WO2011135747A1 - ベーンポンプ - Google Patents

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WO2011135747A1
WO2011135747A1 PCT/JP2010/070444 JP2010070444W WO2011135747A1 WO 2011135747 A1 WO2011135747 A1 WO 2011135747A1 JP 2010070444 W JP2010070444 W JP 2010070444W WO 2011135747 A1 WO2011135747 A1 WO 2011135747A1
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WO
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oil supply
passage
axial
rotor
hole
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PCT/JP2010/070444
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隆一 榊原
喜久治 林田
清隆 太田原
祥正 久野
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大豊工業株式会社
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Priority to US13/138,400 priority patent/US8449277B2/en
Priority to EP10846307.6A priority patent/EP2602487B1/en
Priority to RU2011143786/06A priority patent/RU2490516C2/ru
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    • F04C29/02—Lubrication; Lubricant separation
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    • F04C29/12—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet

Definitions

  • the present invention relates to a vane pump, and more particularly to a vane pump in which an oil supply passage through which lubricating oil flows is formed inside a rotor, and the lubricating oil is intermittently supplied into the pump chamber by the rotation of the rotor.
  • a housing having a substantially circular pump chamber, a rotor that rotates at a position eccentric with respect to the center of the pump chamber, a vane that is rotated by the rotor and always divides the pump chamber into a plurality of spaces,
  • An oil supply passage that intermittently communicates with the pump chamber by rotation, an oil supply pipe that is connected to the oil supply passage and supplies lubricating oil from the hydraulic pump to the oil supply passage, and the oil supply passage communicates with the pump chamber by rotation of the rotor.
  • the oil supply passage includes a diameter direction oil supply hole provided in a diameter direction of the shaft portion of the rotor and a housing provided in communication with the pump chamber, and the rotation of the rotor intermittently opens the diameter direction oil supply hole.
  • the gas passage is provided in the shaft portion of the rotor in the diametrical direction and communicated with the oil supply passage; and the housing.
  • an axial gas groove in which the opening of the diametrical gas hole is intermittently communicated by rotation of the rotor, and the diametrical oil hole has an axial oiling hole.
  • a vane pump is known that is adapted to communicate with an axial gas groove when communicated with a groove. (Patent Document 1)
  • the vane pump when the rotor stops in a state where the diametrical oil supply hole of the oil supply passage is communicated with the axial oil supply groove, the lubricating oil inside the oil supply passage is drawn into the pump chamber by the negative pressure in the pump chamber. It becomes like this. If a large amount of lubricating oil is drawn into the pump chamber, an excessive load is applied to the vane to discharge the lubricating oil when the vane pump is started next, and the vane may be damaged.
  • the present invention prevents the air from being sucked into the pump chamber from the gas passage as much as possible even when the oil pressure of the lubricating oil supplied from the hydraulic pump to the oil supply passage is low.
  • the vane pump which can prevent that the drive torque of this increases is provided.
  • the present invention includes a housing having a substantially circular pump chamber, a rotor that rotates at a position eccentric with respect to the center of the pump chamber, a vane that is rotated by the rotor, and always partitions the pump chamber into a plurality of spaces,
  • An oil supply passage intermittently communicating with the pump chamber by the rotation of the rotor, an oil supply pipe connected to the oil supply passage for supplying lubricating oil from the hydraulic pump to the oil supply passage, and the oil supply passage pumped by the rotation of the rotor
  • the oil supply passage includes a diameter direction oil supply hole provided in a diameter direction of the shaft portion of the rotor and a housing provided in communication with the pump chamber, and the rotation of the rotor intermittently opens the diameter direction oil supply hole.
  • the gas passage is provided in the shaft portion of the rotor in the diametrical direction and communicated with the oil supply passage; and the housing. And an axial gas groove in which the opening of the diametrical gas hole is intermittently communicated by rotation of the rotor, and the diametrical oil hole has an axial oiling hole.
  • the flow passage area of the gas passage is S 1
  • the flow passage area of the oil supply passage is S 2
  • the flow passage area of the oil supply pipe is S 3
  • the diameter of the diameter direction oil supply hole is d 2
  • the axial oil supply groove in the rotation direction of the rotor is S 1 .
  • the flow passage area S 2 of the oil supply passage sets the range of S 1 ⁇ S 2 ⁇ 3 ⁇ S 1
  • the flow passage area S 3 of the oil supply pipe is set to a range of S 2 ⁇ S 3 ⁇ 3 ⁇ S 2
  • the axial oil groove width L is set in a range of d 2 ⁇ L ⁇ 4 ⁇ d 2 .
  • the flow passage area S 1 of the gas passage when the hydraulic pressure is high of the lubricating oil supplied to the oil supply passage from the hydraulic pump, to the outer space the lubricant through the gas passage, i.e. leaks in the inner space of the engine to reduce to, it is set to be as small as possible flow path area S 1.
  • the flow passage area S 2 of the oil supply passage, the flow passage area S 3 of the oil supply pipe, the diameter d 2 of the diameter direction oil supply hole, the width L of the oil groove in the rotational direction of the rotor, the required lubricating oil No particular attention was paid to these magnitude relationships from the standpoint that it should be supplied to the pump room.
  • the flow path area S 2 is set in a range of S 1 ⁇ S 2 ⁇ 3 ⁇ S 1 . That is, the flow passage area S 2 of the oil supply passage, by a small flow path area of less than three times as much as possible for small flow path area S 1 of the gas passage, and less likely to suck air.
  • the flow passage area S 2 of the oil supply passage disclosed in FIG. 3 of Patent Document 1 although the comparison of the drawings, setting the flow area S of about 16 times the size for one of the gas passage Has been.
  • the flow passage area S 2 of the oil supply passage, to the flow passage area S 1 of the gas passage is set larger that than, ensuring the required lubricating oil during operation beyond the idling vane pump pumps To be supplied to the room.
  • the flow passage area S 3 of the oil supply pipe is set in a range of S 2 ⁇ S 3 ⁇ 3 ⁇ S 2 with respect to the flow passage area S 2 of the oil supply passage set relatively small. is doing.
