JPH01367A - ラジアルピストンポンプ - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明はラジアル型のピストンポンプに関し、例えば油
圧駆動装置へ高圧オイルを圧送するための油圧ポンプと
して用いて有効である。

〔従来技術およびその問題点〕

従来ハウジング内にポンプ軸を偏心して配設すると共に
、そのポンプ軸上にロータを配設し、このロータを駆動
軸の駆動力により回転させ、ロータ内に形成されたシリ
ンダ内をピストンが摺動するようにしたラジアルピスト
ンポンプは知られている（例えば米国特許３，７５６，
４７９号明細書）。

しかしながらこのようなラジアルピストンポンプでは、
ピストン先端がベアリングのインナーレース内面と接触
面圧の高い状態で当接し、かつピストン先端が所定量す
べる必要があるため、このピストン先端やベアリングイ
ンナーレース内面が摩耗したり、もしくは騒音を発生し
たりするという不具合がある。

このような不具合を防ぐためには、ピストン先端とベア
リングインナーレースとの間にシューを配設するのが一
般的であった（米国特許筒３，８７４．２７１号明細書
）。

ところが、このようなシューを設けることは、確かにピ
ストン先端での摩耗を防ぐ点においては有効であるが、
シュー配設に伴う部品点数の増加および組付は工数の増
大が逆に問題となる。さらにシューを配設した場合その
脱落防止機構を別途設けることも必要となり、ラジアル
ピストンポンプ全体としての構造が複雑となるという欠
点がある。

また、ピストン先端とベアリングインナーレース内面と
の摩耗等の不具合を解決するための別の手段として、ピ
ストン先端にボールを配設するものも知られている（米
国特許筒４．５５５．２２３号明細書）。

しかしながらこのようにした場合には、ビストン先端に
配設するボール径は必然的にピストン径と同等ないしは
それ以下としなければならず、その結果ボールとベアリ
ングインナーレース内面との当接面における接触荷重が
高くなってしまうという問題がある。すなわちこのよう
にした場合には、ボールの耐久性が問題となる。さらに
ボールはピストン先端とインナーレース内面との間に介
在するのみの構造となっているため、特に低温始動時等
にはピストン及びボールがインナーレース内面に良好に
追従して変位することが困難となる。

従ってこのように低温下の起動時に際しては、十分な吐
出作用が発揮し得なくなるという恐れがある。

〔発明が解決しようとする課題〕

本発明は上記点に鑑みて案出されたもので、ピストン先
端をベアリングのインナーレース内面に直接接触させる
ようにしつつ、ピストン先端およびインナーレース内面
での摩耗を防止することを目的とする。

〔構成］ 上記目的を達成するため、本発明ではロータに形成され
たシリンダ内に摺動自在にピストンを配設するようにし
ておき、かつこのようにして配設されたピストンが同時
に２本以上高い押圧力を受けることがないようにすると
いう構成を採用する。

換言すれば、２本以上のピストンが同時に吐出圧を受け
ることがないような構成とする。

そのため本発明では、吐出溝の開始点および終了点と、
吸入溝の開始点および終了点、さらにシリンダのポンプ
軸が排後端との相互関係を以下のように定める。すなわ
ち、ピストンの下死点位置（ロータ外面とベアリング内
面との間隔が最小となった位置）において、シリンダの
ポンプ軸側開口端のうちロータ回転方向後ろ側の端部が
吐出溝の終了点と略一致するようにし、またその位置に
おいては、シリンダのポンプ軸側開口端のうち回転方向
前側の端部と吸入溝の開始点との間には、第１所定角θ
１分のずれを設ける。そしてロータがピストンの下死点
位置より上述の第１所定角θ。

分だけ回転した状態においては、他方のシリンダのポン
プ軸側開口端のうち回転方向後ろ側端部と吸入溝終了端
との間に第２所定角θ２分の開きが形成されるようにす
る。さらにこの状態よりロータが上述の第２所定角θ２
に回転した状態では、他方のシリンダのポンプ軸側開口
端のうち回転方向前方側端部と吐出溝開始点との間に第
３所定角θ１分の開きが保持される構造とする。さらに
吸入溝終了点と吐出溝開始点との間の間隔および吐出溝
終了点と吸入溝開始点との間の間隔はシリンダのポンプ
軸側開口端の開口部間隔より大きくなるような構造とす
る。

