WO2013141010A1 - 可変容量型ベーンポンプ - Google Patents

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WO2013141010A1
WO2013141010A1 PCT/JP2013/055928 JP2013055928W WO2013141010A1 WO 2013141010 A1 WO2013141010 A1 WO 2013141010A1 JP 2013055928 W JP2013055928 W JP 2013055928W WO 2013141010 A1 WO2013141010 A1 WO 2013141010A1
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WO
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discharge port
cam ring
chamber
rotor
pressure
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PCT/JP2013/055928
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English (en)
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浩一朗 赤塚
藤田　朋之
杉原　雅道
史恭 加藤
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カヤバ工業株式会社
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    • F04C2250/10—Geometry of the inlet or outlet
    • F04C2250/102—Geometry of the inlet or outlet of the outlet

Definitions

  • the present invention relates to a variable displacement vane pump used as a fluid pressure supply source in a fluid pressure device.
  • variable displacement vane pumps change the discharge capacity by changing the amount of eccentricity of the cam ring relative to the rotor by the cam ring swinging around a pin.
  • variable displacement vane pump since the internal pressure (pump chamber pressure) generated inside the cam ring acts on the inner peripheral surface of the cam ring, the cam ring swings to one side around the swing fulcrum by the internal pressure of the cam ring. Biased in the direction.
  • JP2003-74479A in order to return the cam ring in the direction in which the discharge capacity increases, a swinging fulcrum of the cam ring is arranged so that the internal pressure of the cam ring acts in the return direction, and the cam ring is urged in the return direction.
  • a vane pump provided with a spring is disclosed.
  • variable displacement vane pump of JP2003-74479A the side on which the internal pressure of the cam ring acts on the swinging fulcrum of the cam ring depends on the rotational position of the rotor (the position of the pump chamber). Therefore, there is a problem that the structure is complicated because it is necessary to provide a spring for urging the cam ring toward the second fluid pressure chamber.
  • the present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a variable displacement vane pump that can eliminate the spring that biases the cam ring.
  • a variable displacement vane pump is a variable displacement vane pump used as a fluid pressure supply source, and includes a rotor that is rotationally driven, a plurality of vanes that are reciprocally mounted on the rotor, A cam ring having an inner circumferential cam surface on which the tip of the vane slides as it rotates, a pump chamber defined between adjacent vanes, a suction port for guiding the working fluid sucked into the pump chamber, and a pump chamber And a first fluid pressure chamber and a second fluid pressure chamber that are provided with the swinging fulcrum of the cam ring as a boundary.
  • the variable displacement vane pump uses the phantom line connecting the cam ring swing fulcrum and the rotor rotation center as the swing center line, and the imaginary line connecting the rotor rotation center and the discharge port start end as the discharge port start line.
  • the angle at which the discharge port start line inclines with respect to the rocking center line is the discharge port start line inclination angle
  • the imaginary line connecting the rotor rotation center and discharge port end is the discharge port end line.
  • the angle at which the discharge port end line inclines with respect to the center line is the discharge port end line inclination angle
  • the angle at which the center lines of adjacent vanes intersect is the vane angle
  • the discharge port has the discharge port start line inclination angle and the discharge angle. It is formed so that the absolute value of the difference from the port end line inclination angle is larger than the vane angle.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of a variable displacement vane pump according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a front view of the rotor and the like showing the inside of the variable displacement vane pump according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a front view of the side plate in the variable displacement vane pump according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is a front view showing the distribution range of the first pressure receiving portion in the variable displacement vane pump according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a front view showing a distribution range of the second pressure receiving portion in the variable displacement vane pump according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a front view of the side plate in the variable displacement vane pump according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 7 is a front view showing the distribution range of the first pressure receiver in the variable displacement vane pump according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 is a front view showing the distribution range of the second pressure receiving portion in the variable displacement vane pump according to the second embodiment of the present invention.
  • variable displacement vane pump 100 First, a variable displacement vane pump 100 according to an embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 and 2.
  • a variable displacement vane pump (hereinafter simply referred to as a “vane pump”) 100 is a hydraulic device (fluid pressure device) mounted on a vehicle, for example, a hydraulic pressure (fluid pressure) supply source such as a power steering device or a continuously variable transmission. It is used as
  • the vane pump 100 is configured such that the power of an engine (not shown) is transmitted to the drive shaft 1 and the rotor 2 connected to the drive shaft 1 rotates. In FIG. 1, the rotor 2 rotates counterclockwise as indicated by the arrow.
  • the vane pump 100 accommodates a plurality of vanes 3 provided so as to be capable of reciprocating in the radial direction with respect to the rotor 2 and the rotor 2, and the inner cam surface 4 a of the inner periphery is attached to the inner cam surface 4 a as the rotor 2 rotates. And a cam ring 4 that slides at the tip and is eccentric with respect to the center of the rotor 2.
  • slits 2b having openings on the outer peripheral surface are radially formed at predetermined intervals.
  • the vane 3 is slidably inserted into the slit 2b.
  • a vane back pressure chamber 2a into which pump discharge pressure is guided is defined on the proximal end side of the slit 2b.
  • the vane 3 is pressed in a direction protruding from the slit 2b by the pressure of the vane back pressure chamber 2a.
  • the drive shaft 1 is rotatably supported by a pump body (not shown).
  • a pump housing recess for housing the cam ring 4 is formed in the pump body.
  • a side plate 6 that abuts on one side of the rotor 2 and the cam ring 4 is disposed on the bottom surface of the pump housing recess.
  • the opening of the pump housing recess is sealed by a pump cover (not shown) that contacts the other side of the rotor 2 and the cam ring 4.
  • the pump cover and the side plate 6 are arranged with the both sides of the rotor 2 and the cam ring 4 sandwiched therebetween.
  • a pump chamber 7 partitioned by each vane 3 is defined between the rotor 2 and the cam ring 4.
  • the cam ring 4 is an annular member, and is formed on the inner side corresponding to a suction port 15 described later, and expands the capacity of the pump chamber 7 as the rotor 2 rotates, and corresponds to a discharge port described later. And a discharge region 42 that contracts the capacity of the pump chamber 7 as the rotor 2 rotates, and transition regions 43 and 44 that contain the working oil (working fluid) in the pump chamber 7.
  • the pump chamber 7 sucks the hydraulic oil in the suction area 41 and discharges the hydraulic oil in the discharge area 42.
  • the side plate 6 is formed with a suction port 15 that guides hydraulic oil into the pump chamber 7 and a discharge port 16 that extracts the hydraulic oil in the pump chamber 7 and leads it to hydraulic equipment. . Specific shapes of the suction port 15 and the discharge port 16 will be described in detail later.
  • a suction port and a discharge port are also formed in a pump cover (not shown).
  • the suction port and the discharge port of the pump cover communicate with the suction port 15 and the discharge port 16 of the side plate 6 through the pump chamber 7, respectively.
  • the pump chamber 7 in the suction region 41 communicates with the tank 9 through the suction passage 17, and the hydraulic oil in the tank 9 is supplied from the suction port 15 to the pump chamber 7 through the suction passage 17.
  • the pump chamber 7 in the discharge region 42 communicates with the discharge passage 18, and hydraulic oil discharged from the discharge port 16 is supplied to a hydraulic device (not shown) outside the vane pump 100 through the discharge passage 18.
  • the discharge passage 18 communicates with a back pressure passage 50 (see FIG. 3) formed in the side plate 6, and hydraulic oil discharged from the discharge port 16 is supplied to the vane back pressure chamber 2a.
  • the vane 3 is pressed in a direction protruding from the rotor 2 toward the cam ring 4 by the hydraulic pressure of the vane back pressure chamber 2a.
  • the vane 3 When the vane pump 100 is operated, the vane 3 is biased in a direction protruding from the slit 2b by the hydraulic oil pressure of the vane back pressure chamber 2a that presses the base end portion thereof and the centrifugal force that works as the rotor 2 rotates. Then, the tip end portion is in sliding contact with the inner peripheral cam surface 4 a of the cam ring 4. In the suction region 41 of the cam ring 4, the vane 3 slidably contacting the inner peripheral cam surface 4 a protrudes from the rotor 2, the pump chamber 7 is expanded, and the hydraulic oil is sucked into the pump chamber 7 from the suction port 15.
  • the vane pump 100 includes an annular adapter ring 11 that surrounds the cam ring 4.
