブにより流量制御（メータアウト制御）されつつドレン側に連通するとともに、第１の流体圧力室には可変オリフィスの上流の圧力が導入される。例えば第２の発明の制御バルブであれば、ポンプ吐出流量（可変オリフィスを通過する流量）が増大することにより可変オリフィスの上流と下流の圧力差が増大し、この圧力差の増大に相当する変位（例えばスプールの切換変位）を行うが、この変位量が所定量以上となると、第２の流体圧力室を例えばスプールの変位による連通開口面積により圧力制御しつつドレン側に連通するとともに、第１の流体圧力室には可変オリフィスの上流の圧力を導入するようになる。これにより、第１の流体圧力室に可変オリフィスの上流の圧力が導入される一方で、第２の流体圧力室の圧力は制御バルブを介してのドレン側への作動油の流れ分だけ小さな値にメータアウト制御されるので、カムリングは第１、第２の流体圧力室の差圧に基づく反力とバネ手段によるバネ力がバランスするところまで偏心量が小さくなる。この結果、ポンプ１回転毎のポンプ吐出流量（単位吐出流量）が小さくなり、ポンプ吐出流量（単位吐出流量×ポンプ回転数）は、安定状態（例えば一定値）に制御される。また、カムリングの動作は制御プランジャにフィードバックされ、カムリングの偏心量が所定量よりも減少した場合には、制御プランジャにより可変オリフィスの開口面積が狭められて行くので、ポンプの高回転域ではポンプ吐出流量を更に減少させて行く流量特性が得られる。
【００３６】
このようにポンプ吐出流量（カムリングの偏心量）は制御されるが、この場合、第１の流体圧力室には可変オリフィス上流の圧力が導入され、第２の流体圧力室には吐出側ポンプ室の圧力が圧力導入孔を介して導入されるようになっている（特に第３、第４の発明では圧力導入孔は吐出側ポンプ室を前記可変オリフィスに接続する流体通路とは独立に形成されている）ので、ポンプの供給圧（吐出ポートの負荷圧）に脈動などの不安定な細かな変動があったとしても、この変動は可変オリフィスによりダンピングされるので、第１、第２の流体圧力室の圧力は不安定に変動することはない。したがって、カムリングの動作は安定し、結果的にポンプ吐出流量特性が安定する。
【００３７】
また、第２の流体圧力室の圧力は制御バルブによりメータアウト制御されるので、カムリングが第２の流体圧力室を圧縮する方向の変動に対しては、第２の流体圧力室とドレン側との連通開口面積はダンピングオリフィスとして作用する。したがって、カムリングの第２の流体圧力室を圧縮する方向への動作に対する抵抗力が得られ、カムリングの動作は安定的に保持される。したがって、仮に負荷の増大によりポンプ室の圧力が急激に高まって、このポンプ室の圧力がカムリングを第２の流体圧力室を圧縮する方向（ポンプ吐出量が減少する方向）に押す力として作用し、これがバネ手段のバネ力を上回ってしまうような場合でも、第２の流体圧力室内の流体圧力がカムリングの外周に対抗的に作用してカムリングを保持するので、カムリングは急激な不安定動作（不要な動作）をすることはない。
【００３８】
第５、第６の発明では、第２の流体圧力室を画成するアダプタリングの嵌合穴には隙間なくフィードバックピンが嵌合し、制御プランジャはこのフィードバックピンを介して、カムリングの動作のフィードバックを受け、またスプリングのバネ力をカムリングに及ぼす。したがって、制御プランジャ側（可変オリフィス下流側）と第２の流体圧力室は油圧的に切り離され、第２の流体圧力室の圧力制御は制御バルブによる第２の流体圧力室とドレン側との連通開口面積に応じて精密に行い得る。
【００３９】
第７の発明では、第２の流体圧力室とドレン側との連通開口面積は段階的に変更されるので、第２の流体圧力室の圧力は適切な圧力に段階的に変化し、カムリング５は急激ではない安定した動作を行い、ポンプ吐出流量は所望の変動特性で漸進的に変化する。
【００４０】
【発明の実施の形態】
以下、添付図面に基づいて、本発明の実施の形態について説明する。
【００４１】
図１〜図３には、本発明の実施の形態の可変容量型ベーンポンプを示す。なお、この図１〜図３の可変容量型ベーンポンプの基本的構成は、図６〜図８に示したものと同様である。したがって、以下の本実施の形態の説明においては、図６〜図８に示した可変容量型ベーンポンプと同一の構成については説明を省略し、図６〜図８に示した可変容量型ベーンポンプと相違する構成を中心に説明する。また、図１〜図３には、それぞれ図６〜図８と対応するベーンポンプの断面図および制御バルブ４０の断面図を示し、共通（同一の機能の）の構成は同一の番号を付して表記する。
【００４２】
図１に示されるように、本実施の形態の可変容量型ベーンポンプでは、制御プランジャ２１をアダプタリング３の貫通穴３ａに貫通させない。そして、貫通穴３ａに嵌合するフィードバックピン６１を備え、制御プランジャ２１の先端をこのフィードバックピン６１の基端に当接させるとともに、フィードバックピン６１の先端がカムリング５の外周に当接するようにしている。これにより、制御プランジャ２１内のスプリング２２のバネ力はフィードバックピン６１を介してカムリング５に作用するとともに、カムリング５の動作はフィードバックピン６１を介して制御プランジャ２１に伝達される。
【００４３】
この場合、フィードバックピン６１の外径は貫通穴３ａの径と高い嵌合精度で等しくされ、フィードバックピン６１と貫通穴３ａの間からは作動油の漏れが無いようにされる。これにより、第２の流体圧力室（第２の流体圧力室）３１は、流体室２７（可変オリフィス２５の下流側）と直接的には連通されないようになっている。なお、図１の可変オリフィス２５は図６のものと形状が異なっているが、機能的には全く同様のものである。
【００４４】
また、第２の流体圧力室３１は、サイドプレート２に形成された固定オリフィスである圧力導入孔６２を介して、高圧室１６と連通する。この圧力導入孔６２は、高圧室１６と可変オリフィス２５を接続する流体通路３６とは独立に設けられるもので、第２の流体圧力室３１には、高圧室１６内の圧力（吐出側ポンプ室１２の圧力）が直接的に導入される。
【００４５】
さらに、第２の流体圧力室３１は、連通路６３を介して、制御バルブ４０の環状ポート６４と連通する。この環状ポート６４は、制御バルブ４０のランド部４１ａにより開閉されるもので、ランド部４１ａの摺動位置に応じて閉鎖またはドレン流体室４６と連通される。この場合、ランド部４１ａのドレン流体室４６側端部には複数のノッチ６５が切られており、環状ポート６４とドレン流体室４６とは、このノッチ６５の開口を介して流量制御されつつ連通する。なお、このノッチ６５の開口面積は、ランド部４１ａが環状ポート６４側に移動するにしたがって段階的に拡大して行くようになっている。
【００４６】
このような構成により、ポンプの作動の初期において吐出側ポンプ室１２の圧力が小さな間は、制御バルブ４０のスプール４１は端部がプラグ４３に当接するまで押し戻されており（スプール移動量＝０）、ランド部４１ａは環状ポート６４を閉鎖しているので、第２の流体圧力室３１の圧力は、吐出側ポンプ室１２の圧力（高圧室１６の圧力）と同圧となっている。また、制御バルブ４０のスプール移動量は０であるから、第１の流体圧力室３２は、高圧室１６側との連通は制御バルブ４０のランド部４１ｂにより断たれているとともに、ランド部４１ｂの環状溝５３およびスリット５４を介してドレン流体室４６にわずかに連通している一方、第２の流体圧力室３１からの作動油がピン４の回りやカムリング５の両サイド面の隙間から流れ込んでいる。この結果、制御プランジャ２１と反対側の第１の流体圧力室３２の圧力Ｐ₁は、制御プランジャ２１側の第２の流体圧力室３１の圧力Ｐ₂よりもわずかに低い圧力に保持されているので、カムリング５はこの両流体圧力室３１、３２の差圧に基づく作用力（Ｆ２−Ｆ１）と制御プランジャ２１内のスプリング２２のバネ力により、最大偏心位置側（図１の左側）に押し付けられている。
【００４７】
一方、ポンプ回転数が高くなって来ると、ポンプ吐出流量（可変オリフィス２５を通過する流量）が増大する結果、可変オリフィス２５前後の圧力差（可変オリフィス２５上流側の圧力が導入されている高圧流体室４７と可変オリフィス２５下流の圧力が導入されている低圧流体室４５との圧力差）が大きくなるので、スプール４１が移動する。
【００４８】
このようにスプール４１が所定量ｄ₁（例えば約０．７ｍｍ程度）移動すると、ノッチ６５が連通路６３と連通し始め、同時に、ランド部４１ｂの移動により流体圧力通路５１が高圧流体室４７と連通する。これにより、第２の流体圧力室３１の作動油がノッチ６５の開口面積に応じてリリーフされ、第２の流体圧力室３１の圧力はノッチ６５の開度に応じてメータアウト制御される。また、第１の流体圧力室３２には、ランド部４１ｂの移動により流体圧力通路５１端部に形成された開口面積から高圧室１６の圧力が導入され、第１の流体圧力室３２の圧力は流体圧力通路５１端部の開口面積に応じてメータイン制御される。
【００４９】
この場合、制御バルブ４０（ノッチ６５、連通路６３、ランド部４１ｂ、流体圧力通路５１）は、第２の流体圧力室３１の圧力Ｐ₂が第１の流体圧力室３２の圧力Ｐ₁よりも小さな値に制御されるように設計されている。なお、図４には、このような第１の流体圧力室３２の圧力Ｐ₁と第２の流体圧力室３１の圧力Ｐ₂の相対関係をスプール４１の移動量との関係で示した概念図を示す。
