JPS60187779A - Variable displacement pump - Google Patents

Variable displacement pump

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JPS60187779A
JPS60187779A JP59044630A JP4463084A JPS60187779A JP S60187779 A JPS60187779 A JP S60187779A JP 59044630 A JP59044630 A JP 59044630A JP 4463084 A JP4463084 A JP 4463084A JP S60187779 A JPS60187779 A JP S60187779A
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piston
control
pump
guide ring
spring
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昌彦 鈴木
Kazuma Matsui
松井 数馬
Koichi Moriguchi
守口 幸一
Masatoshi Kuroyanagi
正利 黒柳
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NipponDenso Co Ltd
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Abstract

PURPOSE:To reduce necessary power when the pump is not loaded by providing first and second control devices so as to be opposed under pinching the guide ring of the pump. CONSTITUTION:The hydraulic pressure chamber 46 of the first control device (a) is provided with an auxiliary piston 42 slidably. The auxiliary piston 42 is provided with a rod member 43 slidably. First control piston 40 is operated by first spring 47, supported by the auxiliary piston 42, and the rod member 43. The first control piston 40 makes the guide ring 4 eccentric. The hydraulic pressure chamber 57 of the second control device (b) is provided with the second control piston 50 having a pressure receiving area larger than the rod member 43. Further, second spring 56, having an energizing force larger than the same of the first spring 47, is effected on the piston 50. The second control piston 50 decreases the eccentricity of the guide ring 4. The delivery pressure of the pump is applied on both of the hydraulic pressure chambers 46, 57.

Description

【発明の詳細な説明】 (産業上の利用分野) 本発明は可変容量ポンプに関するもので、例えばパワー
ステアリング装置等の油圧源として用いて有効である。
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Field of Industrial Application) The present invention relates to a variable displacement pump, and is effective when used as a hydraulic power source for, for example, a power steering device.

(従来技術) 従来のポンプがパワーステアリング装置の油圧源として
用いられた場合、ステアリング操作時、つまりその油圧
源であるポンプに高負荷がかかる時にあっては、その負
荷に応じて高圧の作動油の供給が要求される。ところが
、前述以外の時、例えば車輌が停車あるいは直進してい
る時においては、ポンプからの作動油の供給は不必要で
あるため、ポンプ作動油はオイルタンクに単にもどして
いた。つまりポンプに負荷がかからない時においても、
ポンプは常に一定の吐出量の作動油を吐出しており、そ
のために無駄なエネルギーを使用するという結果をまね
いていた。
(Prior art) When a conventional pump is used as a hydraulic power source for a power steering device, when a steering operation is performed, that is, when a high load is applied to the pump, which is the hydraulic power source, high-pressure hydraulic oil is used according to the load. supply is required. However, at times other than those mentioned above, for example, when the vehicle is stopped or moving straight, supply of hydraulic oil from the pump is unnecessary, and thus the pump hydraulic oil is simply returned to the oil tank. In other words, even when there is no load on the pump,
Pumps always discharge a fixed amount of hydraulic oil, which results in wasted energy.

(発明の目的) 本発明は上記の点に鑑みて、ポンプに負荷がかかってい
ない時、つまりポンプから吐出される作動流体の吐出圧
が低い時において、吐出量を減らし、ポンプに負荷のか
からない時の必要動力を低減する可変容量ポンプを提供
することを目的とする。
(Object of the Invention) In view of the above points, the present invention reduces the discharge amount when no load is applied to the pump, that is, when the discharge pressure of the working fluid discharged from the pump is low, so that no load is applied to the pump. The object of the present invention is to provide a variable displacement pump that reduces the required power when the pump is used.

そこで、本発明は以下に述べる第1制御装置+al及び
第2制御装置(blをポンプのガイドリング(4)を挟
んで相対向するように設けたことにより上記目的を達成
するものである。
Therefore, the present invention achieves the above object by providing a first control device +al and a second control device (bl, described below) so as to face each other across the guide ring (4) of the pump.