  • This which has to obtain a throttle effect by greater than the flow passage area S 2 of the flow passage area S 3 of the oil supply pipe oil supply passage, whereby the oil supply passage even with a small amount of lubricating oil during idling
  • the hydraulic pressure can be kept as high as possible.
  • the axial oil groove width L is set in a range of d 2 ⁇ L ⁇ 4 ⁇ d 2 .
  • the opening of the diametric oil supply hole intermittently crosses the axial oil supply groove by the rotation of the rotor, and is superposed and communicated when crossing the axial oil supply groove.
  • the communication time that is, the overlap time becomes long, and air is easily sucked by the vacuum in the pump chamber, particularly when the oil pressure in the oil supply passage during idling is low. End up. From such a point of view, the axial oil supply groove width L is set to the above range to suppress air inhalation.
  • FIG. 3 The front view of the vane pump which shows the Example of this invention.
  • Sectional drawing in II-II in FIG. FIG. 3 is a cross-sectional view taken along line III-III in FIG.
  • the test result figure which tested the relationship between rotation speed and drive torque.
  • the test result figure which tested the relationship between the amount of oil supply to 2 A of pump chambers, and drive torque.
  • the vane pump 1 is fixed to a side of an automobile engine (not shown) and is used as a booster of a brake device (not shown). Negative pressure is generated.
  • the vane pump 1 includes a housing 2 in which a substantially circular pump chamber 2A is formed, a rotor 3 that is rotated by the driving force of the engine at a position that is eccentric with respect to the center of the pump chamber 2A, and the rotor 3 that rotates.
  • a vane 4 that always partitions 2A into a plurality of spaces and a cover 5 that closes the pump chamber 2A are provided.
  • an intake passage 6 for sucking gas from the booster in communication with the booster of the brake is provided above the pump chamber 2A, and sucked from the booster below the pump chamber 2A.
  • the intake passage 6 is provided with a check valve 8 for maintaining the negative pressure of the booster particularly when the engine is stopped.
  • the rotor 3 includes a cylindrical rotor portion 3A that rotates in the pump chamber 2A.
  • the outer periphery of the rotor portion 3A is provided so as to be in contact with the inner peripheral surface of the pump chamber 2A.
  • the intake passage 6 is located on the upstream side, and the discharge passage 7 is formed on the downstream side of the rotor portion 3A.
  • a groove 9 is formed in the diametrical direction in the rotor portion 3A, and the vane 4 is slidably moved along the groove 9 in a direction perpendicular to the axial direction of the rotor 3. And between the hollow part 3a formed in the center of 3 A of rotor parts, and the vane 4, the lubricating oil from the oil supply path mentioned later flows in.
  • caps 4a are provided at both ends of the vane 4, and the pump chamber 2A is always kept in two or three spaces by rotating the cap 4a while being in sliding contact with the inner peripheral surface of the pump chamber 2A. It comes to partition. Specifically, in the state of FIG. 1, the pump chamber 2A is partitioned by the vane 4 in the left-right direction in the figure, and in the right side of the figure, the pump chamber is partitioned in the vertical direction by the rotor portion 3A. It is divided into three spaces. When the vane 4 rotates from the state shown in FIG.
  • the pump chamber 2A has a space on the intake passage 6 side and a discharge passage. It will be partitioned into two spaces, the 7-side space.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line II-II in FIG. 1.
  • a shaft 3B constituting the rotor 3 is pivotally supported on the right side of the pump chamber 2A in the housing 2 in the figure.
  • a bearing portion 2B is formed, and the shaft portion 3B rotates integrally with the rotor portion 3A.
  • the cover 5 is provided at the left end of the pump chamber 2A, and the end surfaces on the left side of the rotor portion 3A and the vane 4 are rotated while being in sliding contact with the cover 5.
  • the end face on the right side of the vane 4 is configured to rotate while being in sliding contact with the inner surface on the bearing portion 2B side of the pump chamber 2A.
  • the bottom surface 9a of the groove 9 formed in the rotor 3 is formed slightly on the shaft portion 3B side from the surface in which the pump chamber 2A and the vane 4 are in sliding contact with each other, and there is a gap between the vane 4 and the bottom surface 9a. Is formed.
  • the shaft portion 3B protrudes to the right side in the drawing from the bearing portion 2B of the housing 2, and a coupling 10 that is rotated by a camshaft of the engine is connected to the protruding position, and the rotor 3 is connected to the camshaft. It is designed to rotate with the rotation of.
  • the shaft portion 3B is formed with an oil supply passage 11 through which lubricating oil is circulated.
  • the oil supply passage 11 is connected to a hydraulic pump driven by an engine (not shown) via an oil supply pipe 12.
  • the oil supply passage 11 includes an axial oil supply hole 11a formed in the axial direction of the shaft portion 3B, and a diameter oil supply hole 11b formed in the diameter direction of the shaft portion 3B in communication with the axial oil supply hole 11a.
  • the bearing portion 2B of the housing 2 is provided with an axial direction oil supply constituting an oil supply passage 11 formed so as to communicate the pump chamber 2A and the diameter direction oil supply hole 11b with a sliding portion with the shaft portion 3B.
  • a groove 11c is formed, and in this embodiment, the axial oil supply groove 11c is formed above the bearing portion 2B shown in FIG.
  • the lubricating oil from the axial oil supply hole 11a becomes the diametric oil supply hole 11b and the axial oil supply. It flows into the pump chamber 2A through the groove 11c, and flows into the hollow portion 3a of the rotor 3 from the gap between the vane 4 and the bottom surface of the groove 9.
  • the bearing 2B of the housing 2 has an axial direction in which a diametrical gas hole 13a communicates with an external space at a sliding portion with the shaft 3B.
  • a gas groove 13b is formed.
  • the position of the axial gas groove 13b is formed at a position rotated by 90 ° along the bearing portion 2B with respect to the axial oil groove 11c. Therefore, the diametric oil hole 11b of the oil passage 11 is axial.
  • the diameter direction gas hole 13a is communicated with the axial direction gas groove 13b at the same time as communicating with the oil supply groove 11c.