このような構成とすることにより、ロータの回転中には
常に１本のピストンのみの先端部がベアリングのインナ
ーレースに高い接触面圧をもって当接することになる。

そのため、ピストン先端が高い接触面圧を受けた状態で
更に他のピストンに起因するすべり力を受けることがな
くなる。すなわち、本発明よればベアリングのインナー
レースが１本のピストンのみから高い接触面圧を受ける
こととなり、ピストンとインナーレースとが良好につれ
回りを起こすことになる。従って、ベアリングインナー
レースとピストンとの間の相対移動はロータの偏心に起
因するピストンの揺動運動のみとなり、ピストンがイン
ナーレースの周方向に変位することはあり得ない。その
結果、ピストン先端での摩擦、摩耗が減少し、従来装置
に必要とされていたようなシューを廃止することができ
る。

さらに本発明では、ピストンの先端を球面状に形成し、
かつベアリングのインナーレース内面もこの球面に相当
する断面円弧状に形成する。そのため、ピストン先端は
インナーレース内面に面接触し、その接触面圧を低減さ
せることができる。

〔実施例〕

以下本発明ポンプの一実施例を図に基づいて説明する。

第１図中１００はポンプハウジングで、内部に円筒状の
吸入空間１０１を形成する。またこのポンプハウジング
ｌＯＯ内には、シャフト１０２が軸受１０３によって回
転自在に支持されている。

シャフト１０２はモータ２００の回転軸と一体連結され
ており、このシャフトはモータ２００端部に配設された
軸受（図示せず）によっても回転自在に支持されている
。

ハウジング１００にはシャフト１０２に沿って内部の流
体が漏洩することがないよう第１オイルンール１０４と
第２オイルシール１０５とが配設されている。そしてこ
の第１オイルシール１０４と第２オイルシール１０５と
の間にはシール室１０６が形成される。このシール室は
内部に圧力変動が生じることがないよう大気連通穴１０
７を介して大気に開放されている。なお大気連通穴１０
７はハウジング１００の下面に形成されており、シール
室１０６に流入した漏洩オイルを外部へ排出することが
できるようになっている。またシール室１０６に相当す
る部位にはシャフトｌＯ２上に遠心リング１０Ｂが配設
されており、シャフト１０２にそって漏洩してきた漏洩
オイルはこの遠心リング１０８によって外方側、すなわ
ち大気口１０７側へ吹き飛ばされるようになっている。

上述のオイルシールのうち、特に第１オイルシール１０
４は大気圧であるシール室１０６とオイル作動室を受け
る吸入空間１０１との間に配設されるものであるため、
そのシール機能が特に高いものとなっている。またハウ
ジング１００のうち第１オイルシール１０４を収納する
部位には係止溝１０９が形成されており、この係止溝１
０９によって第２オイルシール１０４の抜は止めが良好
になされる。

ハウジング１００の端部には０リング１１０を介してエ
ンドプレート１１１が配設される。このエンドプレート
１１１にはシャフト１０２と対向する位置にポンプ軸１
１２が形成される。すなわちポンプ軸１１２はシャフト
１０２と同様吸入空間１０１内に配設されたベアリング
１４０の中心軸より所定量偏心して配設されている。

ポンプ軸１１２は円筒状をしており、その外周面には第
２図に示すように吐出溝１１３と吸入溝１１４とが形成
されている。吐出溝１１３は外面の一面側に形成されて
おり、一方吸入溝１１４はその反対側の面に形成される
。そしてこの吐出溝１１３の開口する円周方向長さは１
８０度以下となっている。本例では１４０度程変色なっ
ている。

同様に吸入溝１１４の開口する円周方向長さも１８０度
以下となっており、本例では１４０度程変色なっている
。

吐出溝１１３はポンプ軸１１２およびエンドブレー）１
１１に形成された吐出通路１１５と連通しており、この
吐出通路１１５より図示しない外部の油圧駆動装置に高
圧の作動オイルが吐出される。一方吸入溝１１４はポン
プ軸１１２に形成された吸入通路１１６を介して吸入室
空間１０１に開口している。なお吸入空間１０１は図示
しない吸入口を介してオイルサンプと連通しており、オ
イルサンプより吸入空間１０１に吸入された作動オイル
は、従ってこの吸入通路１１６より吸入溝１１４側に供
給されることになる。