【００５０】
このような両流体圧力室３１、３２の圧力の制御により、第１の流体圧力室３２の圧力Ｐ₁が第２の流体圧力室３１の圧力Ｐ₂よりも大きくなると、第１の流体圧力室３２からカムリング５への作用力Ｆ１が、第２の流体圧力室３２からの作用力Ｆ２とスプリング２２のバネ力Ｆｓとの総和（Ｆ２＋Ｆｓ）と釣り合うところまで、カムリング５の偏心量は小さくなる。この結果、ポンプ１回転毎の吐出流量（単位吐出流量）は小さくなっていく。なお、制御バルブ４０のスプール４１は、高圧流体室４７の圧力と低圧流体室の圧力の差圧（可変オリフィス２５の前後の差圧）に基づいてスプール４１に作用する力がスプリング４４のバネ力とバランスするところまで、最大でスプール移動量ｄ₂（１〜１．５ｍｍ程度）移動して止まることになる。
【００５１】
このように、本実施の形態のカムリング５の偏心量の制御においては、第２の流体圧力室３１には、高圧室１６の油圧が圧力導入孔（固定オリフィス）６２を介して導入され、制御バルブ４０による第２の流体圧力室とドレン側との連通の開度に応じてメータアウト制御されるようになっている。したがって、負荷の変動により供給圧（可変オリフィス２５の下流側の圧力）に脈動などの細かな変動があったとしても、可変オリフィス２５、圧力導入孔６２によりこの圧力変動がダンピングされる結果、第２の流体圧力室３１の圧力（高圧室１６の圧力が圧力導入孔６２を介して導入された圧力）には細かな変動は生じることはない。したがって、カムリング５の動作が安定し、結果としてポンプ吐出流量特性が安定する。
【００５２】
また、第２の流体圧力室３１の圧力は、制御バルブスプール４１のノッチ６５の開口面積によりメータアウト制御されるものであるので、吐出側ポンプ室１２の内圧に起因して第２の流体圧力室３１を圧縮しようとするカムリング５の動作に対しては、ノッチ６５によるダンピング作用が働く。したがって、第２の流体圧力室３１を圧縮するようにカムリング５に作用する力に対抗することができ、カムリング５の偏心動作が安定する。すなわち、パワーステアリング装置への負荷が急増し、ポンプの供給圧（負荷圧）が急激に高まった結果、吐出側ポンプ室１２がカムリング５を第２の流体圧力室３１側に押す力が、制御プランジャ２１内のスプリング２２のバネ力に対抗するように、大幅に大きくなってしまった場合でも、カムリング５は第２の流体圧力室３１を圧縮する方向への不安定な急激な動作を行ってしまうことはない。
【００５３】
つぎに全体的な作用を説明する。
【００５４】
可変容量型ベーンポンプの停止状態では、カムリング５は、図１に示すように、制御プランジャ２１（スプリング２２）に付勢されて、第１の流体圧力室３２側に最大に偏心した位置にある。この状態からベーンポンプを作動させると、ロータ６の回転に伴い、ポンプ室１２から高圧室１６に作動油が吐出される。この高圧室１６の油圧（吐出側ポンプ室１２の圧力）は、ハウジング１に形成した流体通路３６および可変オリフィス２５を通って減圧され、プランジャ中空部２１ａ内部に供給され、貫通穴２６、流体室２７および連通路２８を経て、吐出ポート１８から外部の油圧機器へと供給される。また、この高圧室１６の油圧は、流体圧力通路５９を介して、制御バルブ４０の高圧流体室４７にも導入される。
【００５５】
この場合、ポンプ作動の初期においては、制御バルブ４０のスプール４１は、スプリング４６のバネ力によりプラグ４３側に押し戻されている。このため、制御バルブ４０の環状ポート６４はランド部４１ａにより閉鎖され、また流体圧力通路５１はランド部４１ｂにより閉鎖されている。このため、第２の流体圧力室３１の圧力Ｐ₂は略吐出側ポンプ室１２の圧力と等しく、第１の流体圧力室３２の圧力Ｐ₁よりもわずかに高くなっており、カムリング５は第１の流体圧力室３２側に最大に偏心した位置に保持され、吐出ポート１８からのポンプ吐出量は、図５に実線で示すグラフの領域Ａのように、ポンプ回転数に比例して速やかに上昇していく。
【００５６】
ポンプ回転数が上昇して高圧室１６への吐出圧が上昇して行くと、これにしたがって可変オリフィス２５前後の差圧が増大し、制御バルブ４０の高圧流体室４７の圧力と低圧流体室４５の圧力の差圧が大きくなって行く。この結果、制御バルブ４０のスプール４１は、リターンスプリング４４のバネ力および低圧流体室４５からの反力に抗して、高圧流体室４７を拡大する方向（図１、図３の右方向）に移動する。そして、スプール移動量がｄ₁となると、ランド部４１ａのノッチ６５が連通路６３と重なり始め、第２の流体圧力室３１の圧力Ｐ₂がノッチ６５の開度に応じてメータアウト制御され始める一方、ランド部４１ｂは流体圧力通路５１の開口を越えて移動し、第１の流体圧力室３２の圧力Ｐ₁は、流体圧力通路５１の開口面積に応じてメータイン制御される。
【００５７】
この制御により第１の流体圧力室３２の圧力Ｐ₁が第２の流体圧力室３１の圧力Ｐ₂を上回ると、カムリング５は、この第１の流体圧力室３２の圧力Ｐ₁に基づく反力Ｆ１が、第２の流体圧力室３１の圧力Ｐ₂に基づくＦ２と、スプリング２２によるバネ力Ｆｓとの和（Ｆ２＋Ｆｓ）と釣り合うところまで、制御プランジャ２１側に押し戻され、偏心量が小さくなって行く。このようにカムリング５の偏心量が小さくなると、ポンプ回転に伴うポンプ室１２の容積の変化量が小さくなり、これにしたがって、このポンプ室１２の容積の変化量に比例する、ポンプの１回転に対するポンプ吐出流量（単位吐出流量）は小さくなる。
【００５８】
このようにして、ポンプ回転数の上昇に対してポンプの単位吐出流量が相反的に減少して行き、ポンプ吐出量（単位吐出流量とポンプ回転数の積）は、図５の実線のグラフの領域Ｂに示すように、ポンプ回転数の上昇に対して一定に保たれようになる。なお、この領域Ｂにおける最大ポンプ吐出量は、制御バルブ４０のランド部４１ａ（ノッチ６５）と連通路６３の相対関係およびランド部４１ｂと流体圧力通路５１の相対関係によって種々に設定を変更することができる。
【００５９】
図５の領域Ｂのように吐出流量が安定した後、ポンプ回転数がさらに上昇すると、後退する制御プランジャ２１の基端側エッジ２１ｂにより、可変オリフィス２５が次第に閉じられ、可変オリフィス２５を介しての供給作動油流量が減少して行く。また、この可変オリフィス２５の開口面積の減少に伴って、可変オリフィス２５の前後の差圧がさらに大きくなり、カムリング５の偏心量は領域Ｂにおける場合よりもさらに小さくなる。このような可変オリフィス２５の開口面積の減少およびカムリング５の偏心量の減少の効果が相俟って、図５の実線のグラフの領域Ｃに示すように、ポンプ回転数の上昇に対してポンプ吐出流量が減少して行く特性が得られる。
【００６０】
なお、ポンプ回転数に対するポンプ吐出流量の低下特性（図５の領域Ｃの勾配特性）は、制御バルブ４０の形状、スプリング２２のバネ特性および可変オリフィス２５の形状や開口位置等により決まって来るので、制御バルブ４０の変更、スプリング２２の変更、および可変オリフィス２５の形状や開口位置等の変更によって、例えば図５の実線のグラフに示した垂下特性を、一点鎖線や二点鎖線で示したグラフの垂下特性に変更する等、自由に調整することができる。この場合、スプリング２２は制御プランジャ２１のプランジャ中空部２１ａ内部に収容され、スプリング２２および可変オリフィス２５は、プラグ２０のユニット（プラグ２０、制御プランジャ２１、スプリング２２等からなるユニット）内に一体に含まれる構成となっているので、ポンプ回転数に対するポンプ吐出流量の特性変更は、このユニット交換によって、他のポンプ部品の変更を伴うことなく、極めて容易かつ低コストで行い得る。
【００６１】
このように本実施の形態の可変容量型ベーンポンプでは、ポンプ回転数が高くなるのにしたがって、ポンプ吐出流量が自動的に減少する吐出流量特性が得られるようになっているので、例えば可変容量型ベーンポンプをパワーステアリング装置に適用したときには、ポンプ回転数（エンジン回転数）が高くなる車両の高速走行時には、ポンプ吐出流量を減少させることができ、パワーステアリング装置からの油圧アシスト力を小さくできる。したがって、車両の高速走行時において、かえってステアリングが不安定となってしまうこともなく、また不必要な作動油の供給によるエネルギーロスや作動油温度の上昇も併せて防止できる。
【００６２】
また、第２の流体圧力室３１には、吐出側ポンプ室１２の圧力（高圧室１６の圧力）が圧力導入孔６２を介して導かれ、メータアウト制御されるようになっているので、パワーステアリング装置への負荷の細かな変動による供給圧（可変オリフィス２５下流側の圧力）の不安定な変動（脈動）があったとしても、この変動は可変オリフィス２５および圧力導入孔６２によりダンピングされ、第２の流体圧力室３１の圧力への影響は小さい。したがって、カムリング５の偏心動作が安定し、ひいてはポンプ吐出流量特性が安定する。
【００６３】
また、第２の流体圧力室３１からドレン側に作動油を逃がす制御バルブ４０のノッチ６５部分の開口は、ダンピングオリフィスとして作用するので、第２の流体圧力室３１を圧縮する方向へ作用する力に内圧が対抗でき、カムリング５の偏心動作は安定する。したがって、パワーステアリング装置への負荷が高まり、吐出側ポンプ室１２の油圧に基づくカムリング５を第２の流体圧力室３１側に押す力が、制御プランジャ２１内のスプリング２２のバネ力を上回るように作用した場合でも、カムリング５が第２の流体圧力室３１側への急激な動作（第２の流体圧力室３１を急激に圧縮するような動作）を行ってしまうことはない。したがって、カムリング５の偏心動作は安定し、結果的にポンプ吐出流量特性が安定する。
