JP3746388B2

JP3746388B2 - Variable displacement vane pump

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Publication number: JP3746388B2
Application number: JP34676098A
Authority: JP
Inventors: 真澄林; 良一長坂
Original assignee: KYB Corp
Current assignee: KYB Corp
Priority date: 1998-12-07
Filing date: 1998-12-07
Publication date: 2006-02-15
Anticipated expiration: 2018-12-07
Also published as: JP2000170667A

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。
【０００３】
図３〜図５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３、図４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４に示すように駆動軸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。
【００１３】
このように制御プランジャ２１の中空部２１ａ内にスプリング２２を収容する構成を採ることにより、可変容量ポンプの小型化を図ることができる。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。
【００１４】
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。
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
詳しく説明すると、図５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。
【００２３】
以上のような構成により、図３〜図５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３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。
【００２４】
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３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、ポンプの単位吐出量（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）は減少する。
【００２５】
また、このカムリング５の動作に追従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の開口面積は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はさらに小さくなる。
【００２６】
このようにして図３〜図５に示した可変容量型ベーンポンプの吐出流量（単位吐出流量とポンプ回転数との積）は、図６に示すように、所定のポンプ回転数に至るまではポンプ回転数の上昇に対して速やかに上昇する一方、この所定のポンプ回転数を超えると、カムリング５の偏心の減少と可変オリフィス２５の開口面積の減少の相乗効果で減少して行く特性となる。そして、この可変容量型ベーンポンプをパワーステアリング装置に備えた場合には、車両の低速走行中は、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できる。
【００２７】
【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、吐出ポート１８からのポンプ吐出流量は、総て可変オリフィス２５を通じて供給されるようになっていたので、パワーステアリング装置にとって最適な特性を得るのが容易でなかった。すなわち、パワーステアリング装置においては、高速走行時（ポンプの高速回転領域）ではポンプ回転数に対するポンプ吐出流量を安定させ、パワーステアリング装置のアシスト力を安定させることが好ましい。しかし、上記のようなポンプの構成では、可変オリフィス２５の開口面積はカムリング５の偏心減少とともに狭められて行くので、ポンプが高速回転領域となってもポンプ吐出流量はポンプ回転数の上昇とともに右肩下がりで減少して行く特性となってしまう。そして、このような減少し続ける流量特性を、高速回転領域で安定するように、可変オリフィス２５の形状の設定で調節するのは容易でなかった。
【００２８】
本発明は、このような問題点に着目してなされたもので、カムリングの動作に追従する制御プランジャにより吐出側の可変オリフィスの開口面積を調節し、流量特性を制御する可変容量型ベーンポンプにおいて、ポンプの高速回転領域においてポンプ回転数に対してポンプ吐出流量が安定する流量特性を容易に得ることができるものを提供することを目的とする。
【００２９】
【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、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、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設け、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の流体圧力室側に配設し、前記制御プランジャに中空部を形成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、この中空部内にバネ手段を収容し、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、前記吐出側ポンプ室と吐出ポートとの間に前記可変オリフィスと並列に設けられる固定オリフィスと、前記第２の流体圧力室に前記可変オリフィスおよび固定オリフィスの下流側の圧力を導入する圧力導入手段と、ポンプ吐出流量が所定量以上となった場合に前記第１の流体圧力室に前記可変オリフィスおよび固定オリフィス上流側の圧力を導入する制御バルブとを備えた。
【００３０】
第２の発明では、前記制御バルブは、前記可変オリフィスおよび固定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の流体圧力室に前記可変オリフィスおよび固定オリフィス上流側の圧力を導入する。
【００３１】