  • a support pin 13 is interposed between the adapter ring 11 and the cam ring 4.
  • the cam ring 4 is supported by the support pin 13, and the cam ring 4 swings around the support pin 13 inside the adapter ring 11 and is eccentric with respect to the center O of the rotor 2.
  • the center of the support pin 13 corresponds to the swing fulcrum C of the cam ring 4.
  • a sealing material 14 is provided in the groove 11a of the adapter ring 11 so that the outer peripheral surface of the cam ring 4 is in sliding contact with the cam ring 4 when the cam ring 4 swings.
  • a first fluid pressure chamber 31 and a second fluid pressure chamber 32 are partitioned by the support pins 13 and the sealing material 14.
  • the first fluid pressure chamber 31 and the second fluid pressure chamber 32 are provided with the rocking fulcrum C of the cam ring 4 as a boundary.
  • the cam ring 4 swings about the swing fulcrum C by the pressure balance of the first fluid pressure chamber 31, the second fluid pressure chamber 32, and the pump chamber 7.
  • the amount of eccentricity of the cam ring 4 with respect to the rotor 2 changes, and the discharge capacity of the pump chamber 7 changes.
  • the cam ring 4 swings in the right direction in FIG. 1 the amount of eccentricity of the cam ring 4 with respect to the rotor 2 decreases, and the discharge capacity of the pump chamber 7 decreases.
  • the cam ring 4 swings leftward in FIG. 1, the amount of eccentricity of the cam ring 4 with respect to the rotor 2 increases, and the discharge capacity of the pump chamber 7 increases.
  • a regulating portion 12 that regulates the movement of the cam ring 4 in a direction in which the amount of eccentricity with respect to the rotor 2 decreases is formed on the inner peripheral surface of the adapter ring 11 in the second fluid pressure chamber 32.
  • the restricting portion 12 defines the minimum amount of eccentricity of the cam ring 4 with respect to the rotor 2.
  • the regulating portion 12 ensures the minimum discharge capacity of the pump chamber 7 so that the eccentric amount of the cam ring 4 with respect to the rotor 2 does not become zero. That is, the restricting portion 12 is formed so that the minimum eccentric amount of the cam ring 4 with respect to the rotor 2 is ensured even when the outer peripheral surface of the cam ring 4 is in contact, and the pump chamber 7 can discharge hydraulic oil.
  • the control part 12 in the outer peripheral surface of the cam ring 4 in the 2nd fluid pressure chamber 32 instead of forming in the inner peripheral surface of the adapter ring 11.
  • the restricting portion 12 may be formed on the inner peripheral surface of the pump housing recess that houses the cam ring 4 of the pump body (not shown).
  • the second fluid pressure chamber 34 is connected to the second fluid pressure chamber 32, and the suction passage 17 is communicated with the second fluid pressure passage 34, so that the suction pressure of the suction passage 17 is always guided.
  • the first fluid pressure passage 33 is connected to the first fluid pressure chamber 31, and the control valve 21 is interposed in the first fluid pressure passage 33.
  • the control valve 21 controls the driving pressure of the cam ring 4 guided to the first fluid pressure chamber 31.
  • An orifice 19 is interposed in the discharge passage 18, and the control valve 21 is operated by a differential pressure across the orifice 19.
  • the orifice 19 may be either a variable type or a fixed type as long as it provides resistance to the flow of hydraulic oil discharged from the pump chamber 7.
  • the control valve 21 includes a spool 22 slidably inserted into the valve housing hole 29, a first spool chamber 24 defined between one end of the spool 22 and the valve housing hole 29, and the other end of the spool 22.
  • a second spool chamber 25 defined between the valve housing hole 29, a third spool chamber 26 defined between the annular groove 22c and the valve housing hole 29, and the second spool chamber 25.
  • a return spring 28 that energizes the spool 22 in a direction to expand the volume of the second spool chamber 25 and a solenoid 60 that drives the spool 22 against the return spring 28 are provided.
  • the solenoid 60 includes a plunger 62 driven by a magnetic field generated in the coil 61, a shaft 63 that connects the plunger 62 and the spool 22, and an auxiliary spring 64 that biases the shaft 63 in the axial direction.
  • the solenoid 60 controls the exciting current of the coil 61 by a controller (not shown) and moves the spool 22 in the axial direction according to the exciting current.
  • the spool 22 is a ring formed between the first land portion 22a and the second land portion 22b that slide along the inner peripheral surface of the valve housing hole 29, and the first land portion 22a and the second land portion 22b.
  • a groove 22c and a stopper portion 22d protruding from one end of the second land portion 22b are provided.
  • the spool 22 is restricted in its movement range when the stopper portion 22 d abuts against the bottom of the valve accommodating hole 29.
  • the discharge passage 18 communicates with the first spool chamber 24 through the pressure guide passage 36, and the pump discharge pressure upstream of the orifice 19 is guided.
  • the discharge passage 18 is communicated with the second spool chamber 25 through the pressure guide passage 37, and the pump discharge pressure downstream from the orifice 19 is guided.
  • the third spool chamber 26 is communicated with the suction passage 17 through the pressure guide passage 35 and the suction pressure of the suction passage 17 is guided.
  • the spool 22 includes a load caused by a differential pressure across the orifice 19 guided to the first spool chamber 24 and the second spool chamber 25 defined at both ends, an urging force of the return spring 28, and a driving force of the solenoid 60. Move to a balanced position and stop.
  • the first fluid pressure passage 33 is opened and closed by the first land portion 22a with respect to the first spool chamber 24 (pressure guide passage 36) and the third spool chamber 26 (pressure guide passage 35).
  • the hydraulic oil in the fluid pressure chamber 31 is supplied and discharged.
  • the differential pressure across the orifice 19 is lower than a predetermined value set in advance, so the total load of the load due to the pressure in the second spool chamber 25 and the biasing force of the return spring 28 is the first spool chamber.
  • the total load of the load due to the pressure of 24 and the driving force of the solenoid 60 becomes larger, the return spring 28 extends, and the spool 22 moves to the left in FIG.
  • the first fluid pressure passage 33 communicates with the third spool chamber 26, and the first fluid pressure chamber 33, the third spool chamber 26, and the pressure guide are connected to the first fluid pressure chamber 31.
  • the suction pressure of the suction passage 17 is guided through the passage 35.
  • the suction pressure of the suction passage 17 is guided to the second fluid pressure chamber 32 through the second fluid pressure passage 34. For this reason, the pressures of the first fluid pressure chamber 31 and the second fluid pressure chamber 32 are equal to each other.
  • the total load of the load due to the pressure in the first spool chamber 24 and the driving force of the solenoid 60 becomes the second spool.
  • the return spring 28 contracts by becoming larger than the total load of the load due to the pressure in the chamber 25 and the urging force of the return spring 28, and the spool 22 moves to the right in FIG.
  • the first fluid pressure passage 33 communicates with the first spool chamber 24, and the first fluid pressure chamber 31 passes through the discharge passage 18 and the pressure guide passage 36, and the first spool chamber 24 and the first fluid pressure passage 33.
  • a pump discharge pressure upstream of the orifice 19 is guided as a driving pressure for driving the cam ring 4.
  • the suction pressure is guided to the second fluid pressure chamber 32 through the second fluid pressure passage 34. For this reason, a pressure difference corresponding to the pump discharge pressure upstream of the orifice 19 is generated between the first fluid pressure chamber 31 and the second fluid pressure chamber 32.
  • control valve 21 adjusts the pressure of the first fluid pressure chamber 31 according to the differential pressure across the orifice 19 to change the eccentric position of the cam ring 4.
  • a controller (not shown) controls the excitation current of the solenoid 60, whereby the eccentric position of the cam ring 4 is changed and the discharge capacity is controlled.
  • the inner peripheral cam surface 4a of the cam ring 4 constitutes an urging means that applies an urging force to the cam ring 4 in response to the pressure of the pump chamber 7 (inner pressure of the cam ring 4) to swing the cam ring 4 in the direction in which the discharge capacity increases.
  • the discharge port 16 is such that the load acting on the inner circumferential cam surface 4a of the cam ring 4 due to the pressure of the pump chamber 7 is always biased toward the first fluid pressure chamber 31 with respect to the swing fulcrum C regardless of the rotational position of the rotor 2.
  • the suction port 15 is disposed with respect to the swinging fulcrum C of the cam ring 4. As a result, the vane pump 100 does not have a spring that biases the cam ring 4 as in the conventional device.
