JP3854801B2

JP3854801B2 - Variable displacement pump

Info

Publication number: JP3854801B2
Application number: JP2001004036A
Authority: JP
Inventors: 義治稲熊; 豪哉加藤; 強池田
Original assignee: JTEKT Corp
Current assignee: JTEKT Corp
Priority date: 2001-01-11
Filing date: 2001-01-11
Publication date: 2006-12-06
Anticipated expiration: 2021-01-11
Also published as: JP2002206490A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両用動力舵取装置などに使用するのに適した可変容量形ポンプ、特にポンプ回転速度が上昇しても吐出流量が所定値以上にならないようにした可変容量形ポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】
このような可変容量形ポンプとしては、特公平２−６１６３８号公報に開示された技術がある。これは、ベーンポンプのロータ中心に対する偏心量が可変となるようにボデーに支持したカムリングをスプリングにより偏心方向に付勢するとともに、吐出通路に設けたオリフィス前後の差圧により作動するピストンのロッドを前記スプリングに抗してカムリングを移動させる向きに当接させ、また、吐出通路に設けたオリフィス前側の内圧に応動する切換弁により高圧（内圧）または低圧が選択的に導入される油圧ピストンにより、カムリングを直接付勢している前記スプリングの初期荷重を変化させている。この技術によれば、ポンプ回転速度が増大してポンプ吐出流量がある限度値に達すればポンプ回転速度がそれより増大しても吐出流量はそれより増大しないようにポンプの回転数に応じたポンプ吐出流量特性の制御を行うことができる。
【０００３】
上述した従来技術の可変容量形ポンプは、吐出口に生じる負荷圧が過度に増大した場合にこの負荷圧をリザーバにレリーフして、負荷圧減少させるレリーフ弁を備えていないが、このようなレリーフ弁を備えた可変容量形ポンプとしては、図５に示すような構造のものがある。これは、ベーンポンプ部２のカムリング２ａをロータ２ｂの中心に対する偏心量が可変となるようにピン２ｃを介してハウジング１に揺動可能に支持し、吐出ポート２ｄを吐出口３に連通する吐出通路３ａの途中にカムリング２ａの偏心量に応じて開口面積が変化する可変オリフィス３ｂを設け、カムリング２ａの外周には可変オリフィス３ａの前側の内圧と後側の負荷圧をそれぞれ導入する第１作用室４ａと第２作用室４ｂをカムリング２ａの移動方向において互いに対向させて形成し、カムリング２ａはその外周面に先端部が当接するカム押付ピストン５を介してカム押付用スプリング５ａによりロータ２ｂに対する偏心量が最大となる第１作用室４ａ側に付勢したものであり、連通管路５０を介して吐出通路３ａをリザーバ５１に連通するレリーフ通路９には直動形のレリーフ弁９ａが設けられている。
【０００４】
なお図５に示すものは、ハウジング１に形成した弁孔６内に軸線方向移動可能に嵌合した差圧制御バルブ７とハウジング１の間にそれぞれ内圧作用室８ａと負荷圧作用室８ｂを形成するとともに差圧制御バルブ７をバルブ押付用スプリング７ａにより内圧作用室８ａ側に付勢し、差圧制御バルブ７は内圧作用室８ａ側に押し付けられているときは第１作用室４ａに低い圧力を導入するとともに負荷圧作用室８ｂ側に移動すれば第１作用室５ａに内圧を導入するようにしている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら図５に示す構造のものは、負荷圧をリザーバ５１にレリーフするのに直動形のレリーフ弁９ａを用いているので、ポンプ吐出流量がレリーフ弁９ａのクラッキング圧を越えてからポンプ吐出流量が０になるまでの特性が図３の破線Ｂに示すようになり、圧力オーバライドＤが大きくなってレリーフ特性が悪くなり、作動条件によってはチャタリング等の発振現象を生じるなどの問題が生じることもある。また、レリーフ弁９ａを取り付けるためにプラグ９ｂなどのアダプタを必要とするので、部品点数が増えてコストアップをまねくという問題もある。本発明はこのような各問題を解決することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明による可変容量形ポンプは、ハウジング内に径方向移動可能に設けられたカムリングと、このカムリング内でハウジングに回転可能に支持され同カムリングの内面と摺動可能に当接する複数のベーンを放射方向に移動可能に保持するロータと、ハウジングまたはこれに固定された部材に形成された吸入ポートおよび吐出ポートと、吐出ポートを吐出口に連通する吐出通路の途中に設けたオリフィスを有し、カムリングの外周にオリフィスの前側の内圧と後側の負荷圧をそれぞれ導入する第１作用室と第２作用室をカムリングの移動方向において互いに対向させて形成し、先端部が第２作用室内に入り込んでカムリングに当接するカム押付ピストンを介してカムリングをロータに対する偏心量が最大となる第１作用室側に向けて弾性的に付勢してなる可変容量形ポンプにおいて、カム押付ピストンの先端部内に負荷圧が導入された第２作用室内の圧力が所定のレリーフ圧を越えれば同第２作用室内の圧力をレリーフするパイロット形レリーフ弁を設けたことを特徴とするものである。
【０００７】