  • the vane pump 1 having the above configuration will be described below.
  • the vane 4 reciprocates in the groove 9 of the rotor 3 accordingly.
  • the volume of the pump chamber 2 ⁇ / b> A partitioned by the vane 4 changes its volume according to the rotation of the rotor 3.
  • the volume increases and negative pressure is generated in the pump chamber 2A, and gas is sucked from the booster through the intake passage 6 to boost the pressure. Negative pressure is generated in the device.
  • the sucked gas is then compressed as the volume of the space on the discharge passage 7 side decreases, and is discharged from the discharge passage 7.
  • the lubricating oil that has flowed into the pump chamber 2A flows into the hollow portion 3a of the rotor portion 3A from the gap between the bottom surface 9a of the groove 9 formed in the rotor portion 3A and the vane 4, and this lubricating oil
  • the gap between the groove 9 and the gap between the vane 4 and the cover 5 is injected into the pump chamber 2A to perform lubrication and sealing of the pump chamber 2A, and then the lubricating oil is discharged from the discharge passage 7 together with the gas. It has come to be.
  • the rotor 3 stops accordingly and the intake from the booster is terminated.
  • the space on the intake passage 6 side partitioned by the vane 4 by the stop of the rotor 3 is stopped in a negative pressure state.
  • the opening of the diametric oil supply hole 11b and the axial oil supply groove are stopped. If it does not coincide with 11c, the lubricating oil in the axial oil supply hole 11a will not flow into the pump chamber 2A.
  • the pump chamber 2A has a negative pressure, so that the lubricating oil in the oil supply passage 11 is removed.
  • the flow passage area of the gas passage 13 is S 1
  • the flow passage area of the oil supply passage 11 is S 2
  • the flow passage area of the oil supply pipe 12 is S 3
  • the diameter direction oil supply hole is set in a range of S 1 ⁇ S 2 ⁇ 3 ⁇ S 1.
  • the flow passage area S 3 of the oil supply pipe is set to a range of S 2 ⁇ S 3 ⁇ 3 ⁇ S 2, further axial oil groove width L, d 2 ⁇ in the range of L ⁇ 4 ⁇ d 2
  • the oil pressure of the lubricating oil supplied from the hydraulic pump to the oil supply passage 11 is low, the air in the external space is prevented from being sucked into the pump chamber 2A from the gas passage 13 as much as possible.
  • the flow passage area S 1 of the gas passage 13 is to reduce the leakage of the lubricating oil to the external space through the gas passage 13 when the oil pressure of the lubricating oil supplied from the hydraulic pump to the oil supply passage 11 is high.
  • a is set to be the smallest possible flow path area S 1.
  • the flow passage area of the diameter direction gas hole 13a constituting the gas passage 13 Yes set as the flow area S 1, the flow path of the other axial gas groove 13b constituting the gas passage 13 area is set larger than the flow passage area S 1 in the diameter direction gas hole 13a.
  • the diameter direction gas hole 13a a hole as small as possible is preferable. However, in consideration of processing technology and cost, for example, a hole having a diameter of 1.5 mm is preferably used. In this case, the flow area of the diameter direction gas hole 13a S 1 is 1.77 mm 2 .
  • the flow area of the diametrical oil supply hole 11 b constituting the oil supply passage 11 is set as the flow passage area S 2 , and the other axial oil supply holes 11 a constituting the oil supply passage 11 are set. and the flow passage area of the axial oil grooves 11c are both is set larger than the flow passage area S 2 of the diameter direction oil supply hole 11b.
  • the flow passage area S 2 of the oil supply passage 11, by a small flow area for a small flow path area S 1 of the gas passage 13 is three times less, it can be difficult to suction the air .
  • the flow passage area S 2 of the oil supply passage 11, by setting larger than the flow passage area S 1 of the gas passage 13, are as required lubricating oil is reliably supplied to the pump chamber 2A.
  • the flow passage area S 3 of the oil supply pipe 12 is set larger than the flow passage area S 2 of the oil supply passage 11 described above.
  • the diameter of the hole of the oil supply pipe 12 for example, a hole of 3.5 mm is preferably employed.
  • the oil supply passage 11 if larger than the flow passage area S 2 of the flow passage area S 3 of the oil supply pipe 12 the oil supply passage 11, it is possible to expect the throttling effect due to the oil supply passage 11, whereby idling less lubricant Even in the amount, the oil pressure in the oil supply passage 11 can be kept as high as possible.
  • the width L of the axial oil supply groove 11c in the oil supply passage 11 is set in a range of d 2 ⁇ L ⁇ 4 ⁇ d 2 .
  • the width L of the axial oil supply groove 11c is greater than 2 mm and less than 10 mm. It becomes. If the axial direction oil groove width L is too large, the overlap time between the diameter direction oil hole 11b and the axial direction oil groove 11c becomes longer, especially when the oil pressure in the oil passage when idling is low, the air in the pump chamber is vacuumed. Is easily sucked in, the axial oil supply groove width L is set to the above range to prevent air from being sucked in.
  • FIG. 4 and 5 are diagrams showing test results, respectively.
  • FIG. 4 is a test result diagram for examining the relationship between the rotational speed and the drive torque.
  • the torque reduction rate (%) indicates how much the drive torque of the example of the present invention has increased or decreased with reference to the magnitude of the drive torque of the conventional example. It is shown by.
  • FIG. 5 is a test result diagram for testing the relationship between the amount of oil supplied to the pump chamber 2A and the drive torque.
  • the drive torque of the example of the present invention is determined based on the test result of the conventional example.
  • the degree of increase or decrease is indicated by the torque reduction rate (%).
  • the supply pressure of the lubricating oil is adjusted so that the oil supply amount is 0.3 to 0.4 L / min at each rotation speed, and the pump rotation speed is substantially constant in the test of FIG.
  • the supply pressure of the lubricating oil is adjusted so as to obtain the supply amount shown in FIG.
  • the ⁇ and ⁇ marks indicate examples of the present invention.
  • there the diameter of the diameter direction gas hole 13a as 1.5 mm, thus the flow passage area S 1 of the gas passage 13 is set to 1.77 mm 2.