  • each of the suction port 15 and the discharge port 16 is formed in an arc shape corresponding to the shape of the inner peripheral cam surface 4a.
  • the suction port 15 and the discharge port 16 are formed in an arc shape along the inner peripheral cam surface 4a when the center of the cam ring 4 and the center O of the rotor 2 coincide, that is, when the eccentric amount of the cam ring 4 is zero. .
  • the suction port 15 has a start end 15b and a termination end 15c at both ends thereof. As the rotor 2 rotates, the pump chamber 7 faces the start end 15b to start communication between the pump chamber 7 and the suction port 15, and the pump chamber 7 passes the position facing the end 15c. The communication state of the suction port 15 ends.
  • the discharge port 16 has a start end 16b and a end end 16c at both ends thereof. As the rotor 2 rotates, the pump chamber 7 faces the start end 16b to start communication between the pump chamber 7 and the discharge port 16, and the pump chamber 7 passes the position facing the end 16c. The communication state of the discharge port 16 ends.
  • a notch 16 d is formed at one end of the discharge port 16, and the tip of the notch 16 d becomes the start end 16 b of the discharge port 16.
  • the notch 16d is a groove whose cross-sectional area gradually decreases.
  • the discharge port 16 is not limited to the configuration described above, and may have a configuration not having the notch 16d.
  • each part of the vane pump 100 is referred to as follows.
  • An imaginary line (straight line) connecting the swing fulcrum C of the cam ring 4 and the rotation center O of the rotor 2 is defined as a swing center line Y.
  • a virtual line (straight line) connecting the rotation center O of the rotor 2 and the start end 16b of the discharge port 16 is defined as a discharge port start end line Pb.
  • the angle at which the discharge port start line Pb is inclined with respect to the swing center line Y is defined as the discharge port start line inclination angle ⁇ b.
  • a virtual line (straight line) connecting the rotation center O of the rotor 2 and the end 16c of the discharge port 16 is defined as a discharge port end line Pc.
  • the angle at which the discharge port end line Pc is inclined with respect to the oscillation center line Y is defined as the discharge port end line inclination angle ⁇ c.
  • the angle at which the center lines of adjacent vanes 3 intersect is defined as the vane angle ⁇
  • the discharge port end line inclination angle ⁇ c is formed to be smaller than the discharge port start end line inclination angle ⁇ b, and the difference ⁇ b ⁇ c between the two is greater than the vane angle ⁇ d, so that ⁇ b ⁇ c> ⁇ d. Is done. That is, the discharge port 16 is formed such that the discharge port start line inclination angle ⁇ b is larger than the sum of the discharge port end line inclination angle ⁇ c and the vane angle ⁇ d. As a result, the load acting on the cam ring 4 due to the pressure of the pump chamber 7 is always biased toward the first fluid pressure chamber 31 side (left side in FIG. 2) with respect to the swing fulcrum C.
  • An imaginary line (straight line) orthogonal to the swing center line Y of the cam ring 4 and intersecting the rotation center O of the rotor 2 is defined as an equilibrium line X, and an angle ⁇ a at which the discharge port start line Pb is inclined with respect to the equilibrium line X.
  • the angle ⁇ e at which the discharge port end line Pc is inclined with respect to the balance line X is formed to be larger than the sum of the vane angle ⁇ d and the angle ⁇ a.
  • the inner circumferential cam surface 4 a in the discharge region 42 includes a first pressure receiving portion 45 on which a pressure that decenters the cam ring 4 acts in a direction in which the discharge capacity discharged from the pump chamber 7 increases, and the pump chamber And a second pressure receiving portion 46 that acts to decenter the cam ring 4 in a direction in which the discharge capacity discharged from the nozzle 7 decreases.
  • the first pressure receiving part 45 is provided on the first fluid pressure chamber 31 side (left side in FIG. 2) with respect to the support pin 13 on the inner periphery of the cam ring 4 facing the pump chamber 7.
  • the cam ring 4 is subjected to a force that swings in the direction (left side in FIG. 2) in which the discharge capacity discharged from the pump chamber 7 increases due to the pressure in the pump chamber 7 acting on the first pressure receiving portion 45.
  • the second pressure receiving portion 46 is provided on the second fluid pressure chamber 32 side (right side in FIG. 2) with respect to the support pin 13 on the inner periphery of the cam ring 4 facing the pump chamber 7.
  • the second pressure receiving portion 46 is formed continuously with the first pressure receiving portion 45 at a position corresponding to the support pin 13 on the inner peripheral cam surface 4a. A force that swings in the direction in which the discharge capacity discharged from the pump chamber 7 decreases (on the right side in FIG. 2) acts on the cam ring 4 due to the pressure in the pump chamber 7 that acts on the second pressure receiving portion 46.
  • the pressure in the pump chamber 7 in the discharge region 42 is substantially constant. Therefore, when there is a difference in pressure receiving area between the first pressure receiving part 45 and the second pressure receiving part 46, the cam ring 4 has a force acting on the larger pressure receiving area and a force acting on the smaller pressure receiving area. It becomes large compared. Therefore, the cam ring 4 swings around the support pin 13 toward the larger one of the first pressure receiving portion 45 and the second pressure receiving portion 46.
  • the pressure receiving areas of the first pressure receiving part 45 and the second pressure receiving part 46 vary depending on the rotational position of the rotor 2 (position of the pump chamber 7), the minimum value of the pressure receiving area of the first pressure receiving part 45 is set to the second pressure receiving part 46.
  • the load acting on the cam ring 4 due to the pressure in the pump chamber 7 is always biased toward the first fluid pressure chamber 31 with respect to the swing fulcrum C.
  • FIG. 4 shows the rotational position of the rotor 2 where the pressure receiving area of the first pressure receiving portion 45 is minimized.
  • the pump chamber 7 located between the end 15 c of the suction port 15 and the start end 16 b of the discharge port 16 is in the transition region 43 of the cam ring 4, and the discharge pressure of the discharge port 16 is placed in the pump chamber 7. Is not guided. Therefore, in this state, the angle range of the first pressure receiving portion 45 where the pump chamber 7 communicating with the discharge port 16 is located is the minimum angle range ⁇ 1 min of the first pressure receiving portion 45.
  • the minimum angle range ⁇ 1min of the first pressure receiving portion 45 is an angle between the discharge port start end line Pb connecting the rotation center O of the rotor 2 and the start end 16b of the discharge port 16 and the swing center line Y. This coincides with the discharge port start line inclination angle ⁇ b.
  • FIG. 5 shows the rotational position of the rotor 2 where the pressure receiving area of the second pressure receiving portion 46 is maximized.
  • the pump chamber 7 located between the end 16 c of the discharge port 16 and the start end 15 b of the suction port 15 is in the transition region 44 of the cam ring 4, and the discharge pressure of the discharge port 16 is placed in the pump chamber 7. Is trapped. Therefore, the angle range of the second pressure receiving portion 46 in this state is the maximum angle range ⁇ 2max of the second pressure receiving portion 46.
  • the maximum angle range ⁇ 2max of the second pressure receiving portion 46 coincides with the sum of the discharge port end line inclination angle ⁇ c and the vane angle ⁇ d described above.
  • the discharge port start line inclination angle ⁇ b described above is set to the discharge port end line inclination angle ⁇ c and the vane. It may be set larger than the sum of the angles ⁇ d. That is, by setting the relationship ⁇ b> ⁇ c + ⁇ d, the minimum value of the pressure receiving area of the first pressure receiving unit 45 becomes larger than the maximum value of the pressure receiving area of the second pressure receiving unit 46, and the pump is independent of the rotational position of the rotor 2.
  • the load acting on the cam ring 4 by the pressure in the chamber 7 can always be biased toward the first fluid pressure chamber 31 with respect to the swing fulcrum C.
  • the cam ring 4 When the drive pressure guided to the first fluid pressure chamber 31 by the control valve 21 (see FIG. 1) is increased, the cam ring 4 has the pressures of the first fluid pressure chamber 31 and the second fluid pressure chamber 32 acting on the outer peripheral surface thereof.
  • the cam ring 4 has its load caused by the pressure of the pump chamber 7 acting on the first pressure receiving portion 45 and the second pressure receiving portion 46. 2 oscillates in the direction in which the discharge capacity increases (leftward in FIG. 2) against the load due to the pressure difference between the first fluid pressure chamber 31 and the second fluid pressure chamber 32 acting on the outer peripheral surface, thereby increasing the discharge capacity.