前項の発明は、ハウジングに形成した弁孔内に軸線方向移動可能に嵌合した差圧制御バルブとハウジングの間にそれぞれ内圧作用室と負荷圧作用室を形成して、差圧制御バルブをバルブ押付用スプリングにより内圧作用室側に付勢し、差圧制御バルブは内圧作用室側に押し付けられているときは第１作用室に低い圧力を導入するとともに負荷圧作用室側に移動すれば第１作用室に内圧を導入し、第２作用室にはパイロットオリフィスを介して負荷圧を導入することが好ましい。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下に図１〜図４により、本発明による可変容量形ポンプの実施の形態の説明をする。この実施の形態の可変容量形ポンプは動力舵取装置の作動流体供給源として使用するものであり、エンドカバー１１により液密に覆われたハウジング１０と、ハウジング１０内に設けられてポンプ軸２６により回転駆動されるロータ２２および径方向に移動可能なカムリング２１を有するベーンポンプ部２０と、カムリング２１の移動を制御する差圧制御バルブ３１と、ベーンポンプ部２０の吐出通路４３ａ，４３ｂ，４３ｃの途中に設けられた可変オリフィス４４を主な構成部材としている。
【０００９】
図１および図２に示すように、ハウジング１０とこれにねじ止め固定されたエンドカバー１１には、ポンプ軸２６の中間部および後端部がそれぞれ軸受を介して回転自在に支持されている。ポンプ軸２６と同軸的にハウジング１０に形成された円筒状の内面１０ａには、奥側に円盤状のサイドプレート１２が、また手前側に筒状のアダプタ１３が、何れも回転しないように嵌合支持され、これらエンドカバー１１とサイドプレート１２とアダプタ１３の間には次に述べるベーンポンプ部２０が設けられている。ハウジング１０から突出するポンプ軸２６の先端にはエンジンからの動力が伝達されるプーリ２９が固定されている。
【００１０】
ベーンポンプ部２０は、アダプタ１３内に設けられたカムリング２１と、ポンプ軸２６の中間部に同軸的にスプライン結合されたロータ２２と、ロータ２２に形成された複数の半径方向スリットに摺動自在に保持されてカムリング２１の円筒状の内面に常に当接されているベーン２３よりなり、これら各部材２１〜２３の側面はエンドカバー１１およびサイドプレート１２の端面に摺動可能に当接されている。ベーンポンプ部２０の吸入ポート２４はエンドカバー１１の端面に形成され、吸入通路１４および吸入口１５を介してリザーバ５１からの作動流体が供給されている。また吐出ポート２５はサイドプレート１２の端面に形成されて裏側に位置する圧力室１６に連通され、この圧力室１６は後述する可変オリフィス４４を途中に設けた吐出通路４３ａ，４３ｂ，４３ｃを通って、ハウジング１０に形成された吐出口４５に導かれている。
【００１１】
ポンプ軸２６と平行に設けられて両端がエンドカバー１１およびサイドプレート１２に支持されたピン１７は、中間部の外周の一部がアダプタ１３の内面と係合されている。カムリング２１は、外周面の一部に形成した凹部２１ａがピン１７に係合され、ピン１７を中心として揺動することによりカムリング２１の径方向に移動可能であり、カムリング２１の外周面の凹部２１ａと反対側となる部分は、アダプタ１３の内面に形成した溝内に設けられてゴムによりバックアップされたテフロンのシール部材４０により摺動自在にシールされている。アダプタ１３との間となるカムリング２１の外周には、このピン１７とシール部材４０により区画されて、カムリング２１の移動方向において互いに対向する第１作用室４１ａと第２作用室４１ｂが形成されている。
【００１２】
カムリング２１の移動方向で第２作用室４１ｂ側となるハウジング１０にはポンプ軸２６方向に向かう円筒孔１０ｂが形成され、この円筒孔１０ｂに液密にねじ込み固定されたプラグ１８の円筒部１８ａには、軸線方向摺動自在にカム押付ピストン２７が嵌合されてカム押付用スプリング２８によりポンプ軸２６方向に付勢されている。このカム押付ピストン２７の先端部は隙間をおいてアダプタ１３を通り抜けて第２作用室４１ｂ内に入り、カムリング２１の外周面に当接してカムリング２１をロータ２２の中心に対する偏心量が最大となる第１作用室４１ａ側に弾性的に付勢している。第２作用室４１ｂ内に入り込んだカム押付ピストン２７の先端部内には、後述するように負荷圧が導入される第２作用室４１ｂ内の圧力が所定のレリーフ圧を越えた場合に、圧力をレリーフさせるパイロット形レリーフ弁５５が設けられている。すなわち、カム押付ピストン２７の先端には、第２作用室４１ｂに開口する中心孔２７ａが形成され、この中心孔２７ａは通常スプリング５６により付勢されたパイロット形レリーフ弁５５にて閉塞されている。負荷圧がレリーフ圧を越えると、パイロット形レリーフ弁５５が押動され、圧力がカム押付ピストン２７の小穴２７ｂ、カム押付ピストン２７の外周のハウジング１０内に形成された環状室５２、レリーフ通路５３および連通管路５０を介して、第２作用室４１ｂ内の圧力をリザーバ５１にレリーフさせる。
【００１３】
可変オリフィス４４は、プラグ１８の円筒部１８ａに形成した連通孔１８ｂとカム押付ピストン２７の後縁により形成され、カムリング２１が第２作用室４１ｂ側に移動してカム押付ピストン２７がカム押付用スプリング２８に抗して後退するにつれて連通孔１８ｂがカム押付ピストン２７の後縁により次第に塞がれて開口面積が減少するようになっている。可変オリフィス４４は吐出通路の一部分４３ｂとこれに続く部分４３ｃの間に設けられ、ベーンポンプ部２０からの作動流体はこのように可変オリフィス４４が設けられた吐出通路４３ａ，４３ｂ，４３ｃを通って吐出口４５から吐出される。この可変容量形ポンプが作動して作動流体が流れている状態では、可変オリフィス４４の前後で圧力が降下して差圧が生じ、可変オリフィス４４の後側の吐出通路４３ｃおよび吐出口４５内の圧力は作動流体供給先の機器の作動状態により与えられる負荷圧であり、可変オリフィス４４の前側の吐出通路４３ａ，４３ｂおよび圧力室１６内の圧力はポンプの内圧である。この内圧は可変オリフィス４４による差圧の分だけ負荷圧より大であり、従って負荷圧が変動すれば内圧もそれと同じように変動する。通常の作動状態では、この差圧は内圧または負荷圧に比してかなり小さい値である。