【００６４】
なお、上記の実施の形態では、制御バルブ４０のスプール４１のランド部４１ａに複数のノッチ６５を形成し、これらのノッチ６５の開度がスプール４１の摺動位置により段階的に拡大して行くようにしたが、本発明はこのような形態に限られるものではなく、第２の流体圧力室３１とドレン流体室４６との連通手段は、どのような形態のものでも構わない。例えば、ノッチ６５の代わりにチャンファを形成してもよいし、あるいはランド部４１ａのドレン流体室４６側端部を面取するようにしてもよい。
【００６５】
また、上記の実施の形態では、第２の流体圧力室３１への圧力導入孔（固定オリフィス）６２をサイドプレート２に形成したが、本発明はこのような形態に限られるものではなく、圧力導入孔６２を例えばカバー７に形成するようにしてもよい。
【００６６】
また、上記の実施の形態では、可変オリフィス２５を制御プランジャ２０の基端側エッジ２１ｂで開閉するようにしたが、本発明はこのような形態に限られるものではなく、例えば、制御プランジャ２０の側面に可変オリフィス２５と重なり得るように穿孔を形成し、可変オリフィス２５がこの穿孔と重なる部分を、可変オリフィス２５の開口面積とするような形態を採ってもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態を示す断面図である。
【図２】同じく断面図である。
【図３】同じく制御バルブの一部を示す断面図である。
【図４】同じく無負荷時におけるスプール移動量に対する第１の流体圧力室の圧力Ｐ₁、第２の流体圧力室の圧力Ｐ₂の相関関係を示す特性図である。
【図５】同じくポンプ回転数とポンプ吐出流量の関係を示す特性図である。
【図６】従来の可変容量型ベーンポンプを示す断面図である。
【図７】同じく断面図である。
【図８】同じく制御バルブの一部を示す断面図である。
【符号の説明】
１ハウジング
４ピン
５カムリング
６ロータ
８駆動軸
１１ベーン
１２ポンプ室
１８吐出ポート
１９吸込ポート
２０プラグ
２０ａシリンダ穴
２１制御プランジャ
２１ａプランジャ中空部
２１ｂプランジャ基端側エッジ
２２スプリング
２５可変オリフィス
３１第２の流体圧力室
３２第１の流体圧力室
４０制御バルブ
４１スプール
４２シリンダ
４４リターンスプリング
４５低圧流体室
４６ドレン流体室
４７高圧流体室
６１フィードバックピン
６２圧力導入孔（固定オリフィス）
６３連通路
６４環状ポート
６５ノッチ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an improvement of a variable displacement vane pump used for, for example, a power steering device of a vehicle.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a variable displacement vane pump has been used as a pump for supplying hydraulic oil in a power steering device of a vehicle. In such a variable displacement vane pump, for example, the following pump discharge flow rate is controlled. That is, when the pump rotation speed increases, the pump discharge flow rate increases in proportion to the pump rotation speed up to a predetermined pump rotation speed (engine idling rotation speed). Above the number, the discharge flow rate will be kept constant even if the pump rotation speed increases, and if the engine rotation speed is further increased, the pump discharge flow rate will be decreased as the pump rotation speed increases. Is done. As a result, when the vehicle is traveling at a low speed, the pump discharge flow rate of the variable displacement vane pump quickly reaches the maximum discharge amount, the power steering device is supplied with sufficient hydraulic oil, and a stable assist force is given to the steering. On the other hand, when the engine speed further increases, the pump discharge flow rate from the variable displacement vane pump decreases, so that the assist force from the power steering device does not become excessive while the vehicle is traveling at high speed.
[0003]
6 to 8 show conventional examples of such variable displacement vane pumps.
[0004]
As shown in FIGS. 6 and 7, the side plate 2 and the adapter ring 3 are accommodated in a stacked state in the substantially circular accommodation recess 1 a of the housing 1 from the bottom surface (side surface of the innermost part). An annular cam ring 5 is supported on the inner side of the adapter ring 3 so as to be swingable to the left and right of a drive shaft 8 to be described later with the pin 4 as a pivot. A rotor 6 is accommodated inside the cam ring 5. The opening end of the housing recess 1a is sealed by the cover 7, and the side surfaces (side surfaces opposite to the side plate 2) of the adapter ring 3, the cam ring 5, and the rotor 6 are in contact with the cover 7 and sealed.
[0005]
A through hole 1 b is formed in the bottom surface of the housing recess 1 a, and the drive shaft 8 is rotatably supported via the metal bearing 9 in the through hole 1 b. Further, the front end side of the drive shaft 8 passes through the side plate 2 and the rotor 6 and reaches a support hole 7 a formed in the cover 7, and is rotatably supported by the support hole 7 a via the metal bearing 10. ing. The rotor 6 is spline-coupled to the drive shaft 8 and rotates integrally with the drive shaft 8. The drive shaft 8 is rotationally driven by a power engine (not shown).