  • the discharge port 16 Since the discharge port 16 is formed so that the minimum value of the pressure receiving area of the first pressure receiving part 45 is larger than the maximum value of the pressure receiving area of the second pressure receiving part 46, the discharge port 16 presses the cam ring 4 with the pressure of the pump chamber 7.
  • the force acts on the first fluid pressure chamber 31 side regardless of the rotational position of the rotor 2. Thereby, a force for urging the cam ring 4 in the direction of the first fluid pressure chamber 31 by the pressure of the pump chamber 7 is always obtained regardless of the rotational position of the rotor 2, and the spring for urging the cam ring 4 can be eliminated.
  • the vane pump 100 is cam ringed by the pressure difference guided to the first fluid pressure chamber 31 and the second fluid pressure chamber 32 and the pressure in the pump chamber 7 acting on the first pressure receiving portion 45 and the second pressure receiving portion 46.
  • the position of 4 can be controlled, and it can be set as the structure which does not have the spring which urges
  • the discharge port 16 is formed so that the absolute value
  • the side on which the force for swinging the cam ring 4 by the pressure of the pump chamber 7 with respect to the swing fulcrum C does not change depending on the rotational position of the rotor 2, and the force for biasing the cam ring 4 to one side can be obtained stably. Accordingly, since the spring for urging the cam ring can be eliminated, it is not necessary to provide a hole for assembling the spring in the pump body, and the structure of the vane pump 100 is simplified and the manufacturing cost can be reduced.
  • the discharge port 16 is formed such that the discharge port start line inclination angle ⁇ b is larger than the sum ⁇ c + ⁇ d of the discharge port end line inclination angle ⁇ c and the vane angle ⁇ d, the pressure receiving area of the first pressure receiving portion 45 is minimized. The value becomes larger than the maximum value of the pressure receiving area of the second pressure receiving portion 46, and the force for urging the cam ring 4 toward the first fluid pressure chamber 31 by the pressure of the pump chamber 7 is stably obtained.
  • FIG. 6 is a front view of the side plate 106 in the variable displacement vane pump. Since this configuration is basically the same as that of the first embodiment, only differences from the first embodiment will be described below. In addition, the same code
  • the suction port 115 and the discharge port 116 are each formed in an arc shape corresponding to the shape of the inner peripheral cam surface 4a.
  • the suction port 115 and the discharge port 116 are formed in an arc shape along the inner peripheral cam surface 4a when the center of the cam ring 4 and the center O of the rotor 2 coincide, that is, when the eccentric amount of the cam ring 4 is zero. .
  • the suction port 115 has a start end 115b and a termination end 115c at both ends thereof. As the rotor 2 rotates, the pump chamber 7 faces the start end 115b to start communication between the pump chamber 7 and the suction port 115, and the pump chamber 7 passes the position facing the end 115c. The communication state of the suction port 115 ends.
  • the discharge port 116 has a start end 116b and an end end 116c at both ends thereof. As the rotor 2 rotates, the pump chamber 7 faces the start end 116b to start communication between the pump chamber 7 and the discharge port 116, and the pump chamber 7 passes the position facing the end 116c. The communication state of the discharge port 116 ends.
  • a notch 116 d is formed at one end of the discharge port 116, and the tip of the notch 116 d becomes the start end 116 b of the discharge port 116.
  • the discharge port 116 is not limited to the configuration described above, and may have a configuration without the notch 116d.
  • each part of a vane pump is called as follows.
  • a virtual line (straight line) connecting the rotation center O of the rotor 2 and the start end 116b of the discharge port 116 is defined as a discharge port start end line Pb.
  • the angle at which the discharge port start line Pb is inclined with respect to the swing center line Y is defined as the discharge port start line inclination angle ⁇ b.
  • a virtual line (straight line) connecting the rotation center O of the rotor 2 and the end 116c of the discharge port 116 is defined as a discharge port end line Pc.
  • the angle at which the discharge port end line Pc is inclined with respect to the oscillation center line Y is defined as the discharge port end line inclination angle ⁇ c.
  • the discharge port start line inclination angle ⁇ b is formed to be smaller than the discharge port end line inclination angle ⁇ c, and the difference ⁇ c ⁇ b between the two is larger than the vane angle ⁇ d, and ⁇ c ⁇ b> ⁇ d. Is done. That is, the discharge port 116 is formed so that the discharge port end line inclination angle ⁇ c is larger than the sum of the discharge port start line inclination angle ⁇ b and the vane angle ⁇ d. Thereby, the load acting on the cam ring 4 due to the pressure of the pump chamber 7 is always biased toward the second fluid pressure chamber 32 side (right side in FIG. 6) with respect to the swing fulcrum C.
  • an imaginary line perpendicular to the swing center line Y of the cam ring 4 and intersecting the rotation center O of the rotor 2 is an equilibrium line X and an angle ⁇ a at which the discharge port termination line Pc is inclined with respect to the equilibrium line X
  • the angle ⁇ f at which the discharge port start line Pb is inclined with respect to X is formed to be larger than the sum of the vane angle ⁇ d and the angle ⁇ a.
  • FIG. 7 shows the rotational position of the rotor 2 where the pressure receiving area of the second pressure receiving portion 46 is minimized.
  • the pump chamber 7 located between the terminal end 116 c of the discharge port 116 and the start end 115 b of the suction port 115 passes the transition region 44 of the cam ring 4 and is discharged in the pump chamber 7.
  • the pressure is guided to the suction port 115. Therefore, the angle range of the second pressure receiving portion 46 in this state is the minimum angle range ⁇ 2min of the second pressure receiving portion 46.
  • the minimum angle range ⁇ 2min of the second pressure receiving portion 46 coincides with the discharge port end line inclination angle ⁇ c described above.
  • FIG. 8 shows the rotational position of the rotor 2 where the pressure receiving area of the first pressure receiving portion 45 is maximized.
  • the pump chamber 7 located between the terminal end 115 c of the suction port 115 and the start end 116 b of the discharge port 116 passes the transition region 43 of the cam ring 4, and the discharge of the discharge port 116 into the pump chamber 7. Pressure is led. Therefore, in this state, the angle range of the first pressure receiving portion 45 where the pump chamber 7 communicating with the discharge port 116 is located becomes the maximum angle range ⁇ 1max of the first pressure receiving portion 45.
  • the maximum angle range ⁇ 1max of the first pressure receiving portion 45 coincides with the sum of the discharge port start line inclination angle ⁇ b and the vane angle ⁇ d described above.
  • the discharge port end line inclination angle ⁇ c described above is set to the discharge port start line inclination angle ⁇ b and the vane. What is necessary is just to set larger than the sum of angle (theta) d. That is, by setting the relationship of ⁇ c> ⁇ b + ⁇ d, the minimum value of the pressure receiving area of the second pressure receiving unit 46 becomes larger than the maximum value of the pressure receiving area of the first pressure receiving unit 45, and the pump is independent of the rotational position of the rotor 2.
  • the load acting on the cam ring 4 by the pressure in the chamber 7 can always be biased toward the second fluid pressure chamber 32 with respect to the swing fulcrum C.
  • the drive pressure may be guided from the pump chamber 7 to the second fluid pressure chamber 32.
  • the discharge port 116 is formed such that the discharge port end line inclination angle ⁇ c is larger than the sum ⁇ b + ⁇ d of the discharge port start line inclination angle ⁇ b and the vane angle ⁇ d, the pressure receiving area of the second pressure receiving portion 46 is minimized. The value becomes larger than the maximum value of the pressure receiving area of the first pressure receiving portion 45, and the force for urging the cam ring 4 toward the second fluid pressure chamber 32 by the pressure of the pump chamber 7 is stably obtained. Accordingly, since the spring for urging the cam ring 4 toward the second fluid pressure chamber 32 can be eliminated, it is not necessary to provide a hole for assembling the spring in the pump body, and the structure of the vane pump is simplified and the manufacturing cost can be reduced.