第1制御装置+a+は、ポンプ室から吐出される作動流
体の吐出圧を受ける第1制御油圧室(46)と、前記第
11iII御油圧室に油密的に摺動可能に収納された補
助ピストン(42)と、前記補助ピストンを貫通して設
けられ、且つ第1制御油圧室の圧力を受ける端面を有す
るロフト部材(43)と、前記補助ピストンに支持され
た第1スプリング(47)と、この第1スプリングによ
ってガイドリングに当接する第1制御ピストン(40)
とから構成されている。そして、この第1制御装置は、
ポンプからの吐出圧に応じて、ハウジングに内蔵されて
回転するロータ2と、ロータの外周に設けられたガイド
リング4との中心の距離、すなわち偏心量(1111を
大きくする制御を行なう。
The first control device +a+ includes a first control hydraulic chamber (46) that receives the discharge pressure of the working fluid discharged from the pump chamber, and an auxiliary piston that is slidably housed in the 11iIII control hydraulic chamber in an oil-tight manner. (42), a loft member (43) that extends through the auxiliary piston and has an end surface that receives pressure from a first control hydraulic chamber, and a first spring (47) that is supported by the auxiliary piston. A first control piston (40) that abuts the guide ring by this first spring.
It is composed of. And, this first control device is
Control is performed to increase the distance between the centers of the rotating rotor 2 housed in the housing and the guide ring 4 provided on the outer periphery of the rotor, that is, the eccentricity (1111), in accordance with the discharge pressure from the pump.

第2制御装置(b)は、ポンプ室から吐出される作動流
体の吐出圧を受ける第2制御油圧室(57)と、前記第
2制御油圧室内に収納、且つ支持された第2スプリング
(56)と、第2スプリングの付勢力を受け、かつ第2
制御油圧室の圧力を受ける端面を有する第2制御ピスト
ン(50)から構成されている。この第2制御装置は、
ポンプからの吐出圧に応じて、前記偏心量(elを小さ
くする制御を行なう。
The second control device (b) includes a second control hydraulic chamber (57) that receives the discharge pressure of the working fluid discharged from the pump chamber, and a second spring (56) housed and supported in the second control hydraulic chamber. ), receives the biasing force of the second spring, and receives the biasing force of the second spring.
It consists of a second control piston (50) having an end face that receives the pressure of the control hydraulic chamber. This second control device is
Control is performed to reduce the eccentricity (el) in accordance with the discharge pressure from the pump.

なお、前記第1制御装置(alのロフト部材(43)の
受圧端面(S+)は、高記第2制御装置(blの第2制
御ピストン(50)の受圧端面(S2)より小面積であ
る。また、前記第2スプリング(56)のハネ定数(K
2)は第1スプリング(47)のバネ定数(K+)より
大に設定されている。
The pressure receiving end surface (S+) of the loft member (43) of the first control device (al) has a smaller area than the pressure receiving end surface (S2) of the second control piston (50) of the second control device (bl). .Furthermore, the spring constant (K
2) is set larger than the spring constant (K+) of the first spring (47).

(実施例) 次に本発明の一実施例を第1図面に基づいて説明する。(Example) Next, one embodiment of the present invention will be described based on the first drawing.

この実施例は可変容量ポンプであるラジアルプランジャ
ポンプをパワーステアリング装置の油圧源として使用す
る場合の実施例であり、第1図は前述の使用例のラジア
ルプランジャポンプの部分断面図である。
This embodiment is an embodiment in which a radial plunger pump, which is a variable displacement pump, is used as a hydraulic power source for a power steering device, and FIG. 1 is a partial sectional view of the radial plunger pump of the above-mentioned usage example.