【００１４】
主として図１に示すように、ポンプ軸２６と立体的に直交するようにハウジング１０に形成した弁孔３０には、差圧制御バルブ３１が図において左側となる一方向から挿入されて軸線方向移動自在に嵌合され、差圧制御バルブ３１は弁孔３０の奥底との間に介装したバルブ押付用スプリング３３により、弁孔３０の挿入側に液密にねじ込み固定されたプラグ１９に向けて付勢されている。差圧制御バルブ３１の両端とハウジング１０の間にはそれぞれ作用室４２ａ，４２ｂが形成され、プラグ１９側となる内圧作用室４２ａにはポンプ内圧導入路４８を介して圧力室１６内の内圧が常に導入され、バルブ押付用スプリング３３側となる負荷圧作用室４２ｂにはパイロットオリフィス４９を設けた負荷圧導入路４９ａを介して吐出口４５内の負荷圧が常に導入されている。
【００１５】
差圧制御バルブ３１の外周には軸線方向に間をおいて、弁孔３０と嵌合する１対のランド部３１ａ，３１ｂが形成され、この両ランド部３１ａ，３１ｂと弁孔３０との間には環状空間３１ｃが形成されている。この環状空間３１ｃは、連通管路５０を介して常にリザーバ５１に連通されている。プラグ１９側となるランド部３１ａは、環状空間３１ｃ側となる一部を僅かに小径とすることにより段部３１a1を形成している。
【００１６】
ハウジング１０の一部に形成されて、差圧制御バルブ３１のランド部３１ａ付近において弁孔３０に一端が開口された第１導入路４６ａは、差圧制御バルブ３１の移動により、第１作用室４１ａをリザーバ５１に連通された環状空間３１ｃと内圧が導入される内圧作用室４２ａに選択的に連通するものである。この第１導入路４６ａは、差圧制御バルブ３１がバルブ押付用スプリング３３によりプラグ１９に押し付けられた不作動状態ではランド部３１ａの段部３１a1と弁孔３０の間の隙間を介して環状空間３１ｃと連通され、内圧作用室４２ａとは連通されない（図１および図４(a) 参照）。しかし、可変オリフィス４４前後の差圧により差圧制御バルブ３１がバルブ押付用スプリング３３に抗して負荷圧作用室４２ｂ側に移動し始めればすぐに内圧作用室４２ａと連通され、その直後に段部３１a1と弁孔３０の間の隙間を介しての環状空間３１ｃとの連通が遮断されるようになっている（図４(b) 参照）。この第１導入路４６ａの他端は、アダプタ１３に形成したダンピングオリフィス４７ａを介してカムリング２１の外周一側の第１作用室４１ａに連通されている。
【００１７】
負荷圧作用室４２ｂ側となるハウジング１０の一部に形成した第２導入路４６ｂは、常に負荷圧作用室４２ｂ内に開口する位置において弁孔３０に一端が開口され、この第２導入路４６ｂの他端はアダプタ１３に形成したダンピングオリフィス４７ｂを介してカムリング２１の外周他側の第２作用室４１ｂに連通されている。
【００１８】
可変容量形ポンプが作動されていない初期状態では、カムリング２１は、カム押付ピストン２７を介してカム押付用スプリング２８により第１作用室４１ａ側に押し付けられており、ロータ２２に対する偏心量が最大となっている。この状態で、プーリ２９に掛けた駆動ベルトを介して車両のエンジンの回転がポンプ軸２６に伝達されてベーンポンプ２０のロータ２２が回転されれば、リザーバ５１内の作動流体は吸入口１５および吸入通路１４から吸入ポート２４を介してベーンポンプ部２０の各ベーン２３の間に吸入され、吐出ポート２５から圧力室１６内に吐出され、可変オリフィス４４を設けた吐出通路４３ａ，４３ｂ，４３ｃを通って吐出口４５から動力舵取装置などの機器に供給される。可変オリフィス４４の後側に生じる負荷圧は、吐出通路４３ｃおよびパイロットオリフィス４９を設けた負荷圧導入路４９ａを通って負荷圧作用室４２ｂ内に導入され、さらに第２導入路４６ｂおよびオリフィス４７ｂを通って第２作用室４１ｂに導入される。可変オリフィス４４の前側に生じる内圧は、ポンプ内圧導入路４８を通って内圧作用室４２ａに導入される。
【００１９】
ポンプ回転速度が小さいときは、内圧作用室４２ａおよび負荷圧作用室４２ｂに導入される可変オリフィス４４前後の内圧と負荷圧の差圧が小さいので、差圧制御バルブ３１はバルブ押付用スプリング３３によりプラグ１９に押し付けられており、第１作用室４１ａはリザーバ５１に連通されている（図４(a) 参照）。この状態ではカム押付用スプリング２８に抗してカムリング２１を移動させる力は生じないので、ポンプ回転速度の如何にかかわらずカムリング２１はカム押付用スプリング２８により吐出流量が最大となる第１作用室４１ａ側に押し付けられたままである。従って、吐出通路４３ａ，４３ｂ，４３ｃを介して吐出口４５から吐出される作動流体は吐出流量が最大の状態に安定して保持され、ポンプ回転速度の増大にともない急激に増大する。
【００２０】
ポンプ回転速度の増大により吐出流量が増大すれば、内圧作用室４２ａおよび負荷圧作用室４２ｂに導入される可変オリフィス４４前後の内圧と負荷圧の差圧も増大し、この差圧が所定の値を越えれば差圧制御バルブ３１はバルブ押付用スプリング３３に抗して負荷圧作用室４２ｂ側に移動し始め、先ず第１導入路４６ａが内圧作用室４２ａと連通され、次いでランド部３１ａの段部３１a1と弁孔３０の間の隙間を介しての環状空間３１ｃとの連通が遮断される（図４(b) 参照）。これにより第１作用室４１ａに内圧が導入されるようになり、第２作用室４１ｂに導入された負荷圧との差圧はポンプ回転速度の増大に応じて増大する。そしてこの差圧が所定の値を越えれば、それまでは吐出流量が最大となる第１作用室４１ａ側に当接されていたカムリング２１は、ポンプ回転速度の上昇に応じて可変オリフィス４４前後の差圧を一定に維持すべく偏心量が減少されるようになる。
【００２１】
なおこの実施の形態では、カムリング２１の偏心量の減少にともない、可変オリフィス４４の絞り面積が縮小されるため、ポンプ回転速度の増大に応じてポンプ吐出流量は減少される。これにより動力舵取装置に適した、ポンプ回転速度に対する吐出流量特性が得られる。