第３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、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、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するとともに、前記圧力導入手段として前記アダプタリングに固定絞りを形成した。
【００３２】
【発明の作用および効果】
第１、第２の発明においては、可変容量型ベーンポンプのポンプ回転数が上昇して行くと、ポンプの低速回転領域においてはカムリングは最大偏心位置にあり、ポンプ吐出流量はポンプ回転数の上昇とともに速やかに上昇して行く。そして、ポンプ回転数が中速回転領域に達し、ポンプ吐出流量が所定流量以上となると、制御バルブが切り替わり、第１の流体圧力室には可変オリフィスおよび固定オリフィスの上流側の圧力が導入され、カムリングの偏心量は次第に小さくなって行く。またカムリングの動作に追従する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。これにより、ポンプの中速回転領域においては、ポンプ回転数の上昇とともにポンプ吐出流量は減少して行く。さらに、ポンプ回転数が高速回転領域に達すると、可変オリフィスの開口面積は小さくなるので、固定オリフィスと可変オリフィスの合計通路面積を通る流量であるポンプ吐出流量の流量特性は、固定オリフィスの設定により決めることができる。すなわち、本発明では、可変オリフィスを開閉する制御プランジャ内にバネ手段を収容してポンプの小型化を図った可変容量型ベーンポンプにおいて、高速回転領域においてポンプ吐出流量がポンプ回転数に対して一定となる（フラットな）流量特性を、固定オリフィスの設定により容易に得ることができる。したがって、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た状態で安定させることができ、パワーステアリング装置からのアシスト力を適切に制御できる。
【００３３】
第３の発明では、フィードバックピンと嵌合穴の隙間はなく、第２の流体圧力室への圧力導入は固定絞り７２のみを介してなされるので、カムリングの動きにダンピング作用を及ぼすダンピング手段としての固定絞りの設定が適確に行え、カムリングの急激な動きやハンチング動作が適切に防止できる。
【００３４】
【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。
【００３５】
図１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、本実施の形態の可変容量型ベーンポンプの基本的構成は、図３〜図５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３〜図５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３〜図５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には、図３に対応する可変容量型ベーンポンプの断面図を示し、同一の構成について同一の符号を付して示す。また、図４、図５に示した構成に関しては、本実施の形態と従来例とで全く同一であるので、本実施の形態として改めて図示することはしない。
【００３６】
図示されるように、本実施の形態の可変容量型ベーンポンプでは、流体通路３６と流体室２７の間には、固定オリフィス６１と流体通路６２からなる分岐通路が設けられる。すなわち、可変容量型ベーンポンプの吐出側には、可変オリフィス２５と固定オリフィス６１が並列に備えられる。これにより、吐出ポート１８からのポンプ吐出流量は、可変オリフィス２５を通る流量と固定オリフィス６１を通る流量の合計流量となる。
【００３７】
この場合、固定オリフィス６１は開口面積が固定であるので、固定オリフィス６１を通る流量は、可変オリフィス２５を通る流量のようにカムリング５の移動とともに絞られて行くことはなく、ポンプ吐出流量は高速回転領域でも少なくとも固定オリフィス６１を通る流量分が確保される。したがって、ポンプ吐出流量特性は、吐出側に可変オリフィス２５のみが設けられた場合の図６の流量特性（図２に破線で示す特性）のようにポンプの高速回転領域においてもポンプ回転数の上昇とともに減少し続ける特性ではなく、図２に実線で示すように、ポンプ中速回転領域ではポンプ回転数の上昇に対して速やかに減少した後、ポンプの高速回転領域ではポンプ回転数の上昇に対しても安定するような流量特性となる。そして、このポンプの高速回転領域では、可変オリフィス２５の開口面積は小さくなるので、固定オリフィス６１と可変オリフィス２５の合計通路面積を通る流量であるポンプ吐出流量の流量特性は、固定オリフィス６１の設定により容易に調整することができる。なお、図１の可変オリフィス２５は図３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。
【００３８】
また、本実施の形態の可変容量型ベーンポンプでは、アダプタリング３の貫通穴３ａに嵌合するフィードバックピン７１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７１の基端に当接させるとともに、フィードバックピン７１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７１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７１を介して制御プランジャ２１に伝達され、制御プランジャ２１の軸線とアダプタリング３の貫通穴３ａとの同芯度を考慮することなく作動性能の向上を図り得る。
【００３９】
この場合、フィードバックピン７１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７１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。そして、流体室２７（可変オリフィス２５の下流側）から第２の流体圧力室３１への油圧導入は、アダプタリング３に形成された固定絞り７２を介してなされる。したがって、制御プランジャ２１と貫通穴３ａとの間のクリアランスを絞り２９とした場合（図３参照）に比較して、第２の流体圧力室３１の圧力閉じ込み精度を高くできるので、カムリング５の動きにダンピング作用を及ぼすダンピング手段としての固定絞り７２の設定を適確に行うことができ、カムリング５の急激な動きやハンチング動作が適切に防止できる。
【００４０】
つぎに全体的な作用を説明する。
【００４１】