  • the flow passage area S 3 of the oil supply pipe 12 Yes employ holes of 3.5 mm, thus the oil supply pipe passage area S 3 of 12 was set to 9.62mm 2, further axial oil grooves 11c in the oil supply passage 11
  • the width L is set to 7.5 mm.
  • the present invention embodiment ( ⁇ , ⁇ ) when to reduce the diameter of the diameter direction gas hole 13a to reduce the flow passage area S 2 of the oil supply passage 11 as oil supply passages compared to the prior art flow passage area S 2 is large 11, especially at low rotation region of about 500 rpm, it is possible to expect a large torque reduction rate.
  • Air which is in flow passage area S 2 is greater conventional example of the oil supply passage 11, the amount of air sucked into the pump room 2A is increased in accordance with the pump speed is 500 rpm or less, it sucked with the rotation of the vane 4
  • the driving torque increases with an increase in the amount of air sucked into the pump chamber 2A, whereas according to the present invention example, the amount of air sucked into the pump chamber 2A It can be reduced.
  • the torque reduction rate is larger than that of the conventional example, particularly in the region where the oil supply amount is small from 0.2 to 0.4 L / min. It is understood that you can expect.
  • the vane pump 1 having a plurality of vanes 4 as conventionally known is also applicable.
  • the application is not limited to the generation of negative pressure in the booster.

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Abstract

　給油パイプ１２からの潤滑油は、給油通路１１の軸方向給油孔１１ａ、直径方向給油孔１１ｂ、軸方向給油溝１１ｃを介してポンプ室２Ａに供給される。気体通路１３は、直径方向気体孔１３ａと軸方向気体溝１３ｂとを備え、直径方向気体孔１３ａは、直径方向給油孔１１ｂが軸方向給油溝１１ｃに連通された際に、軸方向気体溝１３ｂに連通される。気体通路の流路面積をＳ１、給油通路の流路面積をＳ２、給油パイプの流路面積をＳ３、直径方向給油孔の直径をｄ２、ロータの回転方向における軸方向給油溝の幅をＬとしたときに、給油通路の流路面積Ｓ２をＳ１＜Ｓ２≦３×Ｓ１の範囲に、給油パイプの流路面積Ｓ３をＳ２＜Ｓ３≦３×Ｓ２の範囲に、さらに給油溝幅Ｌをｄ２＜Ｌ＜４×ｄ２の範囲に設定してある。　気体通路１３から空気がポンプ室内に吸い込まれてエンジンの駆動トルクが増大するのを可及的に防止することができる。

Description

ベーンポンプ
　本発明はベーンポンプに関し、より詳しくは、ロータ内部に潤滑油の流通する給油通路が形成され、ロータの回転によって間欠的に潤滑油をポンプ室内に供給するベーンポンプに関する。
　従来、略円形のポンプ室を備えたハウジングと、ポンプ室の中心に対して偏心した位置で回転するロータと、ロータによって回転し、ポンプ室を常に複数の空間に区画するベーンと、上記ロータの回転により間欠的にポンプ室と連通する給油通路と、この給油通路に接続され、油圧ポンプからの潤滑油を給油通路に供給する給油パイプと、上記ロータの回転により上記給油通路がポンプ室と連通したときに、該ポンプ室と外部空間とを連通させる気体通路とを備え、
　上記給油通路は、上記ロータの軸部にその直径方向に設けられた直径方向給油孔と、上記ハウジングに設けられてポンプ室に連通するとともに、ロータの回転により上記直径方向給油孔の開口が間欠的に重合連通される軸方向給油溝とを備え、また上記気体通路は、上記ロータの軸部にその直径方向に設けられて上記給油通路に連通する直径方向気体孔と、上記ハウジングに設けられて外部空間に連通するとともに、ロータの回転により上記直径方向気体孔の開口が間欠的に重合連通される軸方向気体溝とを備え、上記直径方向気体孔は、直径方向給油孔が軸方向給油溝に連通された際に、軸方向気体溝に連通されるようになっているベーンポンプが知られている。（特許文献１）