【００２２】
以上のような作動状態において、据え切りなどのハンドル操作によって負荷圧が上昇して、第２作用室４１ｂ内に導入された負荷圧が所定のレリーフ圧を越えれば、レリーフ弁５５が作動して、第２作用室４１ｂ内の圧力は、カム押付ピストン２７の開口２７ａおよび小穴２７ｂ、ハウジング１０内に形成された環状室５２、レリーフ通路５３および連通管路５０を介して、リザーバ５１にレリーフされる。これによりパイロットオリフィス４９を通る流れが生じるので負荷圧作用室４２ｂおよび第２作用室４１ｂ内の圧力は低下し、これによりカムリング２１の両端に作用する第１作用室４１ａと第２作用室４１ｂの差圧が増大するので、カムリング２１はカム押付用スプリング２８に抗して移動してロータ２２の中心に対する偏心量が減少され、ポンプ吐出流量も減少する。この吐出流量の減少により負荷圧も急激に低下するので、図３の実線Ａに示すような圧力オーバライドＣの小さい良好なレリーフ特性が得られ、またチャタリング等の発振現象を生じることもなくなる。
【００２３】
レリーフ弁５５は、可変容量形ポンプが作動されていない初期状態に、カム押付用スプリング２８により付勢されてカムリング２１を第１作用室４１ａ側に押し付けるためのカム押付ピストン２７内に設けたので、レリーフ弁５５を取り付けるためのプラグなどのアダプタが不要となる。従って従来に比して部品点数を削減して可変容量形ポンプは小形化され、また製造コストは低減される。
【００２４】
上述した実施の形態では、ポンプ吐出流量が少ない間は第１作用室４１ａをリザーバ５１に連通し、ポンプ吐出流量が増大してから第１作用室４１ａに内圧を導入する差圧制御バルブ３１を設けており、このようにすればポンプ吐出流量が小さい間はカムリング２１は吐出流量が最大となる第１作用室４１ａ側に押し付けられているので、吐出口４５から吐出される作動流体を吐出流量が最大の状態に安定して保持することができる。しかしながら本発明は、差圧制御バルブ３１を省略し、第１作用室４１ａと第２作用室４１ｂに内圧と負荷圧を直接導入するようにして実施することもでき、そのようにしても良好なレリーフ特性、チャタリング等の発振現象の防止、可変容量形ポンプの小形化および製造コストの低減等の各効果を得ることができる。
【００２５】
なお上述した実施の形態では、差圧制御バルブ３１がプラグ１８に押し付けられた不作動状態で、リザーバ５１に連通された環状空間３１ｃに第１導入路４６ａを連通するのにランド部３１ａに形成した段部３１a1を使用したが、ランド部３１ａを同一径としてこの段部３１a1を省略し、代わりに図１の二点鎖線に示すような連通路３２を使用してもよい。この連通路３２による環状空間３１ｃと第１導入路４６ａの連通は、差圧制御バルブ３１がバルブ押付用スプリング３３に抗して負荷圧作用室４２ｂ側に移動し始めて、第１導入路４６ａが内圧作用室４２ａと連通された直後に遮断される。このような連通路３２の代わりに、段部３１a1を省略したランド部３１ａの環状空間３１ｃ側となる一部に切欠きを設けてもよい。
【００２６】
【発明の効果】
本発明によれば、第２作用室内に導入された負荷圧が所定のレリーフ圧を越えれば第２作用室内の圧力はレリーフ弁によりレリーフされて減圧し、これによりカムリングは偏心量が減少されるのでポンプ吐出流量も減少する。この吐出流量の減少により負荷圧も急激に低下するので、圧力オーバライドの小さい良好なレリーフ特性が得られ、チャタリング等の発振現象を生じることもなくなる。
【００２７】
またレリーフ弁は、本発明が前提とする可変容量形ポンプが本来備えているカム押付ピストン内に設けたので、レリーフ弁を取り付けるためのプラグなどのアダプタが不要となる。従って従来に比して部品点数を削減して可変容量形ポンプを小形化し、また製造コストを低減することができる。
【００２８】
また、差圧制御バルブが内圧作用室側に押し付けられているときは第１作用室に低い圧力を導入するとともに負荷圧作用室側に移動すれば第１作用室に内圧を導入するようにしたものによれば、ポンプ吐出流量が小さい間は吐出口から吐出される作動流体を吐出流量が最大の状態に安定して保持することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による可変容量形ポンプの一実施形態の全体構造を示す横断面図である。
【図２】図１の２−２断面図である。
【図３】本発明および従来技術による可変容量形ポンプのポンプ吐出流量特性を示す図である。
【図４】図１に示す実施形態の作動状態を説明する部分断面図である。
【図５】従来技術による可変容量形ポンプの一例の全体構造を示す横断面図である。
【符号の説明】
１０…ハウジング、２１…カムリング、２２…ロータ、２３…ベーン、２４…吸入ポート、２５…吐出ポート、２７…カム押付ピストン、３０…弁孔、３１…差圧制御バルブ、３３…バルブ押付用スプリング、４１ａ…第１作用室、４１ｂ…第２作用室、４２ａ…内圧作用室、４２ｂ…負荷圧作用室、４３ａ，４３ｂ，４３ｃ…吐出通路、４４…可変オリフィス、４９…パイロットオリフィス、５５…レリーフ弁。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable displacement pump suitable for use in a power steering apparatus for vehicles, and more particularly to a variable displacement pump in which a discharge flow rate does not exceed a predetermined value even when the pump rotation speed increases.