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の作動油は、流体通路３６から並列に分岐した可変オリフィス２５および固定オリフィス６１により減圧されて流体室２７に導かれ、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。すなわち、吐出ポート１８からのポンプ吐出流量は、可変オリフィス２５からプランジャ中空部２１ａ内部、貫通孔２６を通る流量と、固定オリフィス６１から流体通路６２を通る流量との合計流量となる。
【００４２】
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。この場合、制御バルブ４０のスプール４１は、ポンプ作動の初期（ポンプ回転数が小さい間）においては、スプリング４６のバネ力および低圧流体室４５の油圧（高圧室１６の油圧が可変オリフィス２５および固定オリフィス６１で減圧された圧力）に基づく反力により、プラグ４３側に押し戻されている。このため、ランド部４１ｂの環状溝５３は、流体通路５１の開口と重なる位置にあり、第１の流体圧力室３２の圧力は流体通路５１を介してドレンされており、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たままである。これにより、図２に示すように、ポンプの低速回転領域においては、吐出ポート１８からのポンプ吐出流量は、ポンプ回転数に比例して速やかに上昇していく。
【００４３】
このようにポンプ回転数が上昇して可変オリフィス２５および固定オリフィス６１を通過する流量が増大すると、これにしたがって可変オリフィス２５および固定オリフィス６１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の右方向）に押し戻される。この結果、ランド部４１ｂの環状溝５３は、流体通路５１の開口より図１の右側にまで移動し、流体通路５１は高圧流体室４７に連通する。
【００４４】
この制御バルブ４０の切り換えにより、それまでドレンされていた第１の流体圧力室３２は、高圧流体室４７に連通し、油圧が上昇する。これにより、カムリング５は、この第１の流体圧力室３２の油圧（可変オリフィス２５、固定オリフィス６１の上流の圧力）に基づく反力Ｆ１が、第２の流体圧力室３１の油圧（可変オリフィス２５、固定オリフィス１６の下流の圧力）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。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。さらに、このようにカムリング５の偏心量が小さくなると、カムリング５の動作に追従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が次第に閉じられて行く。これにより、可変オリフィス２５を介しての供給作動油流量が減少するとともに、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による減圧が大きくなり、第２の流体圧力室３１の油圧が下降するので、カムリング５の偏心量がさらに小さくなる。このようなカムリング５の偏心量の減少および可変オリフィス２５の開口面積の減少の効果が相俟って、ポンプの中速回転領域におけるポンプ吐出流量（単位吐出流量×ポンプ回転数）は、図２に示すように、ポンプ回転数の上昇に対して減少して行く。
【００４５】
このようにポンプ回転数が上昇すると可変オリフィス２５の開口面積は小さくなって行くが、この場合でもポンプには可変オリフィス２５と並列に固定オリフィス６１が備えられているので、固定オリフィス６１を通じての流量は確保される。そして、可変オリフィス２５の開口面積が小さく、可変オリフィス２５を通る流量が小さくなった場合には、ポンプ吐出流量は主として固定オリフィス６１を通る流量となるので、ポンプ吐出流量特性は、固定オリフィス６１により決定されることになる。したがって、固定オリフィス６１の開口面積を適切に設定することにより、図２に示すように、ポンプの高速回転領域において、ポンプ回転数の上昇に対してポンプ吐出流量が安定するような特性を容易に得ることができる。
【００４６】
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、ポンプの高速回転領域ではポンプ吐出流量が小さな値で安定するような特性を容易に得ることができるので、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た状態で一定流量に（フラットに）安定させることができ、パワーステアリング装置からの油圧アシスト力を適切に制御できる。したがって、車両の高速走行時において、ステアリングが安定し、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。
【００４７】
また、このようなポンプ吐出流量特性は、制御バルブ４０の形状、スプリング２２のバネ特性、可変オリフィス２５の形状や開口位置、および固定オリフィス６１の形状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、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。
【００４８】
さらに、制御プランジャ２１はこれとは別体のフィードバックピン７１を介してカムリング５に追従する構成となっているので、制御プランジャ２１と貫通穴３ａ間に高い同芯度を得るために加工精度や組み立て精度が要求されることはなく、制御プランジャ２１の作動性の改善および維持を容易に果たすことができるとともに、制御プランジャ２１の作動性を損なうことなく、第２の流体圧力室３１の液密性の向上を図り得る。したがって、第２の流体圧力室３１のダンピング性能を向上させることができ、カムリング５の挙動が安定化し、ひいてはポンプ吐出流量特性も安定する。
【００４９】
なお、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２１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３】従来の可変容量型ベーンポンプを示す断面図である。
【図４】同じく断面図である。
【図５】同じく制御バルブの一部を示す断面図である。
【図６】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。
【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固定オリフィス
６２流体通路
７１フィードバックピン
７２固定絞り[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an improvement in 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.