　上記ベーンポンプにおいては、給油通路の直径方向給油孔が軸方向給油溝に連通された状態でロータが停止した際には、ポンプ室内部の負圧により給油通路内部の潤滑油がポンプ室内に引き込まれるようになる。そして仮に、多量の潤滑油がポンプ室内に引き込まれると、次にベーンポンプを始動する際に、その潤滑油を排出するためにベーンに過大な荷重が加わり、ベーンが破損するおそれがある。
　しかるに上記構成を有するベーンポンプにおいては、給油通路の直径方向給油孔が軸方向給油溝に連通された状態でロータが停止した際には、これと同時に気体通路の直径方向気体孔が軸方向気体溝に連通されるようになっているので、気体通路から外部空間の空気をポンプ室内に流入させることができる。したがって、それによってポンプ室内の負圧を解消することができるので、ポンプ室内に大量の潤滑油が入り込むのを防止することができる。
特開２００６－２２６１６４号公報
　しかしながら上記ベーンポンプにおいては、エンジンのアイドリング時のように油圧ポンプから給油通路に供給される潤滑油の油圧が低い時に、気体通路から外部空間の空気がポンプ室内に吸い込まれてしまい、エンジンの駆動トルクを増大させてしまうことが判明した。
　本発明はそのような事情に鑑み、油圧ポンプから給油通路に供給される潤滑油の油圧が低くても、気体通路から空気がポンプ室内に吸い込まれることを可及的に防止し、それによってエンジンの駆動トルクが増大するのを防止できるようにしたベーンポンプを提供するものである。
　すなわち本発明は、略円形のポンプ室を備えたハウジングと、ポンプ室の中心に対して偏心した位置で回転するロータと、ロータによって回転し、ポンプ室を常に複数の空間に区画するベーンと、上記ロータの回転により間欠的にポンプ室と連通する給油通路と、この給油通路に接続され、油圧ポンプからの潤滑油を給油通路に供給する給油パイプと、上記ロータの回転により上記給油通路がポンプ室と連通したときに、該ポンプ室と外部空間とを連通させる気体通路とを備え、
　上記給油通路は、上記ロータの軸部にその直径方向に設けられた直径方向給油孔と、上記ハウジングに設けられてポンプ室に連通するとともに、ロータの回転により上記直径方向給油孔の開口が間欠的に重合連通される軸方向給油溝とを備え、また上記気体通路は、上記ロータの軸部にその直径方向に設けられて上記給油通路に連通する直径方向気体孔と、上記ハウジングに設けられて外部空間に連通するとともに、ロータの回転により上記直径方向気体孔の開口が間欠的に重合連通される軸方向気体溝とを備え、上記直径方向気体孔は、直径方向給油孔が軸方向給油溝に連通された際に、軸方向気体溝に連通されるようになっているベーンポンプにおいて、
　上記気体通路の流路面積をＳ１、給油通路の流路面積をＳ２、給油パイプの流路面積をＳ３、直径方向給油孔の直径をｄ２、ロータの回転方向における軸方向給油溝の幅をＬとしたときに、
　給油通路の流路面積Ｓ２を、Ｓ１＜Ｓ２≦３×Ｓ１の範囲に設定するとともに、
　給油パイプの流路面積Ｓ３を、Ｓ２＜Ｓ３≦３×Ｓ２の範囲に設定し、
　さらに軸方向給油溝幅Ｌを、ｄ２＜Ｌ＜４×ｄ２の範囲に設定したことを特徴とするものである。
　一般に、上記気体通路の流路面積Ｓ１は、油圧ポンプから給油通路に供給される潤滑油の油圧が高い時に、その潤滑油が気体通路を介して外部空間に、すなわちエンジンの内部空間に漏洩するのを低減するために、できるだけ小さな流路面積Ｓ１となるように設定されている。
　他方、従来は、上記給油通路の流路面積Ｓ２、給油パイプの流路面積Ｓ３、直径方向給油孔の直径ｄ２、ロータの回転方向における給油溝の幅Ｌについては、所要の潤滑油がポンプ室に供給されればよいとの観点から、こられの大小関係には格別の注意は払われていなかった。
　しかるに本発明においては、油圧ポンプから給油通路に供給される潤滑油の油圧が低い時に、気体通路から外部空間の空気がポンプ室内に吸い込まれることを可及的に防止するために、給油通路の流路面積Ｓ２を、Ｓ１＜Ｓ２≦３×Ｓ１の範囲に設定している。すなわち給油通路の流路面積Ｓ２を、気体通路のできるだけ小さな流路面積Ｓ１に対して３倍以内の小さな流路面積とすることにより、空気を吸い込みにくくしている。なお、上記特許文献１の図３に開示された給油通路の流路面積Ｓ２は、図面上の比較ではあるが、気体通路の流路面積Ｓ１に対して約１６倍の大きさに設定されている。
　他方、上記給油通路の流路面積Ｓ２は、気体通路の流路面積Ｓ１に対して、それよりは大きく設定して、ベーンポンプのアイドリングを超えた運転中に所要の潤滑油が確実にポンプ室に供給されるようにしている。
　次に、本発明においては、給油パイプの流路面積Ｓ３を、相対的に小さく設定した給油通路の流路面積Ｓ２に対して、Ｓ２＜Ｓ３≦３×Ｓ２の範囲に設定している。これは、給油パイプの流路面積Ｓ３を給油通路の流路面積Ｓ２よりも大きくすることによって絞り効果を得るようにしたものであり、それによってアイドリング時の少ない潤滑油量でも給油通路における油圧をできるだけ高く保つことができるようにしてある。
　さらに本発明においては、軸方向給油溝幅Ｌを、ｄ２＜Ｌ＜４×ｄ２の範囲に設定してある。上記直径方向給油孔の開口は、ロータの回転により間欠的に軸方向給油溝を横切るようになり、その横切る際に重合されて連通されるようになっている。しかるに、軸方向給油溝幅Ｌをあまり大きくすると、連通されている時間すなわちオーバーラップ時間が長くなり、特にアイドリング時の給油通路の油圧が低い時に、ポンプ室の真空により空気が吸い込まれやすくなってしまう。
　このような観点から、軸方向給油溝幅Ｌを上記範囲に設定して、空気が吸い込まるのを抑制している。
本発明の実施例を示すベーンポンプの正面図。 図１におけるＩＩ－ＩＩでの断面図。 図２におけるＩＩＩ－ＩＩＩでの断面図。 回転数と駆動トルクとの関係を試験した試験結果図。 ポンプ室２Ａへの給油量と駆動トルクとの関係を試験した試験結果図。