■はポンプの外形を形成するハウジングで、2はハウジ
ング1に内蔵されて外部動力を受けて0を中心に回転す
るロータである。ロータ2には放射状に配列された7個
のシリンダ孔21が穿設されており、このシリンダ孔2
1のそれぞれにはシリンダスプリング22によって中心
0より外方に付勢されたプランジャ3が油密的にかつ摺
動自在に挿入れている。またロータ2の内部にはシリン
ダ孔21とプランジャ3によって形成されるポンプ室2
3と連通ずる流体通路24がプランジャの数だけ穿設さ
れている。この流体通路24は、ロータ2に設けられた
プランジャ3が第1図の回転中心0より上半分にくる吐
出行程においては、図示しない切り換え弁により吐出口
11と連通ずる。
2 is a housing that forms the outer shape of the pump, and 2 is a rotor that is built into the housing 1 and rotates around 0 in response to external power. The rotor 2 has seven cylinder holes 21 arranged radially.
A plunger 3, which is biased outward from the center 0 by a cylinder spring 22, is inserted into each of the plungers 1 in an oil-tight and slidable manner. Also, inside the rotor 2 is a pump chamber 2 formed by a cylinder hole 21 and a plunger 3.
The number of fluid passages 24 communicating with the plungers 3 is equal to the number of plungers. This fluid passage 24 communicates with the discharge port 11 by a switching valve (not shown) during a discharge stroke in which the plunger 3 provided on the rotor 2 is in the upper half of the rotation center 0 in FIG.

またプランジャ3が回転中心Oより下半分にくる吸入行
程においては図示しない切り変え弁により吸入口12と
連通される。なお、吸入口12はオイルタンク100と
連通して作動を油を吸入する。
Further, during the suction stroke in which the plunger 3 is in the lower half of the rotation center O, it is communicated with the suction port 12 by a switching valve (not shown). Note that the suction port 12 communicates with the oil tank 100 to suck in oil for operation.

一方、ロータ2の外周には内リング4a、外リング4b
、鋼球4cとからなるガイドリング4が設けられており
、内リング4aの内周にはプランジャ3の外方先端が当
接してほぼロータ2と同じ速度で回転する。また外リン
グ4bはハウジング1と当接して回転しないように設け
られている。
On the other hand, the outer circumference of the rotor 2 includes an inner ring 4a and an outer ring 4b.
, and steel balls 4c, the outer tip of the plunger 3 contacts the inner periphery of the inner ring 4a and rotates at approximately the same speed as the rotor 2. Further, the outer ring 4b is provided so as not to rotate in contact with the housing 1.

ここでO′はガイドリング4の中心であり、ロータ2の
中心0に対して偏心量eだけ偏心して設けられている。
Here, O' is the center of the guide ring 4, which is provided eccentrically from the center 0 of the rotor 2 by an eccentric amount e.

また、ガイドリング4の図中右側のハウジング1には、
ガイドリング4の偏心量eを大きくするように制御する
第1制御装置aが設げられており、その第1ピストン4
0がハウジング1の第1挿入穴13に摺動可能に挿入さ
れている。その第1ピストン40の一端にはガイドリン
グ4の外リング4bところがり接触する第10−ラー4
1が設げられている。さらに第1挿入穴13の右側には
紹l制御穴14が設けられており、その内部には補助ピ
ストン42が油密を保ち、かつ摺動自在に挿入されてい
る。前記第1挿入穴13と第1制御穴14の間のハウジ
ング■には段差部15が形成されている。この段差部1
5は補助ピストン42のストッパーの役割をはたしてい
る。補助ピストン42の中央に設けられた穴にはロンド
部材であるロントビストン43が挿入されている。この
ロントビストン43は以下に述べる第1制御油圧室46
の作動油圧を受ける受圧端面43aが形成されている。
In addition, the housing 1 on the right side of the guide ring 4 in the figure has
A first control device a is provided that controls the eccentricity e of the guide ring 4 to increase, and the first piston 4
0 is slidably inserted into the first insertion hole 13 of the housing 1. The outer ring 4b of the guide ring 4 rolls into contact with one end of the first piston 40.
1 is provided. Further, an introduction control hole 14 is provided on the right side of the first insertion hole 13, and an auxiliary piston 42 is inserted therein in an oil-tight manner and slidable therein. A stepped portion 15 is formed in the housing (2) between the first insertion hole 13 and the first control hole 14. This step part 1
5 serves as a stopper for the auxiliary piston 42. A ront piston 43, which is a rond member, is inserted into a hole provided in the center of the auxiliary piston 42. This long piston 43 is connected to a first control hydraulic chamber 46 which will be described below.
A pressure receiving end surface 43a is formed to receive the working hydraulic pressure.