[0003]
3 to 5 show conventional examples of such variable displacement vane pumps.
[0004]
As shown in FIGS. 3 and 4, the side plate 2 and the adapter ring 3 are accommodated in a stacked state in the substantially circular accommodating recess 1 a of the housing 1 from the bottom surface (side surface of the innermost portion). 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 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.
[0013]
By adopting a configuration in which the spring 22 is accommodated in the hollow portion 21a of the control plunger 21 as described above, the variable displacement pump can be reduced in size. Even if the spring 22 is reduced in size so as to be accommodated in the plunger hollow portion 21a, the reaction force F1 of the first fluid pressure chamber 32 includes the second fluid together with the spring force F _S of the spring 22 as will be described later. Since the reaction force F2 of the pressure chamber 31 opposes, no problem occurs.
[0014]
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.
[0015]
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.
[0016]
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.
[0017]
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.
[0018]
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.
[0019]
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.
[0020]
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.
[0021]
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.
[0022]
More specifically, as shown in detail in FIG. 5, 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.
[0023]
When the variable displacement vane pump shown in FIGS. 3 to 5 is operated with the above configuration, 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. 3 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.
[0024]
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 and the spool 41 is pushed back to the right in FIG. 3, 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. Accordingly, the unit discharge amount of the pump (discharge flow rate from the discharge-side pump chamber 12 with respect to one rotation of the pump) decreases.
[0025]
Moreover, the opening area of the variable orifice 25 is gradually narrowed by the proximal end edge 21b of the control plunger 21 following the operation of the cam ring 5. 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. The acting force F2 of 31 is further reduced.
[0026]
In this way, the discharge flow rate (product of the unit discharge flow rate and the pump rotation speed) of the variable displacement vane pump shown in FIGS. 3 to 5 is the pump until the predetermined pump rotation speed is reached as shown in FIG. While the speed rapidly increases with respect to the increase in the rotational speed, when the pump speed exceeds the predetermined pump rotational speed, the characteristics are decreased due to the synergistic effect of the decrease in the eccentricity of the cam ring 5 and the decrease in the opening area of the variable orifice 25. When the variable displacement vane pump is provided in the power steering device, the pump discharge flow rate of the variable displacement vane pump quickly reaches the maximum discharge amount while the vehicle is traveling at low speed, and the power steering device has sufficient hydraulic fluid. While a stable assist force is given to steering, the pump discharge flow rate from the variable displacement vane pump decreases as the engine speed further increases. The assist power of can be prevented from becoming excessive.
[0027]
[Problems to be solved by the invention]
However, in such a conventional variable displacement vane pump, the pump discharge flow rate from the discharge port 18 is all supplied through the variable orifice 25, so that the optimum characteristics for the power steering device can be obtained. It was not easy. That is, in the power steering device, it is preferable to stabilize the pump discharge flow rate with respect to the pump rotational speed and stabilize the assist force of the power steering device during high speed traveling (high speed rotation region of the pump). However, in the pump configuration as described above, the opening area of the variable orifice 25 is narrowed as the eccentricity of the cam ring 5 decreases, so that the pump discharge flow rate increases to the right as the pump rotational speed increases even when the pump enters the high speed rotation region. It becomes the characteristic which decreases with the shoulder fall. And it is not easy to adjust such a decreasing flow rate characteristic by setting the shape of the variable orifice 25 so as to be stable in the high-speed rotation region.