[0006]
The vanes 11 are accommodated in the plurality of notches formed on the outer periphery of the rotor 6 so as to be able to protrude and retract in the radial direction of the rotor 6. As a result, when the rotor 6 is rotated by the rotation of the drive shaft 8, the tip of the vane 11 extending from the notch comes into contact with the inner peripheral surface of the cam ring 5, and a plurality of pump chambers 12 are interposed between the vanes 11. Is defined.
[0007]
The side plate 2 is formed with a kidney type high-pressure groove 13A and a low-pressure groove 14A. The high-pressure groove 13A and the low-pressure groove 14A are formed at symmetrical positions with the drive shaft 8 in between so as to face the pump chambers 12 on the discharge side and the suction side, respectively. The cover 7 is provided with a Kidney-type high-pressure groove 13B and a low-pressure groove 14B at positions facing the high-pressure groove 13A and the low-pressure groove 14A on the side plate 2 with the rotor 6 interposed therebetween. It faces the pump chamber 12 on the side and the suction side.
[0008]
The high-pressure groove 13 </ b> A communicates with a high-pressure chamber 16 formed at the bottom (most innermost portion) of the housing recess 1 a through a high-pressure passage 15 that penetrates the side plate 2. The high pressure chamber 16 communicates with the discharge port 18 via a variable orifice 25 as will be described later. Further, the low pressure concave groove 14 </ b> B communicates with the suction port 19 (and further the tank T) via the low pressure passage 17 formed in the cover 7.
[0009]
As described above, the cam ring 5 can swing to the left and right of the drive shaft 8 with the pin 4 as a rotation fulcrum, and the cam ring 5 can take an eccentric position with respect to the drive shaft 8 as shown in FIG. Thereby, when the rotor 6 rotates counterclockwise in FIG. 6 along with the rotation of the drive shaft 8, the volume of each pump chamber 12 changes with this rotation. Then, the hydraulic fluid from the suction port 19 is sucked into the pump chamber 12 on the suction side (low pressure concave grooves 14A and 14B side) that expands with this rotation, while the discharge side (high pressure concave grooves 13A and 13B) shrinks with this rotation. The hydraulic fluid is discharged from the pump chamber 12 on the side toward the discharge port 18.
[0010]
A plug hole 1c is formed in a side portion of the housing 1 so as to open into the housing recess 1a (specifically, open into a second fluid pressure chamber 31 described later). The plug hole 1c is closed when the plug 20 is attached in a screwed state.
[0011]
A cylinder hole 20a is opened at the distal end side of the plug 20 extending toward the accommodation recess 1a, and the control plunger 21 is slidably accommodated in the cylinder hole 20a. The protruding end (tip) of the control plunger 21 passes through a through hole 3 a formed in the adapter ring 3 and comes into contact with the side surface of the cam ring 5.
[0012]
Further, the control plunger 21 is formed with a plunger hollow portion 21a that opens to the proximal end side. A spring 22 is accommodated in the plunger hollow portion 21a. The spring 22 is interposed between the bottom surface of the cylinder hole 20a and the bottom surface of the plunger hollow portion 21a. The spring 22 urges the control plunger 21 toward the cam ring 5, and the cam ring 5 is moved to the cam ring 5 via the control plunger 21. Energized to the maximum discharge position. Even if the spring 22 is reduced in size so that it can be accommodated in the plunger hollow portion 21a, the reaction force F1 of the first fluid pressure chamber 32 is equal to the spring force F of the spring 22 as will be described later. _S At the same time, since the reaction force F2 of the second fluid pressure chamber 31 is opposed, no problem occurs.
[0013]
A recess 20b is formed at a predetermined position on the outer periphery of the plug 20, and an annular fluid chamber 23 is formed in a region surrounded by the recess 20b and the plug hole 1c. In addition, a variable orifice 25 that opens through the side surface of the plug 20 and communicates with the outer peripheral side of the plug 20 and the cylinder hole 20a opens in the recess 20b. The hydraulic oil from the high pressure chamber 16 is introduced into the fluid chamber 23 through the fluid passage 36 formed in the housing 1, and further introduced into the cylinder hole 20 a and the plunger hollow portion 21 a through the variable orifice 25. An O-ring 24 is provided at the opening end of the plug hole 1c so that the fluid chamber 23 is securely sealed.
[0014]
The opening area of the variable orifice 25 is adjusted by the proximal end edge 21b of the control plunger 21 that slides in the cylinder hole 20a. In other words, the variable orifice 25 overlaps with the proximal edge 21b as the control plunger 21 is retracted into the cylinder hole 20a, and the opening area thereof is narrowed.
[0015]
A plurality of through holes 26 are formed on the side surface of the control plunger 21. The plunger hollow portion 21 a always communicates with a fluid chamber 27 formed between the housing recess 1 a of the housing 1 and the adapter ring 3 through these through holes 26. The fluid chamber 27 communicates with the discharge port 18 via the communication path 28. Thus, the plunger hollow portion 21 a is always in communication with the discharge port 18 through the through hole 26, the fluid chamber 27 and the communication passage 28.
[0016]
As described above, the control plunger 21 penetrates the through hole 3a of the adapter ring 3. In this case, the diameter of the through hole 3a is slightly smaller than the diameter of the control plunger 21 in consideration of assembly errors. The control plunger 21 is loosely fitted in the through hole 3a. The play (gap) between the control plunger 21 and the through hole 3a becomes a throttle 29, and the fluid chamber 27 is defined by the pin 4 and the seal 30 between the adapter ring 3 and the cam ring 5 through the throttle 29. It communicates with the second fluid pressure chamber 31. Here, the seal 30 is fixed to the adapter ring 3, and a space formed by a gap between the adapter ring 3 and the cam ring 5 is formed by the seal 30 and the pin 4, and the second fluid pressure chamber 31 on the control plunger 21 side. And a first fluid pressure chamber 32 opposite to the control plunger 21. These fluid pressure chambers 31 and 32 are reciprocally expanded or contracted by the swing of the cam ring 5 with the pin 4 as a fulcrum.
[0017]
The variable displacement vane pump is integrally provided with a control valve 40. The spool 41 of the control valve 40 is accommodated in a cylinder 42 formed in the housing 1 so as to be slidable from the base end side. The open end of the cylinder 42 is closed by a plug 43. A return spring 44 is interposed between the base end of the spool 41 and the bottom of the cylinder 42, and the spool 41 is urged toward the plug 43 by the return spring 44.
[0018]
The spool 41 includes a land portion 41a at the base end and a land portion 41b near the center in the axial direction. With these land portions 41a and 41b, the cylinder 42 has a low-pressure fluid chamber 45 between the bottom surface of the cylinder 42 and the land portion 41a (spool 41 base end), a drain fluid chamber 46 between the land portions 41a and 41b, A high pressure fluid chamber 47 between the land portion 41 b and the plug 43 is defined.
[0019]
The low pressure fluid chamber 45 communicates with the discharge port 18 downstream of the variable orifice 25 through an orifice 48 and a fluid pressure passage 49. Further, the drain fluid chamber 46 is connected to the drain passage 57 from the drain port 50 and communicates with the tank T. The high pressure fluid chamber 47 is connected to the fluid pressure passage 58 and communicates with the high pressure chamber 16 via a fluid pressure passage 59 branched from the fluid passage 36.
[0020]
Furthermore, the drain fluid chamber 46 and the high pressure fluid chamber 47 are connected to each other through a fluid pressure passage 51 formed in the housing 1 and opened to the cylinder 42 and an orifice 52 formed in the adapter ring 3 according to the sliding position of the spool 41. The first fluid pressure chamber 32 communicates with the first fluid pressure chamber 32.
[0021]
More specifically, as shown in detail in FIG. 8, an annular groove 53 that makes one round of the outer periphery of the land portion 41b is formed at the approximate center in the spool axis direction of the land portion 41b. Further, a slit 54 is cut out in the land portion 41b along the spool axial direction so that the annular groove 53 communicates with the drain fluid chamber 46. The annular groove 53 and the high-pressure fluid chamber 47 are sealed by a seal part 55 that is not cut out of the land part 41b. With such a configuration, at the initial stage of pump operation, the opening of the fluid pressure passage 51 communicates only with the drain fluid chamber 46 via the annular groove 53 and the slit 54. When the spool pressure (introduced pump chamber pressure) rises and the spool 41 (land portion 41b) moves to the right in the figure, the fluid pressure passage 51 begins to communicate with the high pressure fluid chamber 47. As a result, a flow of hydraulic oil is generated from the high pressure fluid chamber 47 to the drain fluid chamber 46 via the fluid pressure passage 51, and the pressure of the first fluid chamber 32 communicating with the fluid pressure passage 51 is the same as that of the high pressure fluid chamber 47. Meter-in control is performed in accordance with the opening degree with the fluid pressure passage 51.