またポンプ軸１１２の外周には所定の微小クリアランス
を介して円板状のロータ１３０が配設されている。この
ロータ１３０には第２図に示すようにシリンダ１３１が
２ケ所形成されている。この両シリンダ１３１は互いに
１８０度離れて形成されている。またシリンダ１３１内
にはピストン１３２が所定の微小クリアランスを介して
摺動自在に配設されている。ピストン１３２内面とシリ
ンダ１３１底部との間にはスプリング１３３が配設され
ており、このスプリングによりピストン１３２は外方向
へ付勢される。

なお、吸入溝１１４の開始点１１４１および終了点１１
４２）また吐出溝１１３の開始点１１３１および終了点
１１３２）さらにシリンダ１３１のポンプ軸側開口部１
３１１と１３１２との相互関係はつぎのように定められ
ている。第１のピストン１３２が下死点位置（ロータ１
３０外面とインナ−レース１４２内面との間隔が最も減
少した位置）において第１のシリンダ１３１の開口端１
３１２のうちロータ１３０回転方向後ろ側端部１３１４
が吐出溝１１３の終了点１１３２とほぼ同一の位置とな
るようにする。（第５図図示状態）またこの状態におい
て、第１のシリンダ１３１の開口端１３１２のうちロー
タ１３０の回転方向前側の端部１３１５と吸入溝１１４
の開始点１１４１との間には、第１所定角度θ１分の開
きが保たれる構造となっている。なお本例においては、
開口端１３１２は直径が３　ｍｍ程度であり、また第１
所定角度θ１は１５５度程となっている。

次に第５図図示状態よりロータが第１所定角度θ１回転
した状態では、第６図に示すように開口端１３１２の前
側端部１３１５が吸入溝１１４の開始点１１４１と一致
することになる。この状態では、第６図に示すように第
２のシリンダ１３１の開口端１３１１のうち回転方向後
ろ側端部１３１６と吸入溝１１４の終了点１１４２との
間に第２所定角度θ２分のずれが生じるようになってい
る。すなわち、開口端１３１１はこの第６図図示状態に
おいても第２所定角度θ２分たげ吸入溝１１４と連通ず
るようになっている。なお本例ではこの第２所定角度θ
２は５度程度となっている。

次に第６図図示状態よりさらにロータ１３０が第２所定
角度θ２回転すれば、第７図に示すように吸入溝１１４
の終了点１１４２は開口端１３１１の後ろ側端部１３１
６と一致することになる。

そしてこの状態では開口端１３１１のうちロータ１３０
回転方向前側端部１３１７と吐出溝１１３の開始点１１
３１との間に第３所定角度θ３分のずれが生ずるように
なっている。なお本例ではこの第３所定角度θ３は１５
５度程となっている。

そして開口端１３１１および１３１２におけるシールが
十分確保できるよう吐出溝１１３の終了点１１３２と吸
入溝１１４の開始点１１４１との間の間隔、および吸入
溝１１４の終了点１１４２と吐出溝１１３の開始点１１
３１との間の間隔は、いずれも開口端１３１１および１
３１２の底よりも大きくなるようにしである。すなわち
開口端１３１２側においては第１所定角度θ１分のシー
ル長さが確保され、一方間口端１３１１側においては第
３所定角度θ３分のシール長さ力＜　Ｉｆ保されるよう
になっている。

このように第１所定角度θ１および第３所定角度θ３は
それぞれ開口端１３１２および１３１１のシールを確保
する上で重要であるが、さらにシリンダ１３１内の流体
圧力を調整する上で重要な働きをする。