[0028]
The present invention has been made paying attention to such problems, and in a variable displacement vane pump that adjusts the opening area of the discharge-side variable orifice by a control plunger that follows the operation of the cam ring, and controls the flow characteristics. An object is to provide a flow rate characteristic in which the pump discharge flow rate is stable with respect to the pump rotation speed in the high-speed rotation region of the pump.
[0029]
[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. First and second fluid pressure chambers are formed on both sides of the outer periphery of the cam ring. A variable orifice is provided between the discharge port that supplies the working fluid from the side pump chamber to an external hydraulic device, and follows the operation of the cam ring, and the variable when the eccentric amount of the cam ring decreases below a predetermined amount. A control plunger that narrows the opening area of the orifice is disposed on the second fluid pressure chamber side on the outer periphery of the cam ring, and a hollow portion is formed in the control plunger to form the variable orifice. The working fluid on the downstream side is guided to the discharge port, and spring means is accommodated in the hollow portion, and the eccentric amount of the cam ring is reduced by expanding the first fluid pressure chamber, while the second fluid pressure chamber In a variable displacement vane pump having a variable pump discharge flow rate by increasing the eccentric amount of the cam ring by enlarging, a fixed orifice provided in parallel with the variable orifice between the discharge side pump chamber and a discharge port; Pressure introducing means for introducing pressure downstream of the variable orifice and the fixed orifice into the second fluid pressure chamber; and when the pump discharge flow rate exceeds a predetermined amount, the variable orifice and And a control valve for introducing pressure upstream of the fixed orifice.
[0030]
In a second aspect of the invention, the control valve is displaced by a balance between an acting force due to a pressure difference between upstream and downstream of the variable orifice and the fixed orifice and a spring force by a return spring, and when the displacement is more than a predetermined amount, A pressure upstream of the variable orifice and the fixed orifice is introduced into the first fluid pressure chamber.
[0031]
In the third 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 there is no gap in the fitting hole formed in the adapter ring. A feedback pin to be fitted, 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, the other end of the feedback pin is brought into contact with the control plunger, and A fixed throttle was formed in the adapter ring as a pressure introducing means.
[0032]
Operation and effect of the invention
In the first and second inventions, when the pump rotational speed of the variable displacement vane pump increases, the cam ring is at the maximum eccentric position in the low speed rotational region of the pump, and the pump discharge flow rate increases with the pump rotational speed. It rises promptly. Then, when the pump rotation speed reaches the medium speed rotation region and the pump discharge flow rate is equal to or higher than the predetermined flow rate, the control valve is switched, and the pressure upstream of the variable orifice and the fixed orifice is introduced into the first fluid pressure chamber, The amount of eccentricity of the cam ring gradually decreases. The opening area of the variable orifice is narrowed by the control plunger that follows the operation of the cam ring. As a result, in the medium speed rotation region of the pump, the pump discharge flow rate decreases as the pump rotation speed increases. Furthermore, since the opening area of the variable orifice decreases when the pump speed reaches the high-speed rotation region, the flow characteristics of the pump discharge flow rate, which is the flow rate through the total passage area of the fixed orifice and variable orifice, depends on the setting of the fixed orifice. I can decide. That is, according to the present invention, in a variable displacement vane pump in which a spring means is housed in a control plunger that opens and closes a variable orifice to reduce the size of the pump, the pump discharge flow rate is constant with respect to the pump rotational speed in the high-speed rotation region. This (flat) flow characteristic can be easily obtained by setting a fixed orifice. Therefore, for example, when a variable displacement vane pump is applied to a power steering device, the pump discharge flow rate can be stabilized in a reduced state when the vehicle is traveling at a high speed where the pump rotational speed (engine rotational speed) is high. The assist force from the device can be controlled appropriately.
[0033]
In the third aspect of the invention, there is no gap between the feedback pin and the fitting hole, and the pressure is introduced into the second fluid pressure chamber only through the fixed restrictor 72. Therefore, as a damping means that exerts a damping action on the movement of the cam ring. The fixed aperture can be set accurately, and sudden movements and hunting movements of the cam ring can be prevented appropriately.