[0022]
With the above configuration, when the variable displacement vane pump shown in FIGS. 6 to 8 is operated, the spool 41 of the control valve 40 is moved by the return spring 44 in the initial stage of the pump operation (while the pump speed is low). Since the control valve 40 is pushed back to the left side in FIG. 6 and does not guide the high pressure to the first fluid pressure chamber 32, the cam ring 5 is kept at the maximum eccentric position, and the discharge flow rate from the discharge port 18 is determined by the pump rotational speed. As it rises, it goes up quickly.
[0023]
On the other hand, when the pump rotation speed further increases and the pump discharge flow rate increases, the pressure difference between the upstream and downstream sides of the variable orifice 25 increases, so that the pressure in the high pressure fluid chamber 47 and the pressure in the low pressure fluid chamber 45 are increased. The return spring 44 is gradually compressed by the pressure difference between the spool 41 and the spool 41 is pushed back to the right in FIG. 6, and the control valve 40 is switched. As a result, the pressure of the discharge-side pump chamber 12 is introduced into the first fluid pressure chamber 32 from the opening area formed at the end of the fluid pressure passage 51 by the movement of the land portion 41 b, and the pressure downstream of the variable orifice 25. (The pressure in which the pressure in the pump chamber 12 is reduced by the variable orifice 25) is greater than the pressure in the second fluid pressure chamber 31 into which the pressure is introduced. For this reason, the cam ring 5 reaches the point where the acting force F1 from the first fluid pressure chamber 32 balances with the sum (F2 + Fs) of the acting force F2 from the second fluid pressure chamber 32 and the spring force Fs of the spring 22. Pushed back, and the amount of eccentricity becomes small contrary to the pump speed. Therefore, the pump discharge flow rate from the discharge port 18 (the product of the discharge flow rate from the discharge-side pump chamber 12 and the pump rotation speed for one rotation of the pump) increases when the pump rotation speed rises to a certain level. It will be kept constant with respect to the rise.
[0024]
When the pump rotational speed is further increased after the pump discharge flow rate is stabilized in this way, the opening area of the variable orifice 25 is gradually narrowed by the proximal end edge 21b of the control plunger 21. As a result, the amount of hydraulic oil supplied to the discharge port 18 through the variable orifice 25 itself is limited, and the degree of pressure reduction by the variable orifice 25 increases, and the second fluid pressure chamber based on this reduced fluid pressure. As a result of the action force F2 of 31 being further reduced, a flow rate characteristic is obtained in which the pump discharge flow rate further decreases as the pump rotational speed increases.
[0025]
[Problems to be solved by the invention]
However, in such a conventional variable displacement vane pump, the supply pressure of the discharge port 18 (pressure downstream of the variable orifice 25) is passed through the throttle 29 in the second fluid pressure chamber 31 (second fluid pressure chamber). Therefore, if the supply pressure (load pressure) of the pump is not stabilized due to fine fluctuations in the load to the power steering device, the pressure in the second fluid pressure chamber 31 is unstable. turn into. For this reason, the operation of the cam ring 5 is not stable, and as a result, the pump discharge flow rate becomes unstable.
[0026]
Further, when the cam ring 5 is eccentric, the high-pressure concave grooves 13A and 13B are arranged so as to be biased around the cam ring 5 toward the second fluid pressure chamber 31 in order to obtain the precompression action of the pump chamber 12. Therefore, the hydraulic pressure of the pump chamber 12 communicating with the high-pressure grooves 13A and 13B acts as a whole so as to have a component force in a direction to push the cam ring 5 toward the second fluid pressure chamber 31 (right side in FIG. 6). To do. For this reason, especially when the load on the pump increases and the pressure in the discharge-side pump chamber 12 increases, the component force that pushes the cam ring 5 toward the second fluid pressure chamber 31 is the spring in the control plunger 21. Since the force against the spring force 22 cannot be ignored, the cam ring 5 may perform an unnecessary operation of being pushed out to the second fluid pressure chamber 31 side.
[0027]
The present invention has been made paying attention to such problems, and in a variable displacement vane pump in which the pump discharge flow rate is variable by changing the eccentric amount of the cam ring, the cam ring operates even when the load changes. It aims at providing what can be stabilized.
[0028]
[Means for Solving the Problems]
In the first invention, a cam ring housed in a housing so as to be eccentric with respect to the drive shaft, a rotor housed inside the cam ring and rotating integrally with the drive shaft, and an outer periphery of the rotor are provided so as to be extendable and contractible. A plurality of vanes and a plurality of pump chambers defined between the vanes, and a discharge-side pump chamber and a discharge port for supplying the working fluid from the discharge-side pump chamber to an external hydraulic device. The first fluid pressure chamber is provided with a variable orifice in between, formed with first and second fluid pressure chambers on both sides of the outer periphery of the cam ring, and biasing the cam ring in a direction of increasing eccentricity. While the eccentric amount of the cam ring is reduced by expanding the chamber, the eccentric amount of the cam ring is increased by expanding the second fluid pressure chamber, thereby making it possible to vary the pump discharge flow rate. In the engine pump, a control plunger that follows the operation of the cam ring and narrows the opening area of the variable orifice when the eccentric amount of the cam ring decreases below a predetermined amount is placed on the second fluid pressure chamber side on the outer periphery of the cam ring. A working fluid downstream of the variable orifice is guided to the discharge port through a hollow portion formed in the control plunger, the spring means is accommodated in the hollow portion, and the discharge side is provided in the second fluid pressure chamber. A pressure introduction hole for introducing the pressure of the pump chamber is provided, and when the pump discharge flow rate exceeds a predetermined amount, the pressure upstream of the variable orifice is introduced into the first fluid pressure chamber, and the second fluid A control valve that switches to connect the pressure chamber to the drain side while controlling the pressure was provided.
[0029]
In the second invention, the control valve is displaced by a balance between the acting force due to the pressure difference upstream and downstream of the variable orifice and the spring force by the return spring, and when the control valve is displaced by a predetermined amount or more, the first fluid The pressure upstream of the variable orifice is introduced into the pressure chamber, and the second fluid pressure chamber is connected to the drain side while controlling the pressure.
[0030]
In the third invention, the pressure introducing hole is formed independently of a fluid passage that connects the discharge side pump chamber to the variable orifice.
[0031]
In the fourth invention, the pressure introducing hole is formed in a side plate between the high pressure chamber formed adjacent to the discharge side pump chamber and into which the pressure of the discharge side pump chamber is introduced, and the second fluid pressure chamber. It is a fixed orifice formed.
[0032]
In the fifth invention, the first and second fluid pressure chambers are defined between the cam ring and an adapter ring disposed on the outer periphery of the cam ring, and in a fitting hole formed in the adapter ring. A feedback pin that fits without gap is provided, and one end of this feedback pin is brought into contact with the outer periphery of the cam ring from the second fluid pressure chamber side, while the other end of the feedback pin is brought into contact with the control plunger. .
[0033]
In a sixth invention, the spring means is a spring that presses the cam ring via the control plunger.
[0034]
In a seventh aspect of the invention, the control valve can switch the opening area between the second fluid pressure chamber and the drain side in a stepwise manner.
[0035]
Operation and effect of the invention
In the first to fourth aspects of the invention, in the initial stage of the pump operation, the cam ring is held at the maximum eccentric position by the spring force of the spring means and the action force from the second fluid pressure chamber into which the pressure upstream of the variable orifice is introduced. The pump discharge flow rate of the variable displacement vane pump increases as the pump speed increases. When the pump discharge flow rate exceeds a predetermined amount, the control valve is switched, and the second fluid pressure chamber communicates with the drain side while being controlled in flow rate (meter-out control) by the control valve. Pressure upstream of the variable orifice is introduced. For example, in the case of the control valve of the second invention, the pressure difference between the upstream and downstream of the variable orifice increases as the pump discharge flow rate (flow rate passing through the variable orifice) increases, and the displacement corresponding to the increase in this pressure difference. (For example, switching displacement of the spool) is performed. When the displacement amount exceeds a predetermined amount, the second fluid pressure chamber communicates with the drain side while controlling the pressure by the communication opening area due to displacement of the spool, for example. The pressure upstream of the variable orifice is introduced into the fluid pressure chamber. As a result, the pressure upstream of the variable orifice is introduced into the first fluid pressure chamber, while the pressure in the second fluid pressure chamber is a value that is smaller by the amount of hydraulic oil flowing to the drain side via the control valve. Therefore, the cam ring has a small amount of eccentricity until the reaction force based on the differential pressure between the first and second fluid pressure chambers and the spring force by the spring means are balanced. As a result, the pump discharge flow rate (unit discharge flow rate) for each rotation of the pump is reduced, and the pump discharge flow rate (unit discharge flow rate × pump rotation speed) is controlled to a stable state (for example, a constant value). Also, the cam ring operation is fed back to the control plunger, and when the eccentric amount of the cam ring decreases below a predetermined amount, the opening area of the variable orifice is narrowed by the control plunger. A flow rate characteristic in which the flow rate is further reduced can be obtained.