このロントビストン43の一端には組付は時の抜は防止
用のサークリップ43bが設けられている。第1制御穴
14の一端には、中央に第1圧力導入ロ44aの設けら
れた第1ニツプル44が、ワッシャ45を介して螺合さ
れている。また補助ピストン42と第1ニツプル44に
よって囲まれる空間は第1IIJIII油圧室46を形
成し、この第1制御油圧室46は吐出口11より分岐し
たパイロット連通路18aを経て作動流体の吐出圧力が
導かれる。第1スプリング47は補助ピストン42に支
持されて、第1ピストン40を図中左側に付勢する。な
お、91はドレン孔でオイルタンク100と連通してい
る。
A circlip 43b is provided at one end of the front piston 43 to prevent removal during assembly. A first nipple 44 having a first pressure introduction hole 44a in the center is screwed into one end of the first control hole 14 via a washer 45. Further, the space surrounded by the auxiliary piston 42 and the first nipple 44 forms a first IIJIII hydraulic chamber 46, and the discharge pressure of the working fluid is introduced into this first control hydraulic chamber 46 through a pilot communication passage 18a branched from the discharge port 11. It will be destroyed. The first spring 47 is supported by the auxiliary piston 42 and urges the first piston 40 to the left in the figure. Note that 91 is a drain hole that communicates with the oil tank 100.

一方、図中左側に設けられたハウジング1の第2挿入穴
16には第2制御装置すの制御第2シリンダ51が圧入
されており、その制御シリンダ51の中央穴には第2制
御ピストン50が油密を保ち、かつ摺動自在に挿入され
ている。この第2制御ピストン50の一端には、以下に
述べる第2制御油圧室57の圧力を受ける受圧端面50
aが形成されている。この受圧端面57aは前記第1制
御装置aのロントビストン40の受圧端面43aより大
面積である。またこの第2制御ピストン50の他端には
ガイドリング4ところがり接触する第20−タ52が設
けられている。さらに、ハウジングlに設けられた第2
制御穴17の一端には、中央に第2圧力導入ロ53aを
有する第2ニツプル53がワッシャ54を介して螺合さ
れている。
On the other hand, a second control cylinder 51 of a second control device is press-fitted into the second insertion hole 16 of the housing 1 provided on the left side in the figure, and a second control piston 50 is inserted into the center hole of the control cylinder 51. is inserted so that it remains oil-tight and can slide freely. One end of the second control piston 50 has a pressure receiving end surface 50 that receives pressure from a second control hydraulic chamber 57, which will be described below.
a is formed. This pressure receiving end surface 57a has a larger area than the pressure receiving end surface 43a of the front piston 40 of the first control device a. Further, at the other end of the second control piston 50, a 20th rotor 52 is provided which is in rolling contact with the guide ring 4. Furthermore, a second
A second nipple 53 having a second pressure introduction hole 53a in the center is screwed into one end of the control hole 17 via a washer 54.

この第2二ソプル53と第2制御穴17によって第2制
御油圧室57が形成される。この第2制御油圧室57に
は、スプリング座55および第2ス □プリング56が
設けられている。この第2スプリング56は第2ニツプ
ル53に支持され、図中右側へスプリング座55を付勢
する。またスプリング座55の中央には圧力路55aが
設けられており、この圧力路55aを経て第2制御ピス
トン50の受圧端面57aに作動油圧が導かれる。なお
、第2制御油圧室57は吐出口11より分岐した連通路
18bを介して作動流体の吐出圧力が導かれている。
A second control hydraulic chamber 57 is formed by the second second sople 53 and the second control hole 17. This second control hydraulic chamber 57 is provided with a spring seat 55 and a second spring 56. This second spring 56 is supported by the second nipple 53 and urges the spring seat 55 to the right in the figure. Further, a pressure passage 55a is provided in the center of the spring seat 55, and the hydraulic pressure is guided to the pressure receiving end surface 57a of the second control piston 50 through this pressure passage 55a. Note that the discharge pressure of the working fluid is guided to the second control hydraulic chamber 57 via a communication path 18b branched from the discharge port 11.