第５図に示すようにピストン１３２がシリンダ１３１の
下死点位置に変位して、開口端１３１２が吐出溝１１３
より、離されるまでの間は、このシリンダ１３２内は吐
出工程にある。従って、下死点位置にある状態ではシリ
ンダ１３１内の圧力は１００〜２００気圧程度の吐出圧
力となっている。その状態でただちに開口端１３１２が
吸入溝１１４の開始点１１４１に連通したのであっては
、シリンダ１３１内の圧力が吐出圧（１００〜２００気
圧程度）からただちに吸入圧（１気圧程度）に急激に減
少してしまうことになる。このように圧力が象、変した
のでは、その圧力変動に起因するポンプ脈動音の原因と
なり、ポンプの振動増大をきたすことになる。

そこで本例のポンプでは、第１所定角度θ１を開口端１
３１２と吸入溝開始点１１４１との間に設けである。こ
の第１所定角度θ１．ロータ１３０が回転する際に、ピ
ストン１３２はシリンダ１３１より外方に飛び出る方向
に変位し、その変位に伴いシリンダ１３１内の圧力を低
減させる。換言すれば、開口端１３１２が吸入溝開始点
１１４１と接続する状態では、シリンダ１３１内の圧力
が吸入圧近くまで低下するようになっている。これによ
り、本例のポンプでは吸入溝開始点１１４１部での圧力
急変が緩和され、上述したポンプ振動等の問題が低減さ
れる。

本例のポンプではシリンダ１３１内を吸入圧に保つ角度
を太き（するため、第５図に示すようにピストン１３２
が上死点にある状態を過ぎても開口端１３１１が吸入溝
１１４と連通ずる状態が続くようにしである。そしてロ
ータ１３０が第７図の位置まで回転した際に開口端１３
１１が吸入溝終了点１１４２を通過することになるが、
この状態でさらに開口端１３１１と吐出溝開始点１１３
１との間には第３所定角度θ３分のずれがある。

この第３所定角度θ１分のずれによりシリンダ１３１が
吐出溝１１３と連通ずる以前にシリンダ１３１１内で予
圧縮がなされるようになっている。

この予圧縮によりシリンダ１３１内の流体圧力を吸入圧
（１気圧程度）から吐出圧近くの高圧まで昇圧できるよ
うにしている。従ってシリンダ開口端１３１１が吐出溝
開始点１１３１と連通した際にシリンダ１３１内に大き
な圧力変動が生じることがないようになっている。第８
図は２つのシリンダ１３１内の圧力変動をロータ１３０
の回転角度に応じて図示したものである。なおこの第８
図において回転角度θはピストン１３２の下死点をＭｌ
としている。この第８図より明らかなように、シリンダ
１３１内の圧力は第３所定角度θ１間に連続的に上昇し
、逆に第１所定角度θ１間に連続的に減少するようにな
っている。また両シリンダ１３１は共に第２所定角度θ
２間は吸入圧となるようになっている。

ピストン１３２は第１図および第３図に示すようにその
先端が球状に形成されている。またロータ１３０のうち
エンドプレート１１１側端面でかつ外周面には係止片１
３４が形成されている。さらにロータにはシリンダ１３
１の形成された部位と直交する位置に係合溝１３５が形
成されている。

シャフト１０２の先端には２面幅１３６が形成されてお
り、この部位にカップリング１３７が嵌着する。従って
カップリング１３７はシャフト１０２と一体回転する。

カップリングには係合爪１３８が形成されており、この
係合爪１３８が上述のロータ１３０に形成された係合溝
１３５に嵌入する。従って、このカップリング１３７を
介してシャフト１０２の回転がロータ１３０に伝達され
、ロータ１３０はポンプ軸１１２上で回転する。

なお、係止爪１９０は第１図に示すように直角に屈曲形
成されており、この係止爪１９０およびカップリング１
３７本体によりロータ１３０の第１図中左方向の変位が
規制される。すなわち、このカップリング１３７により
ロータ１３０がポンプ軸１１２より離脱するのが防止さ
れる。

吸入空間１０１のうちロータ１３０の端面と対向する部
位にはベアリング１４０が配設される。

このベアリング１４０は、ハウジング１００と当接する
アウターレース１４１とピストン１３２の先端が当接す
るインナーレース１４２およびこのインナーレース１４
２とアウターレース１４１との間に配設されたボール１
４３とからなる。またインナーレース１４２の内面はピ
ストン１３２先端に対応するよう断面円弧状となってい
る。すなわちピストン１３２の先端はインナーレース１
４２の内面に面接触し、ピストン１３２先端の接触面圧
を低下させることができるようになっている。