[0036]
Thus, the pump discharge flow rate (the eccentric amount of the cam ring) is controlled. In this case, the pressure upstream of the variable orifice is introduced into the first fluid pressure chamber, and the discharge side pump chamber is placed in the second fluid pressure chamber. (In particular, in the third and fourth aspects, the pressure introduction hole is formed independently of the fluid passage connecting the discharge-side pump chamber to the variable orifice. Therefore, even if there is an unstable fine fluctuation such as pulsation in the pump supply pressure (load pressure at the discharge port), this fluctuation is damped by the variable orifice, so the first and second fluids The pressure in the pressure chamber does not fluctuate unstably. Therefore, the operation of the cam ring is stabilized, and as a result, the pump discharge flow rate characteristic is stabilized.
[0037]
In addition, since the pressure of the second fluid pressure chamber is metered out by the control valve, the second fluid pressure chamber, the drain side, and the like are controlled against fluctuations in the direction in which the cam ring compresses the second fluid pressure chamber. This communication opening area acts as a damping orifice. Therefore, a resistance force against the operation of the cam ring in the direction of compressing the second fluid pressure chamber is obtained, and the operation of the cam ring is stably maintained. Therefore, if the load increases, the pressure in the pump chamber suddenly increases, and the pressure in the pump chamber acts as a force that pushes the cam ring in the direction in which the second fluid pressure chamber is compressed (in the direction in which the pump discharge amount decreases). Even if this exceeds the spring force of the spring means, the fluid pressure in the second fluid pressure chamber acts against the outer periphery of the cam ring to hold the cam ring, so that the cam ring operates rapidly and unstablely ( (Unnecessary operation)
[0038]
In the fifth and sixth inventions, the feedback pin is fitted in the fitting hole of the adapter ring that defines the second fluid pressure chamber without any gap, and the control plunger is configured to operate the cam ring via the feedback pin. Receives feedback and exerts spring force on the cam ring. Accordingly, the control plunger side (downstream side of the variable orifice) and the second fluid pressure chamber are hydraulically separated, and the pressure control of the second fluid pressure chamber is performed by the communication between the second fluid pressure chamber and the drain side by the control valve. It can be performed precisely according to the opening area.
[0039]
In the seventh invention, since the communication opening area between the second fluid pressure chamber and the drain side is changed stepwise, the pressure of the second fluid pressure chamber changes stepwise to an appropriate pressure, and the cam ring 5 Performs a stable operation that is not abrupt, and the pump discharge flow rate changes gradually with desired fluctuation characteristics.
[0040]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
[0041]
1 to 3 show a variable displacement vane pump according to an embodiment of the present invention. The basic configuration of the variable displacement vane pump shown in FIGS. 1 to 3 is the same as that shown in FIGS. Therefore, in the following description of the present embodiment, the description of the same configuration as the variable displacement vane pump shown in FIGS. 6 to 8 is omitted, and the difference from the variable displacement vane pump shown in FIGS. The description will focus on the configuration to be performed. 1 to 3 show a cross-sectional view of the vane pump and a cross-sectional view of the control valve 40 corresponding to FIGS. 6 to 8, respectively, and common (same function) configurations are denoted by the same reference numerals. write.
[0042]
As shown in FIG. 1, in the variable displacement vane pump of the present embodiment, the control plunger 21 is not passed through the through hole 3 a of the adapter ring 3. A feedback pin 61 fitted into the through hole 3 a is provided, and the tip of the control plunger 21 is brought into contact with the base end of the feedback pin 61, and the tip of the feedback pin 61 is brought into contact with the outer periphery of the cam ring 5. Yes. Thereby, the spring force of the spring 22 in the control plunger 21 acts on the cam ring 5 via the feedback pin 61, and the operation of the cam ring 5 is transmitted to the control plunger 21 via the feedback pin 61.
[0043]
In this case, the outer diameter of the feedback pin 61 is made equal to the diameter of the through hole 3a with high fitting accuracy so that no hydraulic oil leaks between the feedback pin 61 and the through hole 3a. Thereby, the second fluid pressure chamber (second fluid pressure chamber) 31 is not directly communicated with the fluid chamber 27 (downstream of the variable orifice 25). The variable orifice 25 in FIG. 1 is different in shape from that in FIG. 6, but is functionally exactly the same.
[0044]
The second fluid pressure chamber 31 communicates with the high pressure chamber 16 through a pressure introduction hole 62 that is a fixed orifice formed in the side plate 2. The pressure introduction hole 62 is provided independently of the fluid passage 36 connecting the high pressure chamber 16 and the variable orifice 25, and the second fluid pressure chamber 31 has a pressure (discharge-side pump chamber) in the high pressure chamber 16. 12 pressure) is introduced directly.
[0045]
Further, the second fluid pressure chamber 31 communicates with the annular port 64 of the control valve 40 via the communication path 63. The annular port 64 is opened and closed by the land portion 41a of the control valve 40, and is closed or communicated with the drain fluid chamber 46 according to the sliding position of the land portion 41a. In this case, a plurality of notches 65 are cut at the end of the land portion 41a on the drain fluid chamber 46 side, and the annular port 64 and the drain fluid chamber 46 communicate with each other while the flow rate is controlled through the opening of the notch 65. To do. The opening area of the notch 65 gradually increases as the land portion 41a moves to the annular port 64 side.
[0046]
With such a configuration, while the pressure in the discharge-side pump chamber 12 is small at the initial stage of pump operation, the spool 41 of the control valve 40 is pushed back until the end abuts against the plug 43 (spool movement amount = 0). ) Since the land portion 41a closes the annular port 64, the pressure of the second fluid pressure chamber 31 is the same as the pressure of the discharge-side pump chamber 12 (pressure of the high-pressure chamber 16). Further, since the spool movement amount of the control valve 40 is 0, the first fluid pressure chamber 32 is disconnected from the high pressure chamber 16 side by the land portion 41b of the control valve 40, and the land portion 41b While slightly communicating with the drain fluid chamber 46 via the annular groove 53 and the slit 54, the hydraulic oil from the second fluid pressure chamber 31 flows around the pin 4 and through the gaps on both side surfaces of the cam ring 5. Yes. As a result, the pressure P of the first fluid pressure chamber 32 opposite to the control plunger 21 is obtained. ₁ Is the pressure P of the second fluid pressure chamber 31 on the control plunger 21 side. ₂ Since the cam ring 5 is maintained at a slightly lower pressure than the maximum pressure, the cam ring 5 has a maximum force due to the acting force (F2-F1) based on the differential pressure between the fluid pressure chambers 31 and 32 and the spring force of the spring 22 in the control plunger 21. It is pressed to the eccentric position side (left side in FIG. 1).
[0047]
On the other hand, as the pump rotation speed increases, the pump discharge flow rate (flow rate passing through the variable orifice 25) increases, and as a result, the pressure difference before and after the variable orifice 25 (the high pressure in which the pressure upstream of the variable orifice 25 is introduced). Since the pressure difference between the fluid chamber 47 and the low-pressure fluid chamber 45 into which the pressure downstream of the variable orifice 25 is introduced), the spool 41 moves.