以上述べた図中左側に設けられた装置を第2制御装置す
と呼ぶ。さらに上述可変容量ポンプの吐出口11より吐
出された作動流体は吐出連通路18を経てパワーステア
リング装置に供給される。
The device provided on the left side of the figure described above is called a second control device. Further, the working fluid discharged from the discharge port 11 of the variable displacement pump described above is supplied to the power steering device through the discharge communication passage 18.

なお・このパワーステアリング装置はステアリング10
11コントロールバルブ102、パワーピストンlO3
、パワーシリンダ12o1ラツク105から構成されて
おり、ステアリングホイール101を回転するとコント
ロールバルブ102が作動し、パワーシリンダ120内
の空間104あるいは空間121のどちらがが吐出口1
1と連通されることとなる。このとき、他方の空間はオ
イルタンク100と連通する構造である。また、作動流
体がパワーシリンダ120に供給されないときは、オイ
ルタンク100にドレンされる通路が設けられている。
*This power steering device is steering 10.
11 control valve 102, power piston lO3
, a power cylinder 12o1 rack 105, and when the steering wheel 101 is rotated, the control valve 102 is operated, and which of the space 104 or the space 121 in the power cylinder 120 is connected to the discharge port 1.
It will be communicated with 1. At this time, the other space is structured to communicate with the oil tank 100. Further, when the working fluid is not supplied to the power cylinder 120, a passage is provided to drain the working fluid to the oil tank 100.

次に上述の構成に基づいて実施例の作動について説明す
る。
Next, the operation of the embodiment will be explained based on the above-described configuration.

第2図乃至第4図は作動を説明するのに供する要部概略
図、第5図、第6図は作動を説明するに供する特性図で
ある。
FIGS. 2 to 4 are schematic diagrams of essential parts for explaining the operation, and FIGS. 5 and 6 are characteristic diagrams for explaining the operation.

まず、第1制御装置aの補助ピストン42の段差部15
までの距離を第1距1111X+、第2制御装置すのス
プリング座55と制御シリンダ51までの距離を第2距
離X2とする。またハウジング1内のガイドリング4と
ロータとの最大偏心量をe(m’ax)とする。
First, the stepped portion 15 of the auxiliary piston 42 of the first control device a
The distance from the spring seat 55 of the second control device to the control cylinder 51 is a second distance X2. Further, the maximum eccentricity between the guide ring 4 in the housing 1 and the rotor is assumed to be e (m'ax).

第2図は、ポンプの起動開始前、あるいはポンプから吐
出される作動油の吐出圧の最も低い状態、つまりパワー
ステアリング装置のステアリング101が操作されず、
ポンプに負荷がかかっていない状態を示す。この時、パ
イロット連通路18a。
FIG. 2 shows a state before the start of the pump or when the discharge pressure of the hydraulic oil discharged from the pump is at its lowest, that is, when the steering 101 of the power steering device is not operated.
Indicates that the pump is not under load. At this time, the pilot communication path 18a.

18bを通って作動油の圧力を受ける第1制御油圧室4
゛6、第2制御油圧室57は、圧力が低い状態にある。
The first control hydraulic chamber 4 receives the pressure of hydraulic oil through 18b.
(6) The pressure in the second control hydraulic chamber 57 is low.

このため、第1制御装置aによって発生する作動力は小
さく、第2制御装置すの第2スプリング56の付勢力の
方が大きい。したがって、スプリング座55が制御シリ
ンダ51に当接する。
Therefore, the operating force generated by the first control device a is small, and the urging force of the second spring 56 of the second control device a is larger. Therefore, the spring seat 55 abuts against the control cylinder 51 .

そしてガイドリング4はロータ2の中心に対して最大偏
心量e(max)の半分だけ偏心し、ポンプは最大吐出
量の半分の吐出量で運転される。このとき、第1距離X
+は第1スプリング47の自由長にて決まる距離、例え
ば1/2・e(max)であり、第2距離X2はゼロで
ある。これは第5図、第6図のα点に相当する。
The guide ring 4 is eccentric with respect to the center of the rotor 2 by half of the maximum eccentricity e(max), and the pump is operated at a discharge rate that is half of the maximum discharge rate. At this time, the first distance
+ is a distance determined by the free length of the first spring 47, for example, 1/2·e (max), and the second distance X2 is zero. This corresponds to point α in FIGS. 5 and 6.