[0002]
[Prior art]
As such a variable displacement pump, there is a technique disclosed in Japanese Patent Publication No. 2-61638. This is because the cam ring supported by the body is biased in the eccentric direction by the spring so that the eccentric amount with respect to the rotor center of the vane pump can be varied, and the piston rod operated by the differential pressure before and after the orifice provided in the discharge passage is The cam ring is brought into contact with the direction of movement of the cam ring against the spring, and a high pressure (internal pressure) or low pressure is selectively introduced by a switching valve that responds to the internal pressure in front of the orifice provided in the discharge passage. The initial load of the spring directly biasing is changed. According to this technique, if the pump rotation speed increases and the pump discharge flow rate reaches a certain limit value, the pump flow rate is adjusted according to the rotation speed of the pump so that the discharge flow rate does not increase even if the pump rotation speed increases further. The discharge flow rate characteristic can be controlled.
[0003]
The above-described conventional variable displacement pump does not include a relief valve that releases the load pressure to the reservoir and reduces the load pressure when the load pressure generated at the discharge port increases excessively. As a variable displacement pump provided with a valve, there is a structure as shown in FIG. This is because the cam ring 2a of the vane pump portion 2 is supported swingably on the housing 1 via a pin 2c so that the amount of eccentricity with respect to the center of the rotor 2b can be changed, and the discharge port 2d communicates with the discharge port 3. A variable orifice 3b whose opening area changes according to the amount of eccentricity of the cam ring 2a is provided in the middle of 3a, and a first working chamber that introduces an internal pressure on the front side and a load pressure on the rear side of the variable orifice 3a on the outer periphery of the cam ring 2a. 4a and the second working chamber 4b are formed opposite to each other in the moving direction of the cam ring 2a. The cam ring 2a is eccentric with respect to the rotor 2b by a cam pressing spring 5a via a cam pressing piston 5 whose tip is in contact with the outer peripheral surface. The discharge chamber 3a is urged toward the first working chamber 4a where the amount is maximum, and the discharge passage 3a communicates with the reservoir 51 via the communication conduit 50. Relief valve 9a of the direct operated is provided in the relief passage 9 that.
[0004]
5 shows that an internal pressure working chamber 8a and a load pressure working chamber 8b are formed between the housing 1 and a differential pressure control valve 7 fitted in the valve hole 6 formed in the housing 1 so as to be movable in the axial direction. At the same time, the differential pressure control valve 7 is urged toward the internal pressure working chamber 8a by the valve pressing spring 7a, and when the differential pressure control valve 7 is pressed against the internal pressure working chamber 8a, a low pressure is applied to the first working chamber 4a. And the internal pressure is introduced into the first working chamber 5a by moving to the load pressure working chamber 8b side.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, since the structure shown in FIG. 5 uses the direct acting relief valve 9a to relieve the load pressure to the reservoir 51, the pump discharge flow rate after the pump discharge flow rate exceeds the cracking pressure of the relief valve 9a. The characteristic until the value becomes 0 becomes as shown by the broken line B in FIG. 3, the pressure override D becomes large, the relief characteristic becomes worse, and problems such as chattering and other oscillation phenomena may occur depending on the operating conditions. is there. Further, since an adapter such as a plug 9b is required to attach the relief valve 9a, there is a problem that the number of parts increases and the cost increases. The object of the present invention is to solve each of these problems.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
A variable displacement pump according to the present invention radiates a cam ring provided in a housing so as to be movable in a radial direction, and a plurality of vanes rotatably supported by the housing within the cam ring and slidably in contact with the inner surface of the cam ring. A cam ring having a rotor that is movable in a direction, a suction port and a discharge port formed in a housing or a member fixed thereto, and an orifice provided in the middle of a discharge passage that communicates the discharge port with a discharge port The first working chamber and the second working chamber for introducing the internal pressure on the front side of the orifice and the load pressure on the rear side of the orifice are formed opposite to each other in the moving direction of the cam ring, and the tip portion enters the second working chamber. The cam ring is elastically directed toward the first working chamber side where the amount of eccentricity with respect to the rotor is maximized via the cam pressing piston that contacts the cam ring. In a variable displacement pump that is energized, a pilot-type relief that reliefs the pressure in the second working chamber when the pressure in the second working chamber in which the load pressure is introduced into the tip of the cam pressing piston exceeds a predetermined relief pressure A valve is provided.
[0007]
In the invention of the preceding paragraph, an internal pressure acting chamber and a load pressure acting chamber are formed between a housing and a differential pressure control valve fitted in a valve hole formed in the housing so as to be movable in the axial direction. When the pressure spring is urged toward the internal pressure working chamber by the pressing spring and the differential pressure control valve is pressed against the internal pressure working chamber, a low pressure is introduced into the first working chamber and moved to the load pressure working chamber. It is preferable to introduce an internal pressure into one working chamber and introduce a load pressure into the second working chamber via a pilot orifice.
[0008]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
The embodiment of the variable displacement pump according to the present invention will be described below with reference to FIGS. The variable displacement pump according to this embodiment is used as a working fluid supply source of a power steering apparatus. The housing 10 is liquid-tightly covered by an end cover 11, and the pump shaft 26 is provided in the housing 10. The rotor 22 rotated by the vane and the vane pump part 20 having the cam ring 21 movable in the radial direction, the differential pressure control valve 31 for controlling the movement of the cam ring 21, and the discharge passages 43a, 43b, 43c of the vane pump part 20 The variable orifice 44 provided in is used as a main constituent member.
[0009]
As shown in FIGS. 1 and 2, the housing 10 and the end cover 11 fixed to the housing 10 by screws are rotatably supported by the intermediate portion and the rear end portion of the pump shaft 26 via bearings. The cylindrical inner surface 10a formed coaxially with the pump shaft 26 in the housing 10 is fitted with a disk-shaped side plate 12 on the back side and a cylindrical adapter 13 on the front side so as not to rotate. A vane pump unit 20 described below is provided between the end cover 11, the side plate 12, and the adapter 13. A pulley 29 to which power from the engine is transmitted is fixed to the tip of the pump shaft 26 protruding from the housing 10.