Abstract

　カムリングが揺動する可変容量型ベーンポンプであって、吐出ポートは吐出ポート始端線傾斜角度と吐出ポート終端線傾斜角度との差の絶対値がベーン角度より大きくなるように形成される。

Description

可変容量型ベーンポンプ
　本発明は、流体圧機器における流体圧供給源として用いられる可変容量型ベーンポンプに関するものである。
　従来の可変容量型ベーンポンプとして、カムリングがピンを支点にして揺動することで、ロータに対するカムリングの偏心量を変化させ、吐出容量を変化させるものがある。
　この種の可変容量型ベーンポンプでは、カムリングの内側に生じる内圧（ポンプ室の圧力）がカムリングの内周面に作用するため、カムリングの内圧によってカムリングが揺動支点を中心として一方側に揺動する方向に付勢される。
　ＪＰ２００３－７４４７９Ａには、カムリングを吐出容量が拡大する方向に復帰させるために、カムリングの内圧が復帰方向に作用するようにカムリングの揺動支点が配置されるとともに、カムリングを復帰方向に付勢するスプリングが設けられるベーンポンプが開示されている。
　ＪＰ２００３－７４４７９Ａの可変容量型ベーンポンプでは、カムリングの揺動支点に対してカムリングの内圧が作用する側がロータの回転位置（ポンプ室の位置）によって第１流体圧室側と第２流体圧室側の間で変わるため（図５、６参照）、カムリングを第２流体圧室側に付勢するスプリングを設ける必要があり、構造が複雑になるという問題点があった。
　本発明は上記の問題点に鑑みてなされたものであり、カムリングを付勢するスプリングを廃止できる可変容量型ベーンポンプを提供することを目的とする。
　本発明のある態様に係る可変容量型ベーンポンプは、流体圧供給源として用いられる可変容量型ベーンポンプであって、回転駆動されるロータと、ロータに往復動可能に設けられる複数のベーンと、ロータの回転に伴ってベーンの先端部が摺動する内周カム面を有するカムリングと、隣り合うベーンの間に画成されるポンプ室と、ポンプ室に吸い込まれる作動流体を導く吸込ポートと、ポンプ室から吐出される作動流体を導く吐出ポートと、カムリングの揺動支点を境にして設けられる第一流体圧室及び第二流体圧室と、を備える。可変容量型ベーンポンプは、カムリングの揺動支点とロータの回転中心とを結ぶ仮想線を揺動中心線とし、ロータの回転中心と吐出ポートの始端とを結ぶ仮想線を吐出ポート始端線とし、カムリングの揺動中心線に対して吐出ポート始端線が傾斜する角度を吐出ポート始端線傾斜角度とし、ロータの回転中心と吐出ポートの終端とを結ぶ仮想線を吐出ポート終端線とし、カムリングの揺動中心線に対して吐出ポート終端線が傾斜する角度を吐出ポート終端線傾斜角度とし、隣り合うベーンの中心線どうしが交差する角度をベーン角度とし、吐出ポートは、吐出ポート始端線傾斜角度と吐出ポート終端線傾斜角度との差の絶対値がベーン角度より大きくなるように形成される。
図１は本発明の第１実施の形態に係る可変容量型ベーンポンプの構成図である。 図２は本発明の第１実施の形態に係る可変容量型ベーンポンプの内側を示すロータ等の正面図である。 図３は本発明の第１実施の形態に係る可変容量型ベーンポンプにおけるサイドプレートの正面図である。 図４は本発明の第１実施の形態に係る可変容量型ベーンポンプにおける第一受圧部の分布範囲を示す正面図である。 図５は本発明の第１実施の形態に係る可変容量型ベーンポンプにおける第二受圧部の分布範囲を示す正面図である。 図６は本発明の第２実施の形態に係る可変容量型ベーンポンプにおけるサイドプレートの正面図である。 図７は本発明の第２実施の形態に係る可変容量型ベーンポンプにおける第一受圧部の分布範囲を示す正面図である。 図８は本発明の第２実施の形態に係る可変容量型ベーンポンプにおける第二受圧部の分布範囲を示す正面図である。
　以下、図面を参照して、本発明の実施の形態について説明する。
　（第１実施の形態）
　まず、図１及び図２を参照して、本発明の実施の形態に係る可変容量型ベーンポンプ１００について説明する。
　可変容量型ベーンポンプ（以下、単に「ベーンポンプ」と称する。）１００は、車両に搭載される油圧機器（流体圧機器）、例えば、パワーステアリング装置や無段変速機等の油圧（流体圧）供給源として用いられるものである。
　ベーンポンプ１００は、駆動軸１にエンジン（図示省略）の動力が伝達され、駆動軸１に連結されたロータ２が回転するものである。図１では、ロータ２は矢印で示すように反時計回りに回転する。
　ベーンポンプ１００は、ロータ２に対して径方向に往復動可能に設けられる複数のベーン３と、ロータ２を収容すると共に、ロータ２の回転に伴って内周の内周カム面４ａにベーン３の先端部が摺動しロータ２の中心に対して偏心可能なカムリング４とを備える。
　図２に示すように、ロータ２には、外周面に開口部を有するスリット２ｂが所定間隔をおいて放射状に形成される。ベーン３は、スリット２ｂに摺動自在に挿入される。スリット２ｂの基端側には、ポンプ吐出圧力が導かれるベーン背圧室２ａが画成される。ベーン３は、ベーン背圧室２ａの圧力によってスリット２ｂから突出する方向に押圧される。
　駆動軸１は、ポンプボディ（図示せず）に回転自在に支持される。ポンプボディには、カムリング４を収容するポンプ収容凹部が形成される。ポンプ収容凹部の底面には、ロータ２及びカムリング４の一側部に当接するサイドプレート６が配置される。ポンプ収容凹部の開口部は、ロータ２及びカムリング４の他側部に当接するポンプカバー（図示せず）によって封止される。ポンプカバーとサイドプレート６は、ロータ２及びカムリング４の両側面を挟んだ状態で配置される。ロータ２とカムリング４との間には、各ベーン３によって仕切られたポンプ室７が画成される。
　カムリング４は、環状の部材であり、その内側に後述する吸込ポート１５に対応して形成されロータ２の回転に伴ってポンプ室７の容量を拡張する吸込領域４１と、後述する吐出ポートに対応して形成されロータ２の回転に伴ってポンプ室７の容量を収縮する吐出領域４２と、ポンプ室７内に作動油（作動流体）を閉じ込める遷移領域４３、４４と、を有する。ポンプ室７は、吸込領域４１にて作動油を吸込み、吐出領域４２にて作動油を吐出する。
　図３に示すように、サイドプレート６には、作動油をポンプ室７内に導く吸込ポート１５と、ポンプ室７内の作動油を取り出して油圧機器に導く吐出ポート１６と、が形成される。吸込ポート１５及び吐出ポート１６の具体的な形状については、後で詳細に説明する。
　図示しないポンプカバーにも、吸込ポート及び吐出ポートが形成される。ポンプカバーの吸込ポート及び吐出ポートは、ポンプ室７を介してサイドプレート６の吸込ポート１５及び吐出ポート１６にそれぞれ連通している。
　図１に示すように、吸込領域４１のポンプ室７は吸込通路１７を介してタンク９に連通され、タンク９の作動油が吸込通路１７を通じて吸込ポート１５からポンプ室７へと供給される。
　吐出領域４２のポンプ室７は吐出通路１８に連通し、吐出ポート１６から吐出される作動油が吐出通路１８を通じてベーンポンプ１００外部の油圧機器（図示せず）へと供給される。
　吐出通路１８はサイドプレート６に形成される背圧通路５０（図３参照）に連通し、吐出ポート１６から吐出される作動油がベーン背圧室２ａに供給される。ベーン背圧室２ａの作動油圧によってベーン３がロータ２からカムリング４に向けて突出する方向に押圧される。
　ベーンポンプ１００の作動時に、ベーン３は、その基端部を押圧するベーン背圧室２ａの作動油圧力と、ロータ２の回転に伴って働く遠心力とによって、スリット２ｂから突出する方向に付勢され、その先端部がカムリング４の内周カム面４ａに摺接する。カムリング４の吸込領域４１では、内周カム面４ａに摺接するベーン３がロータ２から突出してポンプ室７が拡張し、作動油が吸込ポート１５からポンプ室７に吸い込まれる。カムリング４の吐出領域４２では、内周カム面４ａに摺接するベーン３がロータ２に押し込まれてポンプ室７が収縮し、ポンプ室７にて加圧された作動油が吐出ポート１６から吐出される。