、そして、上述の状態からパワーステアリング装置のス
テアリング101を操作するとポンプに負荷がかかり、
次第に吐出圧Pが増加する時について説明する。
Then, when the steering wheel 101 of the power steering device is operated from the above-mentioned state, a load is applied to the pump.
A case in which the discharge pressure P gradually increases will be explained.

この時は、面積が比較的大きい補助ピストン42は、第
1制御油圧室46の圧力を受けて第2図中下方向に移動
を開始する。これに伴って、補助ピストン42の中央に
設けられたロントビストン43も移動する。すると、第
1スプリング47のセット荷重が大きく”なり、その付
勢力を受ける第1制御ピストン40は第2図中下方向の
付勢力を受ける。そして、第1スプリング47の荷重が
第2スプリング56のセット荷重より大きくなると、第
1制御ピストン40が移動を開始する。つまり前述偏心
量が1/2・e(max)からe(maX)まで増加し
、ポンプの吐出量Qが増加する。
At this time, the auxiliary piston 42, which has a relatively large area, starts to move downward in FIG. 2 under pressure from the first control hydraulic chamber 46. Along with this, the front piston 43 provided at the center of the auxiliary piston 42 also moves. Then, the set load of the first spring 47 increases, and the first control piston 40 receives the biasing force in the downward direction in FIG. When the load becomes larger than the set load, the first control piston 40 starts to move.In other words, the eccentricity increases from 1/2·e(max) to e(max), and the discharge amount Q of the pump increases.

そして、補助ビス、トン42は、段差部15に当接する
まで移動する。第1制御装置aのロントビストン43の
一端が第1制御ピストン40と当接する。このとき、第
3図に示すように前述偏心量が最大(e(max))と
なり、ポンプからの吐出量Qも最大となる。このとき、
第1距離XIはゼロ、第2距離は1/2・e(rnax
)である。これば第5図、第6図のβ点に相当し、例え
ばこの時のポンプ吐出圧は5kg/−程度となる。
Then, the auxiliary screw 42 moves until it comes into contact with the stepped portion 15. One end of the front piston 43 of the first control device a comes into contact with the first control piston 40 . At this time, as shown in FIG. 3, the eccentricity described above becomes maximum (e(max)), and the discharge amount Q from the pump also becomes maximum. At this time,
The first distance XI is zero, the second distance is 1/2・e(rnax
). This corresponds to point β in FIGS. 5 and 6, and for example, the pump discharge pressure at this time is about 5 kg/-.

次に、さらにポンプに負荷がかかり、吐出圧P以上(例
えばP = 75 kg/cra程度)に上昇する時に
ついて説明する。
Next, a case will be described in which the load is further applied to the pump and the discharge pressure increases to more than P (for example, P = about 75 kg/cra).

ポンプからの吐出圧は、第1制御装置a及び第2制御装
置すの両装置に加わるが、第1制御装置aの補助ピスト
ン42は段差部15に当接してからは移動することがで
きない構造となっている。
The discharge pressure from the pump is applied to both the first control device a and the second control device S, but the auxiliary piston 42 of the first control device a has a structure in which it cannot move after it comes into contact with the stepped portion 15. It becomes.

このため、第1制御装置aがらガイドリング4に作動す
る力、つまり偏心量eを大きくする力は、第1スプリン
グ47からの一定の付勢力と、受圧端面43aを有する
ロントビストン43による作用力の合力である。ところ
が、第2制御装置すの第2制御ピストン50の受圧端面
50aは、前記ロントビストン43の受圧端面43aよ
り大きい面積を有している。このため、ポンプからの吐
出圧が増加すると、第2制御ピストン50の作動力、つ
まり前記偏心量eを小さくする力が大きくなり、ついに
は第1制御装置aの作用力より大きくなる。
Therefore, the force acting on the guide ring 4 by the first control device a, that is, the force that increases the eccentricity e, is a combination of the constant biasing force from the first spring 47 and the acting force by the front piston 43 having the pressure receiving end surface 43a. It is the resultant force. However, the pressure receiving end surface 50a of the second control piston 50 of the second control device has a larger area than the pressure receiving end surface 43a of the front piston 43. Therefore, when the discharge pressure from the pump increases, the operating force of the second control piston 50, that is, the force that reduces the eccentricity e increases, and eventually becomes greater than the operating force of the first control device a.