[0010]
The vane pump unit 20 is slidable in a cam ring 21 provided in the adapter 13, a rotor 22 coaxially splined to an intermediate part of the pump shaft 26, and a plurality of radial slits formed in the rotor 22. The vane 23 is held and is always in contact with the cylindrical inner surface of the cam ring 21, and the side surfaces of these members 21 to 23 are slidably in contact with the end surfaces of the end cover 11 and the side plate 12. . The suction port 24 of the vane pump unit 20 is formed on the end surface of the end cover 11, and the working fluid is supplied from the reservoir 51 through the suction passage 14 and the suction port 15. The discharge port 25 is formed on the end surface of the side plate 12 and communicates with a pressure chamber 16 located on the back side. The pressure chamber 16 passes through discharge passages 43a, 43b, and 43c provided with a variable orifice 44, which will be described later. The discharge port 45 is formed in the housing 10.
[0011]
The pin 17 provided in parallel with the pump shaft 26 and supported at both ends by the end cover 11 and the side plate 12 has a part of the outer periphery of the intermediate portion engaged with the inner surface of the adapter 13. The cam ring 21 has a concave portion 21 a formed on a part of the outer peripheral surface thereof, is engaged with the pin 17, and can move in the radial direction of the cam ring 21 by swinging about the pin 17. The portion opposite to 21a is slidably sealed by a Teflon sealing member 40 provided in a groove formed on the inner surface of the adapter 13 and backed up by rubber. A first working chamber 41 a and a second working chamber 41 b that are partitioned by the pin 17 and the seal member 40 and that face each other in the moving direction of the cam ring 21 are formed on the outer periphery of the cam ring 21 that is between the adapter 13. Yes.
[0012]
A cylindrical hole 10b directed toward the pump shaft 26 is formed in the housing 10 on the second working chamber 41b side in the moving direction of the cam ring 21, and a cylindrical portion 18a of the plug 18 that is screwed and fixed in a liquid-tight manner to the cylindrical hole 10b. The cam pressing piston 27 is fitted so as to be slidable in the axial direction, and is biased toward the pump shaft 26 by a cam pressing spring 28. The tip of the cam pressing piston 27 passes through the adapter 13 with a gap and enters the second working chamber 41b, contacts the outer peripheral surface of the cam ring 21 and maximizes the amount of eccentricity of the cam ring 21 with respect to the center of the rotor 22. It is elastically biased toward the first working chamber 41a. As will be described later, when the pressure in the second working chamber 41b into which the load pressure is introduced exceeds a predetermined relief pressure, the pressure is applied to the tip of the cam pressing piston 27 that has entered the second working chamber 41b. A pilot-type relief valve 55 for relief is provided. That is, a central hole 27 a that opens to the second working chamber 41 b is formed at the tip of the cam pressing piston 27, and this central hole 27 a is normally closed by a pilot-type relief valve 55 urged by a spring 56. . When the load pressure exceeds the relief pressure, the pilot type relief valve 55 is pushed, and the pressure is applied to the small hole 27b of the cam pressing piston 27, the annular chamber 52 formed in the housing 10 on the outer periphery of the cam pressing piston 27, and the relief passage 53. Then, the pressure in the second working chamber 41 b is relieved to the reservoir 51 through the communication pipe 50.
[0013]
The variable orifice 44 is formed by a communication hole 18b formed in the cylindrical portion 18a of the plug 18 and the rear edge of the cam pressing piston 27. The cam ring 21 moves to the second working chamber 41b side, and the cam pressing piston 27 is used for cam pressing. As the valve 28 moves backward against the spring 28, the communication hole 18b is gradually closed by the rear edge of the cam pressing piston 27 so that the opening area is reduced. The variable orifice 44 is provided between a portion 43b of the discharge passage and a portion 43c subsequent thereto, and the working fluid from the vane pump unit 20 is discharged through the discharge passages 43a, 43b, 43c in which the variable orifice 44 is thus provided. It is discharged from the outlet 45. In the state where the variable displacement pump is operated and the working fluid flows, the pressure drops before and after the variable orifice 44 to generate a differential pressure, and the discharge passage 43c on the rear side of the variable orifice 44 and the discharge port 45 The pressure is a load pressure given by the operating state of the device to which the working fluid is supplied, and the pressure in the discharge passages 43a and 43b and the pressure chamber 16 on the front side of the variable orifice 44 is the internal pressure of the pump. This internal pressure is larger than the load pressure by the amount of the differential pressure due to the variable orifice 44. Therefore, if the load pressure changes, the internal pressure also changes in the same way. Under normal operating conditions, this differential pressure is much smaller than the internal pressure or load pressure.
[0014]
As shown mainly in FIG. 1, a differential pressure control valve 31 is inserted into the valve hole 30 formed in the housing 10 so as to be three-dimensionally orthogonal to the pump shaft 26 from one direction on the left side in the drawing to move in the axial direction. The differential pressure control valve 31 is freely fitted and is directed toward the plug 19 which is screwed and fixed liquid-tightly to the insertion side of the valve hole 30 by a valve pressing spring 33 interposed between the valve hole 30 and the bottom of the valve hole 30. It is energized. Working chambers 42a and 42b are formed between both ends of the differential pressure control valve 31 and the housing 10, respectively, and the internal pressure in the pressure chamber 16 is supplied to the internal pressure working chamber 42a on the plug 19 side via a pump internal pressure introduction passage 48. The load pressure in the discharge port 45 is always introduced into the load pressure working chamber 42b which is always introduced and is located on the valve pressing spring 33 side via the load pressure introduction passage 49a provided with the pilot orifice 49.
[0015]
A pair of land portions 31 a and 31 b are formed on the outer periphery of the differential pressure control valve 31 in the axial direction so as to be fitted to the valve hole 30, and between the land portions 31 a and 31 b and the valve hole 30. Is formed with an annular space 31c. The annular space 31 c is always in communication with the reservoir 51 through the communication pipe 50. The land portion 31a on the plug 19 side forms a step portion 31a1 by slightly reducing a part of the land portion 31a on the annular space 31c side.