[0034]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
[0035]
FIG. 1 shows a variable displacement vane pump according to an embodiment of the present invention. Note that the basic configuration of the variable displacement vane pump of the present embodiment is the same as that shown in FIGS. Therefore, in the following description of the present embodiment, the description of the same configuration as that of the variable displacement vane pump shown in FIGS. 3 to 5 is omitted, and is different from the variable displacement vane pump shown in FIGS. The description will focus on the configuration to be performed. FIG. 1 is a sectional view of the variable displacement vane pump corresponding to FIG. 3, and the same components are denoted by the same reference numerals. 4 and FIG. 5 are exactly the same in the present embodiment and the conventional example, and therefore will not be illustrated again as the present embodiment.
[0036]
As shown in the figure, in the variable displacement vane pump of the present embodiment, a branch passage including a fixed orifice 61 and a fluid passage 62 is provided between the fluid passage 36 and the fluid chamber 27. That is, the variable orifice 25 and the fixed orifice 61 are provided in parallel on the discharge side of the variable displacement vane pump. Thereby, the pump discharge flow rate from the discharge port 18 is the total flow rate of the flow rate through the variable orifice 25 and the flow rate through the fixed orifice 61.
[0037]
In this case, since the opening area of the fixed orifice 61 is fixed, the flow rate through the fixed orifice 61 is not reduced with the movement of the cam ring 5 unlike the flow rate through the variable orifice 25, and the pump discharge flow rate is high. Even in the rotation region, at least the flow rate passing through the fixed orifice 61 is secured. Accordingly, the pump discharge flow rate characteristic is increased even in the high-speed rotation region of the pump like the flow rate characteristic of FIG. 6 (characteristic indicated by the broken line in FIG. 2) when only the variable orifice 25 is provided on the discharge side. As shown by the solid line in FIG. 2, after the pump speed decreases rapidly in the medium speed rotation region, the pump speed increases in the high speed region of the pump. However, the flow rate characteristics are stable. In the high-speed rotation region of the pump, the opening area of the variable orifice 25 is small. Therefore, the flow rate characteristic of the pump discharge flow rate that is the flow rate passing through the total passage area of the fixed orifice 61 and the variable orifice 25 is set in the fixed orifice 61. Can be easily adjusted. The variable orifice 25 in FIG. 1 is different in shape from that in FIG. 3, but is functionally exactly the same.
[0038]
In addition, the variable displacement vane pump of the present embodiment includes a feedback pin 71 that fits into the through hole 3a of the adapter ring 3, and makes the distal end of the control plunger 21 abut on the proximal end of the feedback pin 71 as well as feedback. The tip of the pin 71 is in contact with the outer periphery of the cam ring 5. As a result, the spring force of the spring 22 in the control plunger 21 acts on the cam ring 5 via the feedback pin 71, and the operation of the cam ring 5 is transmitted to the control plunger 21 via the feedback pin 71. The operating performance can be improved without considering the concentricity between the through hole 3a of the adapter ring 3.
[0039]
In this case, the outer diameter of the feedback pin 71 is made equal to the diameter of the through hole 3a with high fitting accuracy so that no hydraulic oil leaks from between the feedback pin 71 and the through hole 3a. The hydraulic pressure is introduced from the fluid chamber 27 (downstream of the variable orifice 25) to the second fluid pressure chamber 31 through a fixed throttle 72 formed in the adapter ring 3. Therefore, compared with the case where the clearance between the control plunger 21 and the through hole 3a is the restriction 29 (see FIG. 3), the pressure confinement accuracy of the second fluid pressure chamber 31 can be increased. The fixed throttle 72 as a damping means that exerts a damping action on the movement can be set accurately, and a sudden movement and hunting operation of the cam ring 5 can be appropriately prevented.
[0040]
Next, the overall operation will be described.
[0041]
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 oil in the high-pressure chamber 16 is depressurized by the variable orifice 25 and the fixed orifice 61 branched in parallel from the fluid passage 36 and guided to the fluid chamber 27, and is discharged from the discharge port 18 through the fluid chamber 27 and the communication passage 28. Supplied to hydraulic equipment. That is, the pump discharge flow rate from the discharge port 18 is the total flow rate of the flow rate from the variable orifice 25 to the inside of the plunger hollow portion 21 a and the through hole 26 and the flow rate from the fixed orifice 61 to the fluid passage 62.