　以下図示実施例について本発明を説明すると、図１、図２は本発明にかかるベーンポンプ１を示し、このベーンポンプ１は図示しない自動車のエンジンの側面に固定され、図示しないブレーキ装置の倍力装置に負圧を発生させるようになっている。
　このベーンポンプ１は略円形のポンプ室２Ａの形成されたハウジング２と、ポンプ室２Ａの中心に対して偏心した位置でエンジンの駆動力によって回転するロータ３と、上記ロータ３によって回転し、ポンプ室２Ａを常に複数の空間に区画するベーン４と、上記ポンプ室２Ａを閉鎖するカバー５とを備えている。
　上記ハウジング２には、ポンプ室２Ａの上方に上記ブレーキの倍力装置と連通して倍力装置からの気体を吸引するための吸気通路６と、ポンプ室２Ａの下方に倍力装置から吸引された気体を排出するための排出通路７とがそれぞれ設けられている。そして、上記吸気通路６には特にエンジン停止の際、倍力装置の負圧を保持するために逆止弁８が設けられている。
　上記ロータ３はポンプ室２Ａ内で回転する円筒状のロータ部３Ａを備え、当該ロータ部３Ａの外周はポンプ室２Ａの内周面に接するように設けられ、当該ロータ部３Ａの回転に対して上流側に上記吸気通路６が位置し、ロータ部３Ａよりも下流側に排出通路７が形成されている。
　またロータ部３Ａには直径方向に溝９が形成されており、上記ベーン４を当該溝９内に沿ってロータ３の軸方向と直交する方向に摺動自在に移動させるようになっている。そしてロータ部３Ａの中央に形成された中空部３ａとベーン４との間には、後述する給油通路からの潤滑油が流入するようになっている。
　さらに、上記ベーン４の両端にはキャップ４ａが設けられており、このキャップ４ａを常にポンプ室２Ａの内周面に摺接させながら回転させることで、ポンプ室２Ａを常時２または３つの空間に区画するようになっている。
　具体的に言うと、図１の状態ではポンプ室２Ａはベーン４によって図示左右方向に区画されており、さらに図示右方側の空間では、ポンプ室はロータ部３Ａによって上下方向に区画され、合計で３つの空間に区画されている。
　この図１の状態からロータ３の回転によってベーン４がポンプ室２Ａの中心とロータ３の回転中心とを結ぶ位置の近傍まで回転すると、ポンプ室２Ａは上記吸気通路６側の空間と、排出通路７側の空間との２つの空間に区画されることとなる。
　図２は上記図１におけるＩＩ－ＩＩ部についての断面図を示しており、この図においてハウジング２におけるポンプ室２Ａの図示右方側には、上記ロータ３を構成する軸部３Ｂを軸支するための軸受部２Ｂが形成されており、上記軸部３Ｂは上記ロータ部３Ａと一体に回転するようになっている。
　そして上記ポンプ室２Ａの左端には上記カバー５が設けられており、上記ロータ部３Ａおよびベーン４の図示左方側の端面はこのカバー５に摺接しながら回転するようになっており、また上記ベーン４の右方側の端面はポンプ室２Ａの軸受部２Ｂ側の内面に摺接しながら回転するようになっている。
　また上記ロータ３に形成された溝９の底面９ａは、ポンプ室２Ａとベーン４の摺接する面よりも若干軸部３Ｂ側に形成されており、ベーン４と当該底面９ａとの間に間隙が形成されている。
　さらに、上記軸部３Ｂはハウジング２の軸受部２Ｂより図示右方側に突出しており、この突出した位置にはエンジンのカムシャフトによって回転するカップリング１０が連結され、上記ロータ３は上記カムシャフトの回転によって回転するようになっている。
　そして軸部３Ｂにはその内部に潤滑油を流通させる給油通路１１を形成してあり、この給油通路１１は給油パイプ１２を介して図示しないエンジンによって駆動される油圧ポンプに接続されている。
　上記給油通路１１は、軸部３Ｂの軸方向に形成した軸方向給油孔１１ａと、この軸方向給油孔１１ａに連通して軸部３Ｂの直径方向に穿設した直径方向給油孔１１ｂとを備えている。
　また上記ハウジング２の軸受部２Ｂには、上記軸部３Ｂとの摺動部に上記ポンプ室２Ａと上記直径方向給油孔１１ｂとを連通させるように形成された給油通路１１を構成する軸方向給油溝１１ｃが形成されており、本実施例では当該軸方向給油溝１１ｃを上記軸受部２Ｂの図２で示す上方に形成している。
　この構成により、図２に示すように直径方向給油孔１１ｂの開口部が軸方向給油溝１１ｃに重合して連通すると、軸方向給油孔１１ａからの潤滑油が直径方向給油孔１１ｂおよび軸方向給油溝１１ｃを介してポンプ室２Ａ内へと流入し、上記ベーン４と溝９の底面との間隙から、ロータ３の中空部３ａ内に流入するようになっている。
　そして本実施例のベーンポンプ１は、ロータ３の回転により上記給油通路１１がポンプ室２Ａと連通したときに、より具体的には直径方向給油孔１１ｂの開口部が軸方向給油溝１１ｃに重合した際に、上記ポンプ室２Ａを外部空間に連通させる気体通路１３を備えている。
　上記気体通路１３は、上記給油通路１１を構成する軸方向給油孔１１ａを貫通させて軸部３Ｂに穿設した直径方向気体孔１３ａを備えており、この直径方向気体孔１３ａは、上記給油通路１１の直径方向給油孔１１ｂと９０度位置をずらして形成してある。
　さらに図２のＩＩＩ－ＩＩＩ部における断面図を図３に示すと、上記ハウジング２の軸受部２Ｂには、軸部３Ｂとの摺動部に直径方向気体孔１３ａを外部空間に連通させる軸方向気体溝１３ｂが形成されている。
　この軸方向気体溝１３ｂの位置は上記軸方向給油溝１１ｃに対し、軸受部２Ｂに沿って９０°回転した位置に形成されており、このため上記給油通路１１の直径方向給油孔１１ｂが軸方向給油溝１１ｃと連通するのと同時に、直径方向気体孔１３ａが軸方向気体溝１３ｂと連通するようになっている。
　以上の構成を有するベーンポンプ１について、以下にその動作を説明すると、従来のベーンポンプ１と同様、エンジンの作動によってロータ３が回転すると、それに伴ってロータ３の溝９内を往復動しながらベーン４も回転し、当該ベーン４によって区画されたポンプ室２Ａの空間はロータ３の回転に応じてその容積を変化させる。