上述したロータの係止片１３４は、インナーレース１４
２の側面と当接可能となっている。従って、この係止片
１３４がインナーレース１４２と接触した状態では、ロ
ータ１３０とインナーレース１４２が一体回転すること
になる。そのことによっても、インナ−レース１４２内
面とピストン１３２先端との間のすべりが防止される。

また、このように係止片１３４がインナーレース１４２
と当接することにより、ロータ１３０の抜は止めが良好
になされる。

エンドプレート１１１とアウターレース１４１との間に
は板ばね１４６が配設されでおり、アウターレース１４
１の保持を良好に行なうようになっている。さらに本例
ではインナーレース１４２はアウターレース１４１に比
べてその幅が狭くなっており、ボール１４３部分へ作動
オイルが良好に流入できるようになっている。あわせて
、このようにインナーレース１４２が幅狭となったこと
により（第４図図示）、インナーレース１４２の回転が
よりいっそう効果的に行われるようになっ　　　　　゛
ている。

次の上記構成よりなるポンプの作動を説明する。

モータ２００の回転に伴いシャフト１０２がハウジング
１００内を回転する。この回転がカップリング１３７を
介してロータ１３０に伝達される。

そのためロータ１３０はポンプ軸１１２上を回転するこ
とになる。ここでポンプ軸１１２はベアリング１４０に
対して所定量偏心して配設されているため、ロータ１３
０がポンプ軸１１２上を回転すれば、ポンプ軸１１２と
インナーレース１４２内面との間の距離が増減すること
になる。この距離の増減がピストン１３２の往復移動に
変換され、ピストン１３２はロータ１３０の回転に伴い
シリンダ１３１中を往復移動する。シリンダ１３１が吸
入溝１１４と当接する部位、すなわちピストン１３２が
シリンダ１３１より飛び出る位置では吸入溝１１４内の
作動オイルがシリンダ１３１内に吸入される。ここでピ
ストン１３２はスプリング１３３の付勢力およびピスト
ン１３２に加わる遠心力によって外方に飛び出ることに
なる。

なおこのような状態では、ピストン１３２の先端はイン
ナ−レース１４２内面と当接するが、その付勢力は上述
したようにピストン１３２の遠心力およびスプリング１
３３の付勢力のみとなっており、後述する吐出行程に比
べれば極めて小さな値となる（例えば１ｋｇ）。

ロータ１３０の回転に伴いシリンダ１３１が吐出溝１１
３と接する状態になれば、ピストン１３２はインナーレ
ース１４０に内面と当接してシリンダ１３１内側に押し
込まれることになる。二の際にシリンダ１３１内に吸入
された吐出流体を吐出溝１１３側へ吐出することになる
。すなわち、この状態ではシリンダ１３１内の作動流体
を高圧に昇圧し、吐出溝１１３側へ吐出するものである
ため、ピストン１３２先端とインナ−レース１４２内面
との間には高い接触圧力（例えば１００ｋｇ）が発生す
ることになる。

また上述したようなロータ１３０の回転中心はベアリン
グ１４０の中心より所定量偏心しているため、この状態
ではピストン１３２の先端に高い圧力を受けつつピスト
ン１３２がインナーレース１４２に対し接触角度が変動
することになる。しかしながら、本例のポンプではもっ
ばら１つのピストン１３２の先端のみに高い圧力が加わ
るため、ピストン１３２の先端で大きな圧力を受けつつ
滑りが生ずることはない。

すなわち、吸入行程にあるピストン１３２からはインナ
ーレース１４２に大きな付勢力が印加されることはない
。そのため吐出行程にあるピストン１３２がもっばらイ
ンナーレースと高い圧力で接触することになり、この吐
出行程にあるピストン１３２は他のピストンからの荷重
を受けてインナ−レース１４２内面上で摺動することが
ない。