[0042]
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. In this case, in the spool 41 of the control valve 40, the spring force of the spring 46 and the hydraulic pressure of the low-pressure fluid chamber 45 (the hydraulic pressure of the high-pressure chamber 16 is fixed to the variable orifice 25 and fixed in the initial stage of pump operation (while the pump speed is small). It is pushed back to the plug 43 side by a reaction force based on the pressure reduced by the orifice 61. For this reason, the annular groove 53 of the land portion 41b is positioned so as to overlap with the opening of the fluid passage 51, the pressure of the first fluid pressure chamber 32 is drained through the fluid passage 51, and the cam ring 5 is The fluid pressure chamber 32 is held at the position eccentrically maximally. As a result, as shown in FIG. 2, in the low-speed rotation region of the pump, the pump discharge flow rate from the discharge port 18 increases rapidly in proportion to the pump rotation speed.
[0043]
Thus, when the pump rotation speed increases and the flow rate passing through the variable orifice 25 and the fixed orifice 61 increases, the differential pressure across the variable orifice 25 and the fixed orifice 61 increases accordingly, and the high-pressure fluid chamber of the control valve 40 increases. The differential pressure between the pressure of 47 and the pressure of the low-pressure fluid chamber 45 increases. As a result, the spool 41 of the control valve 40 is pushed back in the direction of expanding the high-pressure fluid chamber 47 (the right direction in FIG. 1) against the spring force of the return spring 44 and the reaction force from the low-pressure fluid chamber 45. As a result, the annular groove 53 of the land portion 41 b moves from the opening of the fluid passage 51 to the right side in FIG. 1, and the fluid passage 51 communicates with the high-pressure fluid chamber 47.
[0044]
By switching the control valve 40, the first fluid pressure chamber 32 that has been drained until then communicates with the high-pressure fluid chamber 47, and the hydraulic pressure increases. As a result, the cam ring 5 has a reaction force F1 based on the oil pressure of the first fluid pressure chamber 32 (the pressure upstream of the variable orifice 25 and the fixed orifice 61), and the oil pressure of the second fluid pressure chamber 31 (the variable orifice 25). The pressure is pushed back to the control plunger 21 until it balances with the sum (F2 + Fs) of F2 based on the pressure downstream of the fixed orifice 16 and the spring force Fs of the spring 22 (F2 + Fs). When the amount of eccentricity of the cam ring 5 decreases, the amount of change in the volume of the pump chamber 12 accompanying the pump rotation decreases, and accordingly, the pump discharge flow rate for one rotation of the pump proportional to the amount of change in the volume of the pump chamber 12 (Unit discharge flow rate) becomes smaller. Further, when the eccentric amount of the cam ring 5 is reduced in this way, the variable orifice 25 is gradually closed by the proximal end edge 21b of the control plunger 21 following the operation of the cam ring 5. As a result, the flow rate of the hydraulic fluid supplied through the variable orifice 25 decreases, and the pressure reduction by the variable orifice 25 increases as the opening area of the variable orifice 25 decreases, so that the hydraulic pressure in the second fluid pressure chamber 31 increases. Is lowered, the amount of eccentricity of the cam ring 5 is further reduced. Combined with the reduction in the amount of eccentricity of the cam ring 5 and the reduction in the opening area of the variable orifice 25, the pump discharge flow rate (unit discharge flow rate × pump rotation speed) in the medium speed rotation region of the pump is shown in FIG. As shown in FIG. 4, the value decreases as the pump speed increases.
[0045]
Thus, the opening area of the variable orifice 25 decreases as the pump rotational speed increases. Even in this case, since the pump is provided with the fixed orifice 61 in parallel with the variable orifice 25, the flow rate through the fixed orifice 61 is increased. Is secured. When the opening area of the variable orifice 25 is small and the flow rate through the variable orifice 25 is small, the pump discharge flow rate is mainly the flow rate through the fixed orifice 61. Will be decided. Therefore, by appropriately setting the opening area of the fixed orifice 61, as shown in FIG. 2, in the high-speed rotation region of the pump, the characteristic that the pump discharge flow rate becomes stable with respect to the increase in the pump rotation speed can be easily achieved. Obtainable.