　以下、ベーンポンプ１００の吐出容量（押しのけ容積）を変化させる構成について説明する。
　ベーンポンプ１００は、カムリング４を取り囲む環状のアダプタリング１１を備える。アダプタリング１１とカムリング４の間には、支持ピン１３が介装される。支持ピン１３にはカムリング４が支持され、カムリング４はアダプタリング１１の内部で支持ピン１３を支点に揺動し、ロータ２の中心Ｏに対して偏心する。この支持ピン１３の中心が、カムリング４の揺動支点Ｃに該当する。
　アダプタリング１１の溝１１ａには、カムリング４の揺動時にカムリング４の外周面が摺接するシール材１４が介装される。カムリング４の外周面とアダプタリング１１の内周面との間には、支持ピン１３とシール材１４とによって、第一流体圧室３１と第二流体圧室３２とが区画される。換言すると、第一流体圧室３１及び第二流体圧室３２は、カムリング４の揺動支点Ｃを境にして設けられる。
　カムリング４は、第一流体圧室３１と第二流体圧室３２とポンプ室７の圧力バランスによって、揺動支点Ｃについて揺動する。カムリング４が揺動することによって、ロータ２に対するカムリング４の偏心量が変化し、ポンプ室７の吐出容量が変化する。カムリング４が図１にて右方向に揺動すると、ロータ２に対するカムリング４の偏心量が小さくなり、ポンプ室７の吐出容量は小さくなる。これに対して、カムリング４が図１にて左方向に揺動すると、ロータ２に対するカムリング４の偏心量が大きくなり、ポンプ室７の吐出容量は大きくなる。
　第二流体圧室３２内におけるアダプタリング１１の内周面には、ロータ２に対する偏心量が小さくなる方向のカムリング４の移動を規制する規制部１２が膨出して形成される。規制部１２は、ロータ２に対するカムリング４の最小偏心量を規定するものであり、カムリング４の外周面が規制部１２に当接した状態において、ロータ２の中心Ｏとカムリング４の中心とが外れた状態を維持する。
　規制部１２は、ロータ２に対するカムリング４の偏心量がゼロとならないように、ポンプ室７の最小吐出容量を保障するものである。つまり、規制部１２は、カムリング４の外周面が当接した状態でも、ロータ２に対するカムリング４の最小偏心量が確保され、ポンプ室７が作動油を吐出可能となるように形成される。
　なお、規制部１２は、アダプタリング１１の内周面に形成する代わりに、第二流体圧室３２内におけるカムリング４の外周面に形成するようにしてもよい。また、アダプタリング１１を設けない場合には、規制部１２は、ポンプボディ（図示せず）のカムリング４を収容するポンプ収容凹部の内周面に形成するようにしてもよい。
　第二流体圧室３２には、第二流体圧通路３４が接続され、第二流体圧通路３４を通じて吸込通路１７が連通され、吸込通路１７の吸込圧力が常に導かれる。
　第一流体圧室３１には、第一流体圧通路３３が接続され、第一流体圧通路３３に制御バルブ２１が介装される。制御バルブ２１は、第一流体圧室３１に導かれるカムリング４の駆動圧力を制御する。
　吐出通路１８にはオリフィス１９が介装され、制御バルブ２１はオリフィス１９の前後差圧によって作動する。なお、オリフィス１９は、ポンプ室７から吐出された作動油の流れに抵抗を付与するものであれば、可変型、固定型のどちらでもよい。
　制御バルブ２１は、バルブ収容穴２９に摺動自在に挿入されたスプール２２と、スプール２２の一端とバルブ収容穴２９との間に画成された第一スプール室２４と、スプール２２の他端とバルブ収容穴２９との間に画成された第二スプール室２５と、環状溝２２ｃとバルブ収容穴２９との間に画成された第三スプール室２６と、第二スプール室２５内に収装され第二スプール室２５の容積を拡張する方向にスプール２２を付勢するリターンスプリング２８と、リターンスプリング２８に抗してスプール２２を駆動するソレノイド６０と、を備える。
　ソレノイド６０は、コイル６１に発生する磁界によって駆動されるプランジャ６２と、プランジャ６２とスプール２２とを連結するシャフト６３と、シャフト６３を軸方向に付勢する補助スプリング６４と、を備える。
　ソレノイド６０は、図示しないコントローラによってコイル６１の励磁電流が制御され、励磁電流に応じてスプール２２を軸方向に移動する。
　スプール２２は、バルブ収容穴２９の内周面に沿って摺動する第一ランド部２２ａ及び第二ランド部２２ｂと、第一ランド部２２ａと第二ランド部２２ｂとの間に形成された環状溝２２ｃと、第二ランド部２２ｂの一端から突出するストッパ部２２ｄと、を備える。スプール２２は、ストッパ部２２ｄがバルブ収容穴２９の底部に当接することによってその移動範囲が規制される。
　第一スプール室２４には、導圧通路３６を通じて吐出通路１８が連通され、オリフィス１９より上流側のポンプ吐出圧力が導かれる。
　第二スプール室２５には、導圧通路３７を通じて吐出通路１８が連通され、オリフィス１９より下流側のポンプ吐出圧力が導かれる。
　第三スプール室２６には、導圧通路３５を通じて吸込通路１７に連通され、吸込通路１７の吸込圧力が導かれる。
　スプール２２は、両端に画成された第一スプール室２４及び第二スプール室２５に導かれるオリフィス１９の前後差圧による荷重と、リターンスプリング２８の付勢力と、ソレノイド６０の駆動力と、がバランスした位置に移動して停止する。スプール２２の位置によって、第一流体圧通路３３が第一ランド部２２ａによって第一スプール室２４（導圧通路３６）、第三スプール室２６（導圧通路３５）に対して開閉され、第一流体圧室３１の作動油が給排される。
　ロータ２の低速回転時では、オリフィス１９の前後差圧が予め設定された所定値より低いため、第二スプール室２５の圧力による荷重とリターンスプリング２８の付勢力との合計荷重が第一スプール室２４の圧力による荷重とソレノイド６０の駆動力との合計荷重よりも大きくなり、リターンスプリング２８が伸長して、スプール２２は図１において左側に移動した状態となる。この状態では、図１に示すように、第一流体圧通路３３は第三スプール室２６に連通し、第一流体圧室３１には第一流体圧通路３３、第三スプール室２６及び導圧通路３５を通じて吸込通路１７の吸込圧力が導かれる。一方、第二流体圧室３２には、第二流体圧通路３４を通じて吸込通路１７の吸込圧力が導かれている。このため、第一流体圧室３１と第二流体圧室３２の圧力は、互いに等しくなる。
　このように第一流体圧室３１と第二流体圧室３２の圧力が互いに等しくなる作動状態では、図１及び図２に示すように、後述するようにカムリング４に働く内圧による荷重によってカムリング４が図１、２にて左側に移動し、カムリング４がロータ２に対して偏心して吐出容量が最大になる。
　ロータ２の回転速度が高まり、オリフィス１９の前後差圧が予め設定された所定値を越えて上昇すると、第一スプール室２４の圧力による荷重とソレノイド６０の駆動力との合計荷重が第二スプール室２５の圧力による荷重とリターンスプリング２８の付勢力との合計荷重より大きくなってリターンスプリング２８が収縮し、スプール２２は図１において右側に移動する。この状態では、第一流体圧通路３３は第一スプール室２４に連通し、第一流体圧室３１には吐出通路１８及び導圧通路３６、第一スプール室２４及び第一流体圧通路３３を通じてオリフィス１９より上流側のポンプ吐出圧力がカムリング４を駆動する駆動圧力として導かれる。一方、第二流体圧室３２には、第二流体圧通路３４を通じて吸込圧力が導かれている。このため、第一流体圧室３１と第二流体圧室３２の間には、オリフィス１９より上流側のポンプ吐出圧力に応じた圧力差が生じる。