次にこの作用を第９図に示すようなピストン１３２を３
本官するポンプとの比較において説明する。ピストン１
３２が３本あるポンプであっても、ロータ１３０の回転
に伴いシリンダ１３１が容積増減を行なう。それにより
各シリンダ１３１には第１０図に示すような圧力変動が
生じることになる。

しかしながらこの第１０図より明らかなように、ピスト
ン１３２を３本用いた場合には、所定角度６４間におい
て２つのシリンダ１３１がともに吐出圧状態となること
になる。このことは、換言すれば２本のピストン１３２
が同時にベアリングインナーレース１４２を押圧するこ
とを意味する。

しかも、ベアリングインナーレース１４２とロータ１３
０の偏心に伴い隣り合う２本のピストン１３２先端間の
間隔はロータ１３０の回転に対応して変動することにな
るため、このように２本のピストン１３２がともに高圧
状態を受けていたのでは、この変動に伴いピストン１３
２とインナーレース１４２との間で滑りが生じ摩耗が発
生してしまうことになる。この摩耗を防止するためには
、ピストン１３２とインナーレース１４２との間にシュ
ー等を配設しなければならず、このようにシューを用い
たのではポンプ全体の体格の大型化をきたしてしまうこ
とになる。

一方本例のポンプでは上述したようにピストン１３２を
２本として両方のピストン１３２がともに吐出圧状態と
なることがないようにしているため、ピストン１３２先
端とインナ−レース１４２内面との間の摩耗が防止され
る。なおここで、重要なことは、本例ポンプの効果が、
単にピストン１３２を２本としたことのみによって得ら
れるものではないということである。

単にピストン１３２を２本としたのみであっても、下死
点で吐出行程が終了し、上死点で吸入行程が終了するよ
うにシリンダ開口端１３１１．１３１２および吸入溝１
１４．吐出溝１１３を形成した場合には、２つのシリン
ダ１３１がともに吐出圧となる状態が必然的に生じてし
まうことになる。このように２本のピストン１３２がと
もに高圧を受ける状態であっては、ピストン１３２先端
にシュー等を配設しなければならないということは、上
述した第９図図示ポンプと同様である。それに対し、本
例のポンプでは、第８図より明らかなように第２所定角
度θ２間は２つのシリンダ１３１内が共に吸入圧となる
ようになっており、両シリンダ１３１が共に吐出圧とな
るように状態が生じなくしであるので、ピストン１３２
先端とインナーレース１４２との間の摩耗は極めて良好
に防止される。

しかも本例でポンプではピストンの先端が球面状に成形
されており、このピストン１３２先端は断面円弧状に形
成されたインナーレース１４２に・　面接触するため（
第４図図示）、吐出行程においてもピストン１３２の先
端に大きな接触面圧が発生することはない。