[0048]
In this way, the spool 41 has a predetermined amount d. ₁ When moved (for example, about 0.7 mm), the notch 65 starts to communicate with the communication passage 63, and at the same time, the fluid pressure passage 51 communicates with the high-pressure fluid chamber 47 by the movement of the land portion 41b. As a result, the hydraulic oil in the second fluid pressure chamber 31 is relieved according to the opening area of the notch 65, and the pressure in the second fluid pressure chamber 31 is metered out according to the opening of the notch 65. Further, the pressure of the high pressure chamber 16 is introduced into the first fluid pressure chamber 32 from the opening area formed at the end of the fluid pressure passage 51 by the movement of the land portion 41b, and the pressure of the first fluid pressure chamber 32 is Meter-in control is performed according to the opening area of the end of the fluid pressure passage 51.
[0049]
In this case, the control valve 40 (notch 65, communication path 63, land portion 41 b, fluid pressure path 51) is controlled by the pressure P of the second fluid pressure chamber 31. ₂ Is the pressure P of the first fluid pressure chamber 32 ₁ It is designed to be controlled to a smaller value. FIG. 4 shows the pressure P of the first fluid pressure chamber 32. ₁ And the pressure P of the second fluid pressure chamber 31 ₂ Is a conceptual diagram showing the relative relationship in relation to the amount of movement of the spool 41.
[0050]
By controlling the pressures of both the fluid pressure chambers 31 and 32, the pressure P of the first fluid pressure chamber 32 is controlled. ₁ Is the pressure P of the second fluid pressure chamber 31 ₂ Is greater than the sum (F2 + Fs) of the acting force F2 from the second fluid pressure chamber 32 and the spring force Fs of the spring 22 from the first fluid pressure chamber 32 to the cam ring 5. Until then, the amount of eccentricity of the cam ring 5 decreases. As a result, the discharge flow rate (unit discharge flow rate) for each rotation of the pump decreases. Note that the spool 41 of the control valve 40 is configured so that the force acting on the spool 41 based on the differential pressure between the pressure in the high-pressure fluid chamber 47 and the pressure in the low-pressure fluid chamber (the differential pressure before and after the variable orifice 25) is the spring force of the spring 44. The maximum amount of spool movement d until it balances with ₂ It will move and stop.
[0051]
Thus, in the control of the amount of eccentricity of the cam ring 5 of the present embodiment, the hydraulic pressure of the high pressure chamber 16 is introduced into the second fluid pressure chamber 31 via the pressure introduction hole (fixed orifice) 62, and the control is performed. Meter-out control is performed according to the opening degree of communication between the second fluid pressure chamber and the drain side by the valve 40. Therefore, even if there is a fine fluctuation such as pulsation in the supply pressure (pressure downstream of the variable orifice 25) due to the fluctuation of the load, the pressure fluctuation is damped by the variable orifice 25 and the pressure introduction hole 62. There is no fine variation in the pressure of the second fluid pressure chamber 31 (the pressure in which the pressure of the high pressure chamber 16 is introduced through the pressure introducing hole 62). Therefore, the operation of the cam ring 5 is stabilized, and as a result, the pump discharge flow rate characteristic is stabilized.
[0052]
Further, since the pressure in the second fluid pressure chamber 31 is meter-out controlled by the opening area of the notch 65 of the control valve spool 41, the second fluid pressure chamber 31 is caused by the internal pressure of the discharge side pump chamber 12. A damping action by the notch 65 acts on the operation of the cam ring 5 that attempts to compress the chamber 31. Therefore, the force acting on the cam ring 5 so as to compress the second fluid pressure chamber 31 can be counteracted, and the eccentric operation of the cam ring 5 is stabilized. That is, as a result of a sudden increase in the load on the power steering device and a sudden increase in the pump supply pressure (load pressure), the force by which the discharge-side pump chamber 12 pushes the cam ring 5 toward the second fluid pressure chamber 31 is controlled. Even when the cam ring 5 is greatly increased so as to counteract the spring force of the spring 22 in the plunger 21, the cam ring 5 performs an unstable and rapid operation in the direction of compressing the second fluid pressure chamber 31. There is no end.
[0053]
Next, the overall operation will be described.
[0054]
In the stop state of the variable displacement vane pump, the cam ring 5 is biased by the control plunger 21 (spring 22) and is at a position eccentric to the maximum at the first fluid pressure chamber 32 side, as shown in FIG. When the vane pump is operated from this state, hydraulic oil is discharged from the pump chamber 12 to the high pressure chamber 16 as the rotor 6 rotates. The hydraulic pressure in the high-pressure chamber 16 (pressure in the discharge-side pump chamber 12) is reduced through the fluid passage 36 and the variable orifice 25 formed in the housing 1 and supplied to the inside of the plunger hollow portion 21a. 27 and the communication passage 28 are supplied from the discharge port 18 to an external hydraulic device. The hydraulic pressure in the high pressure chamber 16 is also introduced into the high pressure fluid chamber 47 of the control valve 40 via the fluid pressure passage 59.
[0055]
In this case, in the initial stage of the pump operation, the spool 41 of the control valve 40 is pushed back to the plug 43 side by the spring force of the spring 46. For this reason, the annular port 64 of the control valve 40 is closed by the land portion 41a, and the fluid pressure passage 51 is closed by the land portion 41b. Therefore, the pressure P of the second fluid pressure chamber 31 ₂ Is substantially equal to the pressure in the discharge-side pump chamber 12, and the pressure P in the first fluid pressure chamber 32 is ₁ The cam ring 5 is held at a position that is eccentrically maximized on the first fluid pressure chamber 32 side, and the pump discharge amount from the discharge port 18 is indicated by a region A in the graph indicated by a solid line in FIG. In this way, it rises promptly in proportion to the pump speed.
[0056]
As the pump speed increases and the discharge pressure to the high pressure chamber 16 increases, the differential pressure across the variable orifice 25 increases accordingly, and the pressure in the high pressure fluid chamber 47 of the control valve 40 and the low pressure fluid chamber 45 are increased. The differential pressure of the pressure increases. As a result, the spool 41 of the control valve 40 resists the spring force of the return spring 44 and the reaction force from the low pressure fluid chamber 45 in the direction of expanding the high pressure fluid chamber 47 (right direction in FIGS. 1 and 3). Moving. And the spool movement amount is d ₁ Then, the notch 65 of the land portion 41a starts to overlap the communication path 63, and the pressure P of the second fluid pressure chamber 31 is ₂ Is started to be metered out in accordance with the opening of the notch 65, while the land portion 41b moves beyond the opening of the fluid pressure passage 51, and the pressure P of the first fluid pressure chamber 32 is increased. ₁ Is meter-in controlled according to the opening area of the fluid pressure passage 51.
[0057]
By this control, the pressure P of the first fluid pressure chamber 32 is ₁ Is the pressure P of the second fluid pressure chamber 31 ₂ Exceeds the pressure P of the first fluid pressure chamber 32, the cam ring 5 ₁ The reaction force F1 based on the pressure P2 in the second fluid pressure chamber 31 ₂ Until it is balanced with the sum (F2 + Fs) of F2 based on the above and the spring force Fs by the spring 22, it is pushed back to the control plunger 21 side, and the amount of eccentricity decreases. When the eccentric amount of the cam ring 5 is reduced in this way, the amount of change in the volume of the pump chamber 12 accompanying the rotation of the pump is reduced, and accordingly, the amount of change in the volume of the pump chamber 12 is proportional to the amount of change in the pump chamber 12. The pump discharge flow rate (unit discharge flow rate) becomes small.
[0058]
In this way, the pump unit discharge flow rate decreases reciprocally as the pump rotation speed increases, and the pump discharge amount (product of the unit discharge flow rate and the pump rotation speed) is represented by the solid line in FIG. As shown in the region B, it is kept constant as the pump speed increases. Note that the maximum pump discharge amount in this region B can be variously changed depending on the relative relationship between the land portion 41a (notch 65) of the control valve 40 and the communication passage 63 and the relative relationship between the land portion 41b and the fluid pressure passage 51. Can do.
[0059]
When the pump flow rate is further increased after the discharge flow rate is stabilized as in the region B of FIG. 5, the variable orifice 25 is gradually closed by the proximal end edge 21 b of the control plunger 21 that moves backward, and the variable orifice 25 passes through the variable orifice 25. The supply hydraulic fluid flow of the is decreasing. Further, as the opening area of the variable orifice 25 is reduced, the differential pressure before and after the variable orifice 25 is further increased, and the amount of eccentricity of the cam ring 5 is further smaller than that in the region B. The effect of the reduction of the opening area of the variable orifice 25 and the reduction of the eccentric amount of the cam ring 5 is combined, and as shown in the region C of the solid line graph of FIG. The characteristic that the discharge flow rate decreases is obtained.