　このように第一流体圧室３１と第二流体圧室３２の圧力差が生じた作動状態では、第一流体圧室３１と第二流体圧室３２の圧力差による荷重と後述するようにカムリング４に働く内圧による荷重とが釣り合う位置にカムリング４が移動する。これにより、ポンプ吐出圧力が高まるのに応じて、カムリング４が偏心し、吐出容量が次第に小さくなる。
　以上のように、制御バルブ２１は、オリフィス１９の前後差圧に応じて第一流体圧室３１の圧力を調節して、カムリング４の偏心位置を変える。そして、図示しないコントローラがソレノイド６０の励磁電流を制御することにより、カムリング４の偏心位置を変えられ、吐出容量が制御される。
　カムリング４の内周カム面４ａは、ポンプ室７の圧力（カムリング４の内圧）を受けてカムリング４を吐出容量が増加する方向に揺動させる付勢力をカムリング４に与える付勢手段を構成する。ポンプ室７の圧力によってカムリング４の内周カム面４ａに働く荷重が、ロータ２の回転位置によらず常に揺動支点Ｃに対して第一流体圧室３１側に偏るように、吐出ポート１６及び吸込ポート１５がカムリング４を揺動支点Ｃに対して配置される。これにより、ベーンポンプ１００は、従来装置のように、カムリング４を付勢するスプリングを持たない構成とする。
　以下、図３～５を参照して、本発明の実施の形態に係る吐出ポート１６及び吸込ポート１５について説明する。
　まず、吐出ポート１６及び吸込ポート１５の形状について説明する。
　図３に示すように、吸込ポート１５及び吐出ポート１６は、それぞれ内周カム面４ａの形状に対応する円弧状に形成される。吸込ポート１５及び吐出ポート１６は、カムリング４の中心とロータ２の中心Ｏが一致する状態、即ちカムリング４の偏心量が零の状態において、内周カム面４ａに沿った円弧状に形成される。
　吸込ポート１５は、その両端に始端１５ｂと終端１５ｃを有する。ロータ２の回転に伴って、ポンプ室７が始端１５ｂに対峙することによってポンプ室７と吸込ポート１５の連通状態が始まり、ポンプ室７が終端１５ｃに対峙する位置を過ぎることによってポンプ室７と吸込ポート１５の連通状態が終了する。
　吐出ポート１６は、その両端に始端１６ｂと終端１６ｃを有する。ロータ２の回転に伴って、ポンプ室７が始端１６ｂに対峙することによってポンプ室７と吐出ポート１６の連通状態が始まり、ポンプ室７が終端１６ｃに対峙する位置を過ぎることによってポンプ室７と吐出ポート１６の連通状態が終了する。
　吐出ポート１６の一端にはノッチ１６ｄが形成され、このノッチ１６ｄの先端が吐出ポート１６の始端１６ｂになる。ノッチ１６ｄは、その断面積が次第に縮小する溝である。なお、吐出ポート１６は、上述した構成に限らず、ノッチ１６ｄを有さない構成としてもよい。
　ここで、ベーンポンプ１００の各部を以下のように称する。
・カムリング４の揺動支点Ｃとロータ２の回転中心Ｏとを結ぶ仮想線（直線）を揺動中心線Ｙとする。
・ロータ２の回転中心Ｏと吐出ポート１６の始端１６ｂとを結ぶ仮想線（直線）を吐出ポート始端線Ｐｂとする。
・揺動中心線Ｙに対して吐出ポート始端線Ｐｂが傾斜する角度を吐出ポート始端線傾斜角度θｂとする。
・ロータ２の回転中心Ｏと吐出ポート１６の終端１６ｃとを結ぶ仮想線（直線）を吐出ポート終端線Ｐｃとする。
・揺動中心線Ｙに対して吐出ポート終端線Ｐｃが傾斜する角度を吐出ポート終端線傾斜角度θｃとする。
・隣り合うベーン３の中心線どうしが交差する角度をベーン角度θｄとする。
　そして、吐出ポート終端線傾斜角度θｃが吐出ポート始端線傾斜角度θｂに比べて小さく形成され、かつ両者の差θｂ－θｃがベーン角度θｄより大きい、θｂ－θｃ＞θｄの関係になるように形成される。即ち、吐出ポート１６は、吐出ポート始端線傾斜角度θｂが吐出ポート終端線傾斜角度θｃとベーン角度θｄの和より大きくなるように形成される。これにより、ポンプ室７の圧力によってカムリング４に働く荷重が常に揺動支点Ｃに対して第一流体圧室３１側（図２では左側）に偏る。
　カムリング４の揺動中心線Ｙと直交しかつロータ２の回転中心Ｏと交差する仮想線（直線）を平衡線Ｘとし、平衡線Ｘに対して吐出ポート始端線Ｐｂが傾斜する角度θａとすると、平衡線Ｘに対して吐出ポート終端線Ｐｃが傾斜する角度θｅがベーン角度θｄと角度θａの和より大きくなるように形成される。
　図２に示すように、吐出領域４２における内周カム面４ａは、ポンプ室７から吐出される吐出容量が大きくなる方向にカムリング４を偏心させる圧力が作用する第一受圧部４５と、ポンプ室７から吐出される吐出容量が小さくなる方向にカムリング４を偏心させる圧力が作用する第二受圧部４６とを有する。
　第一受圧部４５は、ポンプ室７に臨んでカムリング４の内周において、支持ピン１３に対して第一流体圧室３１側（図２では左側）に設けられる。カムリング４には、第一受圧部４５に作用するポンプ室７内の圧力によって、ポンプ室７から吐出される吐出容量が大きくなる方向（図２では左側）に揺動する力が作用する。
　第二受圧部４６は、ポンプ室７に臨んでカムリング４の内周において、支持ピン１３に対して第二流体圧室３２側（図２では右側）に設けられる。第二受圧部４６は、内周カム面４ａにおける支持ピン１３に対応する位置を境として、第一受圧部４５と連続して形成される。カムリング４には、第二受圧部４６に作用するポンプ室７内の圧力によって、ポンプ室７から吐出される吐出容量が小さくなる方向（図２では右側）に揺動する力が作用する。
　よって、カムリング４には、第一受圧部４５に作用する圧力と第一受圧部４５の受圧面積との積によって一方に揺動する力が作用し、第二受圧部４６に作用する圧力と第二受圧部４６の受圧面積の積によって他方に揺動する力が作用することとなる。
　ここで、吐出領域４２におけるポンプ室７は吐出ポート１６を介して連通するため、吐出領域４２におけるポンプ室７内の圧力は略一定である。よって、カムリング４は、第一受圧部４５と第二受圧部４６との受圧面積の差がある場合には、受圧面積の大きな方に作用する力が、受圧面積の小さな方に作用する力と比較して大きくなる。したがって、カムリング４は、第一受圧部４５と第二受圧部４６とのうち受圧面積が大きい方に支持ピン１３を中心として揺動することとなる。
　第一受圧部４５と第二受圧部４６の受圧面積はロータ２の回転位置（ポンプ室７の位置）に応じて変わるが、第一受圧部４５の受圧面積の最小値を第二受圧部４６の受圧面積の最大値より大きくして、ポンプ室７の圧力によってカムリング４に働く荷重が常に揺動支点Ｃに対して第一流体圧室３１側に偏るようにする。
　図４には、第一受圧部４５の受圧面積が最小になるロータ２の回転位置が示されている。このロータ２の回転位置では、吸込ポート１５の終端１５ｃと吐出ポート１６の始端１６ｂの間に位置するポンプ室７がカムリング４の遷移領域４３にあり、このポンプ室７に吐出ポート１６の吐出圧が導かれない。したがって、この状態で吐出ポート１６に連通するポンプ室７が位置する第一受圧部４５の角度範囲が、第一受圧部４５の最小角度範囲θ１ｍｉｎとなる。この第一受圧部４５の最小角度範囲θ１ｍｉｎは、ロータ２の回転中心Ｏと吐出ポート１６の始端１６ｂとを結ぶ吐出ポート始端線Ｐｂと、揺動中心線Ｙとの間の角度であり、前述した吐出ポート始端線傾斜角度θｂと一致する。
　図５には、第二受圧部４６の受圧面積が最大になるロータ２の回転位置が示されている。このロータ２の回転位置では、吐出ポート１６の終端１６ｃと吸込ポート１５の始端１５ｂの間に位置するポンプ室７がカムリング４の遷移領域４４にあり、このポンプ室７に吐出ポート１６の吐出圧が閉じ込められている。したがって、この状態における第二受圧部４６の角度範囲が、第二受圧部４６の最大角度範囲θ２ｍａｘとなる。この第二受圧部４６の最大角度範囲θ２ｍａｘは、前述した吐出ポート終端線傾斜角度θｃとベーン角度θｄの和と一致する。