　その結果、上記吸気通路６側のベーン４によって区画された空間では、容積が増大してポンプ室２Ａ内に負圧が生じ、吸気通路６を介して倍力装置から気体が吸引されて倍力装置に負圧が生じる。そして吸引された気体はその後排出通路７側の空間の容積が減少することで圧縮され、排出通路７より排出されるようになっている。
　一方、ベーンポンプ１の始動とともに潤滑油がエンジンによって駆動される油圧ポンプから給油パイプ１２を介して給油通路１１に供給されており、この潤滑油はロータ３の回転によって直径方向給油孔１１ｂとハウジング２の軸方向給油溝１１ｃとが連通したときに、ポンプ室２Ａ内に流入するようになっている。
　ポンプ室２Ａに流入した潤滑油は、上記ロータ部３Ａに形成された溝９部の底面９ａとベーン４との間隙からロータ部３Ａの中空部３ａへと流入し、この潤滑油はベーン４と溝９との間隙や、ベーン４とカバー５との間隙からポンプ室２Ａ内に噴出してこれらの潤滑とポンプ室２Ａのシールを行っており、その後潤滑油は上記気体とともに排出通路７から排出されるようになっている。
　上記運転状態からエンジンを停止させると、それに応じてロータ３が停止し、倍力装置からの吸気が終了する。
　ここで、ロータ３の停止によってベーン４によって区画された上記吸気通路６側の空間は負圧状態のまま停止することとなるが、このとき上記直径方向給油孔１１ｂの開口部と軸方向給油溝１１ｃとが一致していなければ、軸方向給油孔１１ａ内の潤滑油がポンプ室２Ａ内に流入してしまうことはない。
　これに対し、直径方向給油孔１１ｂの開口部と軸方向給油溝１１ｃとが一致した状態でロータ３が停止すると、ポンプ室２Ａは負圧となっているため、給油通路１１内の潤滑油がポンプ室２Ａ内に大量に流入しようとする。
　しかしながら、上記直径方向給油孔１１ｂの開口部と軸方向給油溝１１ｃとが一致した際には、これと同時に上記直径方向気体孔１３ａと軸方向気体溝１３ｂとが一致するようになっているので、この直径方向気体孔１３ａから大気が流入されてポンプ室２Ａ内の負圧を解消するようになり、それによって大量の潤滑油がポンプ室２Ａ内に流入するのを防止することができる。
　しかして、上記構成を有するベーンポンプ１においては、上記気体通路１３の流路面積をＳ１、給油通路１１の流路面積をＳ２、給油パイプ１２の流路面積をＳ３、直径方向給油孔１１ｂの直径をｄ２、ロータ３の回転方向における軸方向給油溝の幅をＬとしたときに、給油通路の流路面積Ｓ２を、Ｓ１＜Ｓ２≦３×Ｓ１の範囲に設定するとともに、給油パイプの流路面積Ｓ３を、Ｓ２＜Ｓ３≦３×Ｓ２の範囲に設定し、さらに軸方向給油溝幅Ｌを、ｄ２＜Ｌ＜４×ｄ２の範囲に設定して、油圧ポンプから給油通路１１に供給される潤滑油の油圧が低い時に、気体通路１３から外部空間の空気がポンプ室２Ａ内に吸い込まれることを可及的に防止するようにしている。
　上記気体通路１３の流路面積Ｓ１は、油圧ポンプから給油通路１１に供給される潤滑油の油圧が高い時に、その潤滑油が気体通路１３を介して外部空間に漏洩するのを低減するために、できるだけ小さな流路面積Ｓ１となるように設定してある。
　本実施例の場合、気体通路１３を構成する直径方向気体孔１３ａの流路面積を上記流路面積Ｓ１として設定してあり、気体通路１３を構成する他の軸方向気体溝１３ｂの流路面積は、直径方向気体孔１３ａの流路面積Ｓ１よりも大きく設定してある。
　この直径方向気体孔１３ａとしてはなるべく小さな孔が好ましいが、加工技術やコストとの兼ね合いにより、例えば直径１．５ｍｍの孔を採用することが好ましく、この場合、直径方向気体孔１３ａの流路面積Ｓ１は１．７７ｍｍ２となる。
　次に、本実施例においては、給油通路１１を構成する直径方向給油孔１１ｂの流路面積を上記流路面積Ｓ２として設定してあり、給油通路１１を構成する他の軸方向給油孔１１ａ及び軸方向給油溝１１ｃの流路面積は、いずれも直径方向給油孔１１ｂの流路面積Ｓ２よりも大きく設定してある。
　上記直径方向給油孔１１ｂとしては、例えば直径ｄ２＝２ｍｍ～２．５ｍｍの孔を採用することが好ましく、この場合、直径方向給油孔１１ｂの流路面積Ｓ２は３．１４～４．９１ｍｍ２となる。すなわちこの場合、直径方向給油孔１１ｂと直径方向気体孔１３ａとの流路面積比は、Ｓ２＝１．８×Ｓ１～２．８×Ｓ１となる。
　このように、給油通路１１の流路面積Ｓ２を、気体通路１３の小さな流路面積Ｓ１に対して３倍以内となる小さな流路面積とすることにより、空気を吸い込みにくくすることができる。一方、給油通路１１の流路面積Ｓ２を、気体通路１３の流路面積Ｓ１よりは大きく設定することにより、所要の潤滑油が確実にポンプ室２Ａに供給されるようにしてある。
　次に、本実施例においては、給油パイプ１２の流路面積Ｓ３を、上述した給油通路１１の流路面積Ｓ２よりも大きく設定してある。
　上記給油パイプ１２の孔の直径としては、例えば３．５ｍｍの孔を採用することが好ましく、この場合、給油パイプ１２の流路面積Ｓ３は９．６２ｍｍ２となる。すなわち本実施例では、給油パイプ１２と供給通路１１との流路面積比は、Ｓ３＝２．０×Ｓ２～３×Ｓ２の範囲となる。
　このように、給油パイプ１２の流路面積Ｓ３を給油通路１１の流路面積Ｓ２よりも大きくすれば、給油通路１１による絞り効果を期待することができ、それによってアイドリング時の少ない潤滑油量でも給油通路１１における油圧をできるだけ高く保つことができるようになる。
　さらに本実施例においては、上記給油通路１１における軸方向給油溝１１ｃの幅Ｌを、ｄ２＜Ｌ＜４×ｄ２の範囲に設定してある。本実施例の場合、上記直径方向給油孔１１ｂの直径をｄ２＝２ｍｍ～２．５ｍｍの範囲に設定しているので、軸方向給油溝１１ｃの幅Ｌは、２ｍｍより大きく、１０ｍｍ未満の範囲となる。