そして、第2制御ピストン50は第3図中上方向に移動
し、偏心量eを小さくする制御を始める。
Then, the second control piston 50 moves upward in FIG. 3 and begins control to reduce the eccentricity e.

これは第5図、第6図の1点に相当する。このとき、ロ
ントビストン43は補助ピストン42から、第1制御油
圧室46内に突出する。そして、ポンプの吐出圧Pが増
加するに従って、偏心量e及び吐出量Qが減少する。つ
いには、吐出圧Pが例えば80kg/c+a程度になる
と偏心量e及び吐出量Qがゼロとなる。これによりポン
プ及び連通路等の破損を防止するものである。これは、
第5図、第6図におけるε点に相当する。
This corresponds to one point in FIGS. 5 and 6. At this time, the long piston 43 projects from the auxiliary piston 42 into the first control hydraulic chamber 46 . Then, as the pump discharge pressure P increases, the eccentricity e and the discharge amount Q decrease. Finally, when the discharge pressure P reaches about 80 kg/c+a, the eccentricity e and the discharge amount Q become zero. This prevents damage to the pump, communication passage, etc. this is,
This corresponds to point ε in FIGS. 5 and 6.

なお、上述の実施例においては、ポンプに負荷がかかっ
ていない状態では、ポンプの吐出量は最大吐出量の半分
に設定されているが、この設定された吐出量は最大吐出
量の半分の吐出量に限定されず、各構成部材の寸法を変
えることによって調整することができる。また、各スプ
リングのばね定数、各ピストンの受圧端面の面積を変え
ることにより、上述制御装置の入力として用いるポンプ
からの吐出圧を任意に設定することができる。
In addition, in the above-mentioned embodiment, when no load is applied to the pump, the discharge amount of the pump is set to half of the maximum discharge amount; It is not limited to the amount, and can be adjusted by changing the dimensions of each component. Further, by changing the spring constant of each spring and the area of the pressure receiving end surface of each piston, the discharge pressure from the pump used as input to the above-mentioned control device can be arbitrarily set.

(発明の効果) 本発明は、以上述べたように、ハウジング内に設けられ
たロータとガイドリングとの偏心量を制御する第1及び
第2制御装置を設けたことから、ポンプに負圧がかから
ない時、つまりポンプからの吐出される作動流体の吐出
圧が低い時には、ポンプからの吐出量を小さく設定する
ことができる。
(Effects of the Invention) As described above, the present invention includes the first and second control devices that control the amount of eccentricity between the rotor and the guide ring provided in the housing, so that negative pressure is applied to the pump. When this is not the case, that is, when the discharge pressure of the working fluid discharged from the pump is low, the discharge amount from the pump can be set small.

また、ポンプにある設定以上の負荷がかかる時、つまり
ポンプから吐出される作動流体の吐出圧が上昇する時に
は、ポンプの吐出量を最大吐出量に変えることができる
Further, when a load exceeding a certain setting is applied to the pump, that is, when the discharge pressure of the working fluid discharged from the pump increases, the discharge amount of the pump can be changed to the maximum discharge amount.