〔発明の効果〕

以上説明したように本発明のラジアルピストンポンプで
は、シュー等の特別な摺動部材を用いることなく、ピス
トン先端での摩耗を良好に防止することができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明ポンプの一実施例を示す断面図で、第２
図のＩ−１線に沿う断面形状を示す。第２図は第１図図
示ポンプの■−■矢視断面図、第３図は第１図図示ポン
プのエンドプレートおよびロータを示す断面図、第４図
は第１図図示ポンプのピストンおよびベアリングを示す
断面図、第５図ないし第７図はそれぞれ第１図図示ポン
プの作動状態を示す断面図、第８図は第１図図示ポンプ
のシリンダ内圧力変化を示すグラフ、第９図はピストン
を３本官するポンプを示す断面図、第１Ｏ図は第９図図
示ポンプのシリンダ内圧力変化を示すグラフである。 １００・・・ハウジング、１０１・・・吸入空間、１０
２・・・シャフト、１１２・・・ポンプ軸、１１３・・
・吐出溝、１１４・・・吸入溝、１１５・・・吐出通路
、１１６・・・吸入通路、１３０・・・ロータ、１３１
・・・シリンダ。 １３２・・・ピストン、１４０・・・ベアリング、１４
１・・・アウターレース、１４２・・・インナーレース
、１４３・・・ボール。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 （１）内部に円筒状の吸入空間を形成するハウジングと
   、このハウジング内に回転自在に配設されその回転中心
   軸が前記吸入空間の中心軸より所定量偏心するシャフト
   と、前記ハウジングの吸入空間内で前記シャフトの回転
   軸と同軸上に配設された円筒状のポンプ軸と、このポン
   プ軸の外周面の一面に１８０度以内の円周距離で形成さ
   れた吸入溝と、この吸入溝を前記吸入空間に連通すべく
   前記ポンプ軸内に形成された吸入通路と、前記ポンプ軸
   の他面側にその円周距離が１８０度以内で形成された吐
   出溝と、この吐出溝と外部と連通すべく前記ポンプ軸内
   に形成された吐出通路と、前記ポンプ軸上に回転自在に
   配設されたロータと、このロータの内部に対向して形成
   された第１、第２の２つのシリンダと、この第１、第２
   のシリンダ内に摺動自在に配設されその先端が円弧状に
   成形された第１、第２のピストンと、前記ハウジングの
   吸入空間内に前記ロータ端面と対向すべく配設されその
   アウタレースが前記ハウジングに嵌着するとともに、そ
   のインナーレースが前記ピストン先端と当接するベアリ
   ングと、前記シャフトの回転を前記ロータに伝達するカ
   ップリングとを備え、前記吸入溝の開始点・終了点、前
   記吐出溝の開始点・終了点、及び前記第１、第２のシリ
   ンダの前記ポンプ軸側開口端との関係を、 前記第１のピストンが下死点位置にある第１状態におい
   て、前記第１のシリンダの開口端のうち、前記ロータ回
   転方向後側の端部と前記吐出溝の終了点とが略一致する
   と共に、前記第１のシリンダの開口端のうち前記ロータ
   回転方向前側の端部と前記吸入溝の開始点との間に第１
   所定角度θ＿１分の開きがあり、 前記ロータが前記第１状態より前記第１所定角度θ＿１
   だけ回転した第２状態においては、前記第１のシリンダ
   の開口端のうち、前記ロータ回転方向前側の端部と前記
   吸入溝の開始点とが一致し、かつ、前記第２のシリンダ
   の開口端のうち前記ロータ回転方向後側の端部と前記吸
   入溝の終了点との間に第２所定角度θ＿２分の開きがあ
   り、前記ロータが前記第２状態より前記第２所定角度θ
   ＿２だけ回転した第３状態においては、前記第２のシリ
   ンダの開口端のうち前記ロータ回転方向後側の端部が前
   記吸入溝の終了点と一致し、かつ、前記第２のシリンダ
   の開口端のうち前記ロータ回転方向前側の端部と前記吐
   出溝の開始点との間に第３所定角度θ＿３分の開きがあ
   り、 前記ロータが前記第３状態より前記第３所定角度θ＿３
   だけ回転した状態においては、前記第２のシリンダ開口
   端のうち前記ロータ回転方向前側の端部と前記吐出溝の
   開始点とが一致するよう構成したことを特徴とするラジ
   アルピストンポンプ。（２）特許請求の範囲第１項記載
   のラジアルピストンポンプにおいて、前記ロータはその
   外周端面のうち前記カップリングと反対側の位置に係止
   片が一体形成されており、この係止片が前記ベアリング
   の前記インナーレースに当接するよう構成されたことを
   特徴とする。 （３）特許請求の範囲第１項記載のラジアルピストンポ
   ンプにおいて、前記インナーレースの内周面は断面円弧
   状に形成され、前記ピストンの先端がこのインナーレー
   スの内周面に面接触するよう構成されたことを特徴とす
   る。 （４）前記第１の所定角度θ＿１は１５°程度であるこ
   とを特徴とする特許請求の範囲第１項記載のラジアルピ
   ストンポンプ。 （５）前記第２の所定角度θ＿２は１０°程度であるこ
   とを特徴とする特許請求の範囲第１項記載のラジアルピ
   ストンポンプ。 （６）前記第３の所定角度θ＿３は１５゜程度であるこ
   とを特徴とする特許請求の範囲第１項記載のラジアルピ
   ストンポンプ。 （７）前記第１の所定角度θ＿１の方が前記第３の所定
   角度θ＿３より大きいことを特徴とする特許請求の範囲
   第１項記載のラジアルピストンポンプ。