　上記軸方向給油溝幅Ｌをあまり大きくすると、直径方向給油孔１１ｂと軸方向給油溝１１ｃとのオーバーラップ時間が長くなり、特にアイドリング時の給油通路の油圧が低い時に、ポンプ室の真空により空気が吸い込まれやすくなるので、軸方向給油溝幅Ｌを上記範囲に設定して、空気が吸い込まるのを抑制している。
　図４、図５はそれぞれ試験結果を示した図である。図４は回転数と駆動トルクとの関係を試験した試験結果図で、従来例の駆動トルクの大きさを基準として本発明例のものの駆動トルクがどの程度増減したかをトルク低減率（％）で示してある。
　また図５はポンプ室２Ａへの給油量と駆動トルクとの関係を試験した試験結果図で、図４の場合と同様に、従来例の試験結果を基準として本発明例のものの駆動トルクがどの程度増減したかをトルク低減率（％）で示してある。
　上記図４の試験においては、各回転数で給油量が０．３～０．４Ｌ／分となるように潤滑油の供給圧力を調整し、また図５の試験においてはポンプ回転数を略一定に保ちながら（約３００ｒｐｍ）、図５に示す供給量が得られるように潤滑油の供給圧力を調整している。
　図４、図５における◇印と□印は本発明例を示しており、◇印のものは直径方向給油孔１１ｂの直径ｄ２を２ｍｍ（流路面積Ｓ２＝３．１４ｍｍ２）とし、□印のものは２．５ｍｍ（流路面積Ｓ２＝４．９１ｍｍ２）としてある。また従来例の直径方向給油孔の直径は、３ｍｍ（流路面積Ｓ２＝７．０７ｍｍ２）としてある。
　さらに各図において（従来例を含めて）、上記直径方向気体孔１３ａの直径を１．５ｍｍとしてあり、したがって気体通路１３の流路面積Ｓ１は１．７７ｍｍ２に設定してある。また給油パイプ１２の流路面積Ｓ３は３．５ｍｍの孔を採用してあり、したがって給油パイプ１２の流路面積Ｓ３は９．６２ｍｍ２とし、さらに上記給油通路１１における軸方向給油溝１１ｃの幅Ｌは、７．５ｍｍとしてある。
　図４に示す試験結果から理解されるように、本発明例（◇、□）のように直径方向気体孔１３ａの直径を小さくして給油通路１１の流路面積Ｓ２を小さくすると、給油通路１１の流路面積Ｓ２が大きい従来例に比較して、特に５００ｒｐｍ程度の低回転領域において、大きなトルク低減率を期待することができる。
　これは、給油通路１１の流路面積Ｓ２が大きい従来例では、ポンプ回転数が５００回転以下となるに従ってポンプ室２Ａに吸い込まれる空気量が増大し、ベーン４の回転に伴って吸い込んだ空気を再びポンプ室２Ａの外部に排出するために、ポンプ室２Ａに吸い込まれる空気量の増大に伴って駆動トルクが大きくなるのに対し、本発明例によれば、ポンプ室２Ａに吸い込まれる空気量を低減できることを示している。
　また図５に示す試験結果からは、本発明例（◇、□）によれば、特に給油量が小さな０．２～０．４Ｌ／分の領域において、従来例に比較して大きなトルク低減率を期待できることが理解される。
　なお、上記各実施例では１枚のベーン４を備えたベーンポンプ１を用いて説明を行っていたが、従来知られるような複数枚のベーン４を備えたベーンポンプ１であっても適用可能であり、またその用途も倍力装置に負圧を発生させるためだけに限られないのは言うまでもない。
　１　ベーンポンプ　　　　　　　　２　ハウジング
　２Ａ　ポンプ室　　　　　　　　　２Ｂ　軸受部
　３　ロータ　　　　　　　　　　　３Ａ　ロータ部
　３Ｂ　軸部　　　　　　　　　　　４　ベーン
　１１　給油通路　　　　　　　　　１１ａ　軸方向給油孔
　１１ｂ　直径方向給油孔　　　　　１１ｃ　軸方向給油溝
　１２　給油パイプ　　　　　　　　１３　気体通路
　１３ａ　直径方向気体孔　　　　　１３ｂ　軸方向気体溝

Claims (3)

  1. 　略円形のポンプ室を備えたハウジングと、ポンプ室の中心に対して偏心した位置で回転するロータと、ロータによって回転し、ポンプ室を常に複数の空間に区画するベーンと、上記ロータの回転により間欠的にポンプ室と連通する給油通路と、この給油通路に接続され、油圧ポンプからの潤滑油を給油通路に供給する給油パイプと、上記ロータの回転により上記給油通路がポンプ室と連通したときに、該ポンプ室と外部空間とを連通させる気体通路とを備え、
    　上記給油通路は、上記ロータの軸部にその直径方向に設けられた直径方向給油孔と、上記ハウジングに設けられてポンプ室に連通するとともに、ロータの回転により上記直径方向給油孔の開口が間欠的に重合連通される軸方向給油溝とを備え、また上記気体通路は、上記ロータの軸部にその直径方向に設けられて上記給油通路に連通する直径方向気体孔と、上記ハウジングに設けられて外部空間に連通するとともに、ロータの回転により上記直径方向気体孔の開口が間欠的に重合連通される軸方向気体溝とを備え、上記直径方向気体孔は、直径方向給油孔が軸方向給油溝に連通された際に、軸方向気体溝に連通されるようになっているベーンポンプにおいて、
    　上記気体通路の流路面積をＳ１、給油通路の流路面積をＳ２、給油パイプの流路面積をＳ３、直径方向給油孔の直径をｄ２、ロータの回転方向における軸方向給油溝の幅をＬとしたときに、
    　給油通路の流路面積Ｓ２を、Ｓ１＜Ｓ２≦３×Ｓ１の範囲に設定するとともに、
    　給油パイプの流路面積Ｓ３を、Ｓ２＜Ｓ３≦３×Ｓ２の範囲に設定し、
    　さらに軸方向給油溝幅Ｌを、ｄ２＜Ｌ＜４×ｄ２の範囲に設定したことを特徴とするベーンポンプ。
  2. 　上記給油通路は、上記ロータ内部にその軸方向に設けられて上記給油パイプに連通する軸方向給油孔を備えており、上記直径方向給油孔は、この軸方向給油孔に連通していることを特徴とする請求項１に記載のベーンポンプ。
  3. 　上記直径方向気体孔は、上記軸方向給油孔に連通していることを特徴とする請求項２に記載のベーンポンプ。
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