[0016]
A first introduction passage 46 a formed at a part of the housing 10 and having one end opened to the valve hole 30 in the vicinity of the land portion 31 a of the differential pressure control valve 31 is moved into the first working chamber by the movement of the differential pressure control valve 31. 41a is selectively communicated with an annular space 31c communicated with the reservoir 51 and an internal pressure working chamber 42a into which an internal pressure is introduced. The first introduction path 46 a is an annular space through a gap between the step portion 31 a 1 of the land portion 31 a and the valve hole 30 in an inoperative state in which the differential pressure control valve 31 is pressed against the plug 19 by the valve pressing spring 33. It communicates with 31c and does not communicate with the internal pressure working chamber 42a (see FIG. 1 and FIG. 4 (a)). However, as soon as the differential pressure control valve 31 starts to move toward the load pressure working chamber 42b against the valve pressing spring 33 due to the differential pressure across the variable orifice 44, it communicates with the internal pressure working chamber 42a. The communication with the annular space 31c through the gap between the portion 31a1 and the valve hole 30 is blocked (see FIG. 4B). The other end of the first introduction path 46 a communicates with the first working chamber 41 a on the outer peripheral side of the cam ring 21 via a damping orifice 47 a formed in the adapter 13.
[0017]
One end of the second introduction path 46b formed in a part of the housing 10 on the load pressure action chamber 42b side is always opened at the valve hole 30 at a position where it opens into the load pressure action chamber 42b, and this second introduction path 46b. The other end of the cam ring 21 communicates with the second working chamber 41 b on the other outer periphery of the cam ring 21 through a damping orifice 47 b formed in the adapter 13.
[0018]
In the initial state in which the variable displacement pump is not operated, the cam ring 21 is pressed against the first working chamber 41a by the cam pressing spring 28 via the cam pressing piston 27, and the amount of eccentricity with respect to the rotor 22 is maximum. It has become. In this state, when the rotation of the engine of the vehicle is transmitted to the pump shaft 26 via the drive belt hung on the pulley 29 and the rotor 22 of the vane pump 20 is rotated, the working fluid in the reservoir 51 is sucked into the suction port 15 and the suction port. The air is sucked into the vanes 23 of the vane pump section 20 from the passage 14 via the suction port 24, discharged into the pressure chamber 16 from the discharge port 25, and passes through the discharge passages 43a, 43b, 43c provided with the variable orifice 44. It is supplied from a discharge port 45 to a device such as a power steering device. The load pressure generated on the rear side of the variable orifice 44 is introduced into the load pressure working chamber 42b through the load pressure introduction passage 49a provided with the discharge passage 43c and the pilot orifice 49, and further through the second introduction passage 46b and the orifice 47b. It is introduced into the second working chamber 41b. The internal pressure generated on the front side of the variable orifice 44 is introduced into the internal pressure working chamber 42 a through the pump internal pressure introduction path 48.
[0019]
When the pump rotational speed is low, the differential pressure between the internal pressure before and after the variable orifice 44 introduced into the internal pressure working chamber 42a and the load pressure working chamber 42b and the load pressure is small. Therefore, the differential pressure control valve 31 is driven by the valve pressing spring 33. The first working chamber 41 a is pressed against the plug 19 and communicated with the reservoir 51 (see FIG. 4A). In this state, no force is generated to move the cam ring 21 against the cam pressing spring 28, so the cam ring 21 has a first discharge chamber whose discharge flow rate is maximized by the cam pressing spring 28 regardless of the pump rotation speed. It remains pressed against the 41a side. Therefore, the working fluid discharged from the discharge port 45 through the discharge passages 43a, 43b, and 43c is stably held at the maximum discharge flow rate, and rapidly increases as the pump rotation speed increases.
[0020]
If the discharge flow rate is increased by increasing the pump rotation speed, the differential pressure between the internal pressure before and after the variable orifice 44 introduced into the internal pressure working chamber 42a and the load pressure working chamber 42b and the load pressure also increases, and this differential pressure is a predetermined value. If the pressure exceeds the value, the differential pressure control valve 31 starts to move toward the load pressure acting chamber 42b against the valve pressing spring 33. First, the first introduction path 46a communicates with the inner pressure acting chamber 42a, and then the step of the land portion 31a. The communication with the annular space 31c through the gap between the portion 31a1 and the valve hole 30 is blocked (see FIG. 4B). As a result, the internal pressure is introduced into the first working chamber 41a, and the differential pressure from the load pressure introduced into the second working chamber 41b increases as the pump rotational speed increases. If this differential pressure exceeds a predetermined value, the cam ring 21 that has been in contact with the side of the first working chamber 41a where the discharge flow rate reaches the maximum until then is moved forward and backward of the variable orifice 44 according to the increase in the pump rotational speed. The amount of eccentricity is reduced to keep the differential pressure constant.
[0021]
In this embodiment, as the amount of eccentricity of the cam ring 21 decreases, the throttle area of the variable orifice 44 is reduced, so that the pump discharge flow rate is reduced as the pump rotational speed increases. Thereby, the discharge flow rate characteristic with respect to the pump rotation speed suitable for the power steering apparatus can be obtained.
[0022]
In the operation state as described above, if the load pressure rises by a handle operation such as a stationary operation and the load pressure introduced into the second working chamber 41b exceeds a predetermined relief pressure, the relief valve 55 is activated. The pressure in the second working chamber 41 b is relieved in the reservoir 51 through the opening 27 a and the small hole 27 b of the cam pressing piston 27, the annular chamber 52 formed in the housing 10, the relief passage 53 and the communication pipe 50. The As a result, a flow through the pilot orifice 49 is generated, so that the pressures in the load pressure working chamber 42b and the second working chamber 41b are reduced, whereby the first working chamber 41a and the second working chamber 41b acting on both ends of the cam ring 21 are reduced. Since the differential pressure increases, the cam ring 21 moves against the cam pressing spring 28, the amount of eccentricity with respect to the center of the rotor 22 is reduced, and the pump discharge flow rate is also reduced. As the discharge flow rate decreases, the load pressure also decreases abruptly. Therefore, a good relief characteristic with a small pressure override C as shown by the solid line A in FIG. 3 can be obtained, and no oscillation phenomenon such as chattering occurs.