このことにより、ポンプにかかる負荷の状態に従って、
つまりポンプから吐出される作動流体の吐出圧に従って
ポンプの吐出量を変えることができるようになる。さら
に、第1制御装置及び第2制御装置は簡単な構造であり
、且つポンプハウジングと一体形成されているため、信
頼性が高いと同時にコスト的にも効果がある。また、第
1制御装置及び第2制御装置の各構成部材を変えること
により、たとえば第1スプリング及び第2スプリングの
ばね定数や、ロントビストン及び第2制御ヒストンの受
圧端面の面積を変えることにより、駆動装置の油圧源と
して適切な特性を有する可変容量ポンプを、容易に提供
することが可能である。
This allows, depending on the load on the pump,
In other words, the discharge amount of the pump can be changed according to the discharge pressure of the working fluid discharged from the pump. Furthermore, since the first control device and the second control device have a simple structure and are integrally formed with the pump housing, they are highly reliable and cost effective. In addition, by changing each component of the first control device and the second control device, for example, by changing the spring constants of the first spring and the second spring, and the areas of the pressure receiving end surfaces of the long piston and the second control histon, the driving force can be changed. It is possible to easily provide a variable displacement pump with suitable characteristics as a hydraulic power source for the device.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第F図は本発明の一実施例を示す可変容量ポンプの断面
図、第2図乃至第4図は本発明の一実施例の作動説明す
るに供する要部概略図、第5図。 第6図は本発明及び従来の可変容量ポンプの特性を示す
特性図である。 1・・・ハウジング、2・・・ロータ、4・・・ガイド
リング、40・・・第1制御ピストン、42・・・補助
ピストン、43・・・ロンド部材(ロントビストン)、
46・・・第1制御油圧室、47・・・第1スプリング
、50・・・第2制御ピストン、56・・・第2スプリ
ング、57・・・第2制御油圧室。
FIG. F is a sectional view of a variable displacement pump showing an embodiment of the present invention, FIGS. 2 to 4 are schematic diagrams of essential parts for explaining the operation of an embodiment of the present invention, and FIG. FIG. 6 is a characteristic diagram showing the characteristics of the present invention and the conventional variable displacement pump. DESCRIPTION OF SYMBOLS 1... Housing, 2... Rotor, 4... Guide ring, 40... First control piston, 42... Auxiliary piston, 43... Rondo member (ronto piston),
46... First control hydraulic chamber, 47... First spring, 50... Second control piston, 56... Second spring, 57... Second control hydraulic chamber.

Claims (1)

【特許請求の範囲】[Claims] ハウジングに内蔵されて回転するロータと、ロータの外
周に設けられたガイドリングとの偏心量を変えることに
よりポンプ室の容積を変える可変容量ポンプにおいて、
ガイドリングを挟んで相対向するよう設けられ、かつ前
記ポンプ室から吐出される作動流体の吐出圧を受ける第
1制御油圧室及び第2制御油圧室と、前記第1制御油圧
室に摺動可能に収納された補助ピストン、該ピストンを
貫通して摺動可能に設けられ、かつ第1制御油圧室の圧
力を受ける端面を有するロンド部材と、前記補助ピスト
ンに支持された第1スプリングと前記ロンド部材とによ
って偏心量を大きくするよう作用し、かつ前記ガイドリ
ングに当接する第1制御ピストンと、前記ロンド部材の
端面より受圧面積が大きい端面を有し、かつ前記第2制
御油圧室の油圧を受けて摺動し、かつ前記偏心量を小さ
くする作用をする第2制御ピストンと、第1スプリング
より大きい付勢力を有し、かつ第2制御ピストンが前記
ガイドリングに当接するよう付勢する第2スプリングと
を具備することを特徴とする可変容量ポンプ。
In a variable displacement pump, the volume of the pump chamber is changed by changing the amount of eccentricity between the rotating rotor built into the housing and the guide ring provided on the outer periphery of the rotor.
A first control hydraulic chamber and a second control hydraulic chamber are provided to face each other with a guide ring in between and receive the discharge pressure of the working fluid discharged from the pump chamber, and are slidable to the first control hydraulic chamber. an auxiliary piston housed in the auxiliary piston, a rond member that is slidably provided through the piston and has an end face that receives pressure from a first control hydraulic chamber, a first spring supported by the auxiliary piston, and the rond member. a first control piston that acts to increase eccentricity by a member and abuts the guide ring; and a first control piston that has an end surface having a larger pressure receiving area than the end surface of the rond member, and that controls the hydraulic pressure of the second control hydraulic chamber. a second control piston that receives and slides thereon and acts to reduce the amount of eccentricity; and a second control piston that has a larger biasing force than the first spring and biases the second control piston to contact the guide ring. A variable displacement pump characterized by comprising two springs.
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JP2011111926A (en) * 2009-11-25 2011-06-09 Hitachi Automotive Systems Ltd Variable displacement pump
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