[0046]
As described above, in the variable displacement vane pump of the present embodiment, it is possible to easily obtain a characteristic that the pump discharge flow rate is stabilized at a small value in the high-speed rotation region of the pump. When applied to, the pump discharge flow rate can be stabilized at a constant flow (flat) while the pump discharge flow rate is reduced when the vehicle is running at high speed where the pump rotation speed (engine rotation speed) is high. The assist force can be controlled appropriately. Therefore, when the vehicle is traveling at high speed, the steering is stable, and energy loss and an increase in the operating oil temperature due to unnecessary supply of operating oil can be prevented.
[0047]
Such pump discharge flow characteristics are determined by the shape of the control valve 40, the spring characteristics of the spring 22, the shape and opening position of the variable orifice 25, the shape of the fixed orifice 61, and the like. It can be freely adjusted by changing the spring 22 and changing the shape and opening position of the variable orifice 25. 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.
[0048]
Furthermore, since the control plunger 21 is configured to follow the cam ring 5 via a separate feedback pin 71, processing accuracy and the like can be obtained in order to obtain high concentricity between the control plunger 21 and the through hole 3 a. Assembling accuracy is not required, improvement and maintenance of the operability of the control plunger 21 can be easily achieved, and the liquid tightness of the second fluid pressure chamber 31 can be achieved without impairing the operability of the control plunger 21. The improvement of property can be achieved. Therefore, the damping performance of the second fluid pressure chamber 31 can be improved, the behavior of the cam ring 5 is stabilized, and the pump discharge flow rate characteristic is also stabilized.
[0049]
In the above embodiment, the variable orifice 25 is opened and closed by the proximal end edge 21b of the control plunger 21, 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 characteristic diagram showing the relationship between the pump speed and the pump discharge flow rate.
FIG. 3 is a cross-sectional view showing a conventional variable displacement vane pump.
FIG. 4 is a sectional view of the same.
FIG. 5 is a cross-sectional view showing a part of the control valve.
FIG. 6 is a characteristic diagram showing the relationship between the pump speed and the pump discharge flow rate.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Housing 4 Pin 5 Cam ring 6 Rotor 8 Drive shaft 11 Vane 12 Pump chamber 18 Discharge port 19 Suction port 20 Plug 20a Cylinder hole 21 Control plunger 21a Plunger hollow part 21b Plunger proximal end edge 22 Spring 25 Variable orifice 31 Second fluid Pressure chamber 32 First fluid pressure chamber 40 Control valve 41 Spool 42 Cylinder 44 Return spring 45 Low pressure fluid chamber 46 Drain fluid chamber 47 High pressure fluid chamber 61 Fixed orifice 62 Fluid passage 71 Feedback pin 72 Fixed throttle

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,
Forming first and second fluid pressure chambers on both sides of the outer periphery of the cam ring;
A variable orifice is provided between the discharge side pump chamber and the discharge port for supplying the working fluid from the discharge side pump chamber to an external hydraulic device,
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 disposed on the second fluid pressure chamber side on the outer periphery of the cam ring. ,
A hollow portion is formed in the control plunger to guide the working fluid downstream of the variable orifice to the discharge port;
The spring means is accommodated in this hollow part,
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 fixed orifice provided in parallel with the variable orifice between the discharge side pump chamber and the discharge port;
Pressure introducing means for introducing a pressure downstream of the variable orifice and the fixed orifice into the second fluid pressure chamber;
A control valve for introducing a pressure upstream of the variable orifice and the fixed orifice into the first fluid pressure chamber when a pump discharge flow rate becomes a predetermined amount or more;
A variable displacement vane pump characterized by comprising:

The control valve is displaced by a balance between an acting force due to a pressure difference upstream and downstream of the variable orifice and the fixed orifice and a spring force by a return spring, and when the control valve is displaced by a predetermined amount or more, the first fluid pressure chamber The variable displacement vane pump according to claim 1, wherein pressures on the upstream side of the variable orifice and the fixed orifice are introduced into the pump.

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 a feedback pin that fits in a fitting hole formed in the adapter ring without a gap. 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, the other end of the feedback pin is brought into contact with the control plunger, and the adapter is used as the pressure introducing means. The variable displacement vane pump according to claim 1 or 2, wherein a fixed throttle is formed on the ring.