[0023]
The relief valve 55 is provided in the cam pressing piston 27 for urging the cam ring 21 against the first working chamber 41a by being biased by the cam pressing spring 28 in an initial state where the variable displacement pump is not operated. An adapter such as a plug for attaching the relief valve 55 is not necessary. Therefore, the number of parts is reduced as compared with the conventional one, the variable displacement pump is miniaturized, and the manufacturing cost is reduced.
[0024]
In the embodiment described above, the differential pressure control valve 31 that communicates the first working chamber 41a with the reservoir 51 while the pump discharge flow rate is small and introduces the internal pressure into the first working chamber 41a after the pump discharge flow rate increases is provided. In this way, while the pump discharge flow rate is small, the cam ring 21 is pressed against the first working chamber 41a side where the discharge flow rate is maximum, so that the working fluid discharged from the discharge port 45 is discharged. Can be stably held in the maximum state. However, the present invention can be implemented by omitting the differential pressure control valve 31 and directly introducing the internal pressure and the load pressure into the first working chamber 41a and the second working chamber 41b. Various effects such as relief characteristics, prevention of oscillation phenomena such as chattering, miniaturization of the variable displacement pump, and reduction of manufacturing costs can be obtained.
[0025]
In the above-described embodiment, the land portion 31a is formed to communicate the first introduction path 46a with the annular space 31c communicated with the reservoir 51 when the differential pressure control valve 31 is pressed against the plug 18. Although the step portion 31a1 is used, the land portion 31a has the same diameter, the step portion 31a1 may be omitted, and a communication path 32 as shown by a two-dot chain line in FIG. 1 may be used instead. The communication between the annular space 31c and the first introduction path 46a by the communication path 32 is such that the differential pressure control valve 31 begins to move toward the load pressure acting chamber 42b against the valve pressing spring 33, and the first introduction path 46a Immediately after communication with the internal pressure working chamber 42a, it is shut off. Instead of such a communication passage 32, a notch may be provided in a part on the annular space 31c side of the land portion 31a from which the step portion 31a1 is omitted.
[0026]
【The invention's effect】
According to the present invention, if the load pressure introduced into the second working chamber exceeds a predetermined relief pressure, the pressure in the second working chamber is relieved by the relief valve to reduce the amount of eccentricity of the cam ring. Therefore, the pump discharge flow rate also decreases. As the discharge flow rate decreases, the load pressure also decreases abruptly, so that a good relief characteristic with a small pressure override can be obtained, and no oscillation phenomenon such as chattering occurs.
[0027]
Further, since the relief valve is provided in the cam pressing piston which is originally provided in the variable displacement pump assumed in the present invention, an adapter such as a plug for attaching the relief valve becomes unnecessary. Therefore, the number of parts can be reduced as compared with the conventional one, the size of the variable displacement pump can be reduced, and the manufacturing cost can be reduced.
[0028]
In addition, when the differential pressure control valve is pressed against the inner pressure working chamber side, a low pressure is introduced into the first working chamber, and an internal pressure is introduced into the first working chamber if moved to the load pressure acting chamber side. According to the present invention, the working fluid discharged from the discharge port can be stably held at the maximum discharge flow rate while the pump discharge flow rate is small.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing the overall structure of an embodiment of a variable displacement pump according to the present invention.
2 is a cross-sectional view taken along the line 2-2 in FIG.
FIG. 3 is a graph showing pump discharge flow characteristics of a variable displacement pump according to the present invention and the prior art.
FIG. 4 is a partial cross-sectional view for explaining the operating state of the embodiment shown in FIG.
FIG. 5 is a cross-sectional view showing the overall structure of an example of a variable displacement pump according to the prior art.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Housing, 21 ... Cam ring, 22 ... Rotor, 23 ... Vane, 24 ... Intake port, 25 ... Discharge port, 27 ... Cam pressing piston, 30 ... Valve hole, 31 ... Differential pressure control valve, 33 ... Valve pressing spring , 41a ... first working chamber, 41b ... second working chamber, 42a ... internal pressure working chamber, 42b ... load pressure working chamber, 43a, 43b, 43c ... discharge passage, 44 ... variable orifice, 49 ... pilot orifice, 55 ... relief valve.

Claims

A cam ring provided in the housing so as to be movable in the radial direction, and a rotor that rotatably supports the housing within the cam ring and that slidably contacts the inner surface of the cam ring so as to be movable in the radial direction. A suction port and a discharge port formed in the housing or a member fixed thereto, and an orifice provided in the middle of a discharge passage communicating the discharge port with a discharge port, and the orifice on the outer periphery of the cam ring The first working chamber and the second working chamber for introducing the front internal pressure and the rear load pressure, respectively, are formed to face each other in the moving direction of the cam ring, and the tip portion enters the second working chamber and the cam ring The cam ring is directed toward the first working chamber side where the amount of eccentricity with respect to the rotor is maximized via a cam pressing piston that abuts against the rotor. If the pressure in the second working chamber into which the load pressure is introduced into the distal end portion of the cam pressing piston exceeds a predetermined relief pressure, a variable displacement pump configured to be elastically biased in the second working chamber. A variable displacement pump characterized in that a pilot-type relief valve is provided to relieve the pressure.

An internal pressure acting chamber and a load pressure acting chamber are formed between the differential pressure control valve fitted in the valve hole formed in the housing so as to be movable in the axial direction and the housing, respectively, and the differential pressure control valve is formed as a valve pressing spring. When the pressure control valve is pressed against the internal pressure working chamber side, a low pressure is introduced into the first working chamber and moved to the load pressure working chamber side. 2. The variable displacement pump according to claim 1 , wherein the internal pressure is introduced into the first working chamber, and the load pressure is introduced into the second working chamber via a pilot orifice.