[0060]
Note that the pump discharge flow rate lowering characteristic with respect to the pump rotational speed (gradient characteristic in region C in FIG. 5) is determined by the shape of the control valve 40, the spring characteristic of the spring 22, the shape of the variable orifice 25, the opening position, and the like. FIG. 5 is a graph showing the drooping characteristics shown in the solid line graph of FIG. 5 by a one-dot chain line or a two-dot chain line by changing the control valve 40, the spring 22, and the shape or opening position of the variable orifice 25, for example. It can be freely adjusted, such as changing to the drooping characteristics of In this case, the spring 22 is accommodated inside the plunger hollow portion 21a of the control plunger 21, and the spring 22 and the variable orifice 25 are integrated into a unit of the plug 20 (a unit comprising the plug 20, the control plunger 21, the spring 22 and the like). Since the configuration is included, the characteristic change of the pump discharge flow rate with respect to the pump rotation speed can be performed very easily and at a low cost without changing other pump parts by replacing the unit.
[0061]
As described above, in the variable displacement vane pump according to the present embodiment, the discharge flow rate characteristic in which the pump discharge flow rate automatically decreases as the pump rotation speed increases is obtained. When the vane pump is applied to a power steering device, the pump discharge flow rate can be reduced and the hydraulic assist force from the power steering device can be reduced when the vehicle is traveling at high speed where the pump speed (engine speed) is high. Therefore, when the vehicle is traveling at high speed, the steering is not unstable, and energy loss due to unnecessary supply of hydraulic oil and an increase in hydraulic oil temperature can be prevented.
[0062]
Further, since the pressure of the discharge-side pump chamber 12 (pressure of the high-pressure chamber 16) is guided to the second fluid pressure chamber 31 through the pressure introduction hole 62, the meter-out control is performed. Even if there is an unstable fluctuation (pulsation) of the supply pressure (pressure downstream of the variable orifice 25) due to a fine fluctuation of the load on the steering device, this fluctuation is damped by the variable orifice 25 and the pressure introduction hole 62, The influence on the pressure of the second fluid pressure chamber 31 is small. Therefore, the eccentric operation of the cam ring 5 is stabilized, and consequently the pump discharge flow rate characteristic is stabilized.
[0063]
Further, the opening of the notch 65 portion of the control valve 40 that releases the hydraulic oil from the second fluid pressure chamber 31 to the drain side acts as a damping orifice, so that the force acting in the direction in which the second fluid pressure chamber 31 is compressed. Therefore, the eccentric operation of the cam ring 5 is stabilized. Therefore, the load on the power steering device is increased, and the force that pushes the cam ring 5 based on the hydraulic pressure of the discharge-side pump chamber 12 toward the second fluid pressure chamber 31 exceeds the spring force of the spring 22 in the control plunger 21. Even if it acts, the cam ring 5 does not perform an abrupt operation toward the second fluid pressure chamber 31 (an operation that rapidly compresses the second fluid pressure chamber 31). Accordingly, the eccentric operation of the cam ring 5 is stabilized, and as a result, the pump discharge flow rate characteristic is stabilized.
[0064]
In the above embodiment, a plurality of notches 65 are formed in the land portion 41 a of the spool 41 of the control valve 40, and the opening degree of these notches 65 gradually increases depending on the sliding position of the spool 41. However, the present invention is not limited to such a configuration, and the communication means between the second fluid pressure chamber 31 and the drain fluid chamber 46 may have any configuration. For example, a chamfer may be formed instead of the notch 65, or the end of the land portion 41a on the drain fluid chamber 46 side may be chamfered.
[0065]
In the above embodiment, the pressure introducing hole (fixed orifice) 62 to the second fluid pressure chamber 31 is formed in the side plate 2, but the present invention is not limited to such a form. For example, the introduction hole 62 may be formed in the cover 7.
[0066]
In the above embodiment, the variable orifice 25 is opened and closed by the proximal end edge 21b of the control plunger 20, but the present invention is not limited to such a form. A perforation may be formed on the side surface so as to overlap the variable orifice 25, and a portion where the variable orifice 25 overlaps the perforation may be an opening area of the variable orifice 25.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a sectional view of the same.
FIG. 3 is a cross-sectional view showing a part of the control valve.
FIG. 4 shows the pressure P of the first fluid pressure chamber with respect to the amount of spool movement when no load is applied. ₁ , Pressure P of the second fluid pressure chamber ₂ It is a characteristic view which shows the correlation of these.
FIG. 5 is a characteristic diagram showing the relationship between pump speed and pump discharge flow rate.
FIG. 6 is a cross-sectional view showing a conventional variable displacement vane pump.
FIG. 7 is a sectional view of the same.
FIG. 8 is a cross-sectional view showing a part of the control valve.
[Explanation of symbols]
1 Housing
4 pin
5 Cam ring
6 Rotor
8 Drive shaft
11 Vane
12 Pump room
18 Discharge port
19 Suction port
20 plugs
20a Cylinder hole
21 Control plunger
21a Plunger hollow part
21b Plunger proximal edge
22 Spring
25 Variable orifice
31 Second fluid pressure chamber
32 First fluid pressure chamber
40 Control valve
41 spool
42 cylinders
44 Return spring
45 Low pressure fluid chamber
46 Drain fluid chamber
47 High-pressure fluid chamber
61 Feedback pin
62 Pressure inlet (fixed orifice)
63 communication path
64 annular port
65 notches

Claims

A cam ring housed in a housing so as to be eccentric with respect to the drive shaft;
A rotor housed inside the cam ring and rotating integrally with the drive shaft;
A plurality of vanes provided on the outer periphery of the rotor to be extendable and retractable;
A plurality of pump chambers defined between these vanes,
A variable orifice is provided between the discharge side pump chamber and a discharge port for supplying the working fluid from the discharge side pump chamber to an external hydraulic device,
Forming first and second fluid pressure chambers on both sides of the outer periphery of the cam ring;
Spring means for urging the cam ring in a direction of increasing eccentricity;
A variable displacement vane pump having a variable pump discharge flow rate by reducing the amount of eccentricity of the cam ring by expanding the first fluid pressure chamber and increasing the amount of eccentricity of the cam ring by expanding the second fluid pressure chamber. In
A control plunger that follows the operation of the cam ring and narrows the opening area of the variable orifice when the amount of eccentricity of the cam ring decreases below a predetermined amount is provided on the second fluid pressure chamber side on the outer periphery of the cam ring,
While guiding the working fluid downstream of the variable orifice to the discharge port through a hollow portion formed in the control plunger,
Accommodating the spring means in the hollow portion;
A pressure introduction hole for introducing the pressure of the discharge-side pump chamber into the second fluid pressure chamber;
When the pump discharge flow rate exceeds a predetermined amount, the pressure upstream of the variable orifice is introduced into the first fluid pressure chamber, and the second fluid pressure chamber is connected to the drain side while controlling the pressure. A variable displacement vane pump comprising a control valve for switching to

The control valve is displaced by the balance between the acting force due to the pressure difference between the upstream and downstream of the variable orifice and the spring force by the return spring. 2. The variable displacement vane pump according to claim 1, wherein the second fluid pressure chamber is connected to the drain side while controlling the pressure while introducing the pressure on the side.

3. The variable displacement vane pump according to claim 1, wherein the pressure introducing hole is formed independently of a fluid passage connecting the discharge-side pump chamber to the variable orifice.

The pressure introducing hole is a fixed orifice formed in a side plate between the high pressure chamber formed adjacent to the discharge side pump chamber and into which the pressure of the discharge side pump chamber is introduced, and the second fluid pressure chamber. The variable displacement vane pump according to claim 3, wherein the variable displacement vane pump is provided.

The first and second fluid pressure chambers are defined between the cam ring and an adapter ring disposed on the outer periphery of the cam ring, and are fed back into a fitting hole formed in the adapter ring without a gap. A pin is provided, and one end of the feedback pin is brought into contact with the outer periphery of the cam ring from the second fluid pressure chamber side, and the other end of the feedback pin is brought into contact with the control plunger. The variable displacement vane pump according to any one of claims 1 to 4.

6. The variable displacement vane pump according to claim 5, wherein the spring means is a spring that presses the cam ring via the control plunger.

The variable according to any one of claims 1 to 6, wherein the control valve is capable of switching an opening area between the second fluid pressure chamber and the drain side in a stepwise manner. Capacity type vane pump.