　したがって、第一受圧部４５の最小角度範囲θ１ｍｉｎを第二受圧部４６の最大角度範囲θ２ｍａｘより大きく設定するためには、前述した吐出ポート始端線傾斜角度θｂを吐出ポート終端線傾斜角度θｃとベーン角度θｄの和より大きく設定すればよい。即ち、θｂ＞θｃ＋θｄの関係に設定することにより、第一受圧部４５の受圧面積の最小値が第二受圧部４６の受圧面積の最大値より大きくなり、ロータ２の回転位置によらず、ポンプ室７の圧力によってカムリング４に働く荷重が常に揺動支点Ｃに対して第一流体圧室３１側に偏るようにすることができる。
　以下、主に図２を参照して、上記のように形成される吐出ポート１６の作用について説明する。
　ベーンポンプ１００の起動時において、規制部１２によってロータ２に対するカムリング４の偏心量がゼロとならないようにカムリング４の移動が規制されているため、ロータ２が回転するのに伴ってベーン３が往復動し、高まるポンプ室７の圧力によってカムリング４を第一流体圧室３１側（図２では左側）に向けて押圧する力が生じる。
　制御バルブ２１（図１参照）によって第一流体圧室３１に導かれる駆動圧力が高められると、カムリング４は、その外周面に作用する第一流体圧室３１及び第二流体圧室３２の圧力差による荷重によって、第一受圧部４５及び第二受圧部４６に作用するポンプ室７の圧力による荷重に抗して、吐出容量が小さくなる方向（図２の右方向）に揺動し、吐出容量を小さくする。
　逆に、制御バルブ２１によって第一流体圧室３１に導かれる駆動圧力が低下すると、カムリング４は、第一受圧部４５及び第二受圧部４６に作用するポンプ室７の圧力による荷重によって、その外周面に作用する第一流体圧室３１及び第二流体圧室３２の圧力差による荷重に抗して、吐出容量が大きくなる方向（図２の左方向）に揺動し、吐出容量を大きくする。
　吐出ポート１６は、第一受圧部４５の受圧面積の最小値が第二受圧部４６の受圧面積の最大値より大きくなるように形成されているため、ポンプ室７の圧力によってカムリング４を押圧する力がロータ２の回転位置によらず第一流体圧室３１側に作用する。これにより、ポンプ室７の圧力によってカムリング４を第一流体圧室３１の方向に付勢する力がロータ２の回転位置によらず常に得られ、カムリング４を付勢するスプリングを廃止できる。
　以上より、ベーンポンプ１００は、第一流体圧室３１及び第二流体圧室３２に導かれる圧力差と、第一受圧部４５及び第二受圧部４６に作用するポンプ室７内の圧力とによってカムリング４の位置が制御され、カムリング４を付勢するスプリングを持たない構成とすることができる。
　以上の実施形態によれば、以下に示す作用効果を奏する。
　〔１〕吐出ポート１６は吐出ポート始端線傾斜角度θｂと吐出ポート終端線傾斜角度θｃとの差の絶対値｜θｂ－θｃ｜がベーン角度θｄより大きくなるように形成されるため、カムリング４の揺動支点Ｃに対してポンプ室７の圧力によってカムリング４を揺動させる力が作用する側がロータ２の回転位置によって変わらず、カムリング４を一方に付勢する力が安定して得られる。これにより、カムリングを付勢するスプリングを廃止できるため、ポンプボディにスプリングを組み付ける穴等を設ける必要がなく、ベーンポンプ１００の構造が簡便となり製造コストを抑えられる。
　〔２〕吐出ポート１６は、吐出ポート始端線傾斜角度θｂが吐出ポート終端線傾斜角度θｃとベーン角度θｄの和θｃ＋θｄより大きくなるように形成されるため、第一受圧部４５の受圧面積の最小値が第二受圧部４６の受圧面積の最大値より大きくなり、ポンプ室７の圧力によってカムリング４を第一流体圧室３１の方向に付勢する力が安定して得られる。
　〔３〕第二流体圧室３２にポンプ室７に吸い込まれる作動流体の吸込圧力が常に導かれ、吐出容量が減少する方向にカムリング４を揺動させる駆動圧力がポンプ室７から第一流体圧室３１に導かれるため、第二流体圧室３２に吸込圧力が導かれることにより、第二流体圧室３２にポンプ吐出圧力が導かれる構成に比べて、作動流体の内部洩れ量が減り、ポンプ効率を高められる。
　〔４〕ロータ２に対するカムリング４の偏心量がゼロとならないようにカムリング４の移動を規制する規制部１２を備えたため、ポンプ室７の圧力によってカムリング４を第一、第二流体圧室３１、３２の一方に付勢する力が得られ、カムリング４を付勢するスプリングを廃止できる。
　（第２実施形態）
　次に図６～８に示す本発明の第２実施形態を説明する。図６は可変容量型ベーンポンプにおけるサイドプレート１０６の正面図である。この構成は第１実施形態と基本的に同じであるため、以下では、第１実施形態と相違する点のみについて説明する。なお、第１実施形態と同一の構成には同一の符号を付す。
　図６に示すように、吸込ポート１１５及び吐出ポート１１６は、それぞれ内周カム面４ａの形状に対応する円弧状に形成される。吸込ポート１１５及び吐出ポート１１６は、カムリング４の中心とロータ２の中心Ｏが一致する状態、即ちカムリング４の偏心量が零の状態において、内周カム面４ａに沿った円弧状に形成される。
　吸込ポート１１５は、その両端に始端１１５ｂと終端１１５ｃを有する。ロータ２の回転に伴って、ポンプ室７が始端１１５ｂに対峙することによってポンプ室７と吸込ポート１１５の連通状態が始まり、ポンプ室７が終端１１５ｃに対峙する位置を過ぎることによってポンプ室７と吸込ポート１１５の連通状態が終了する。
　吐出ポート１１６は、その両端に始端１１６ｂと終端１１６ｃを有する。ロータ２の回転に伴って、ポンプ室７が始端１１６ｂに対峙することによってポンプ室７と吐出ポート１１６の連通状態が始まり、ポンプ室７が終端１１６ｃに対峙する位置を過ぎることによってポンプ室７と吐出ポート１１６の連通状態が終了する。
　吐出ポート１１６の一端にはノッチ１１６ｄが形成され、このノッチ１１６ｄの先端が吐出ポート１１６の始端１１６ｂになる。なお、吐出ポート１１６は、上述した構成に限らず、ノッチ１１６ｄを有さない構成としてもよい。
　ここで、ベーンポンプの各部を以下のように称する。
・ロータ２の回転中心Ｏと吐出ポート１１６の始端１１６ｂとを結ぶ仮想線（直線）を吐出ポート始端線Ｐｂとする。
・揺動中心線Ｙに対して吐出ポート始端線Ｐｂが傾斜する角度を吐出ポート始端線傾斜角度θｂとする。
・ロータ２の回転中心Ｏと吐出ポート１１６の終端１１６ｃとを結ぶ仮想線（直線）を吐出ポート終端線Ｐｃとする。
・揺動中心線Ｙに対して吐出ポート終端線Ｐｃが傾斜する角度を吐出ポート終端線傾斜角度θｃとする。
　そして、吐出ポート始端線傾斜角度θｂが吐出ポート終端線傾斜角度θｃに比べて小さく形成され、かつ両者の差θｃ－θｂがベーン角度θｄより大きい、θｃ－θｂ＞θｄの関係になるように形成される。即ち、吐出ポート１１６は、吐出ポート終端線傾斜角度θｃが吐出ポート始端線傾斜角度θｂとベーン角度θｄの和より大きくなるように形成される。これにより、ポンプ室７の圧力によってカムリング４に働く荷重が常に揺動支点Ｃに対して第二流体圧室３２側（図６では右側）に偏る。
　カムリング４の揺動中心線Ｙと直交しかつロータ２の回転中心Ｏと交差する仮想線を平衡線Ｘとし、平衡線Ｘに対して吐出ポート終端線Ｐｃが傾斜する角度θａとすると、平衡線Ｘに対して吐出ポート始端線Ｐｂが傾斜する角度θｆがベーン角度θｄと角度θａの和より大きくなるように形成される。
　図７には、第二受圧部４６の受圧面積が最小になるロータ２の回転位置が示されている。このロータ２の回転位置では、吐出ポート１１６の終端１１６ｃと吸込ポート１１５の始端１１５ｂの間に位置するポンプ室７がカムリング４の遷移領域４４を過ぎて、このポンプ室７に閉じ込められていた吐出圧が吸込ポート１１５に導かれる。したがって、この状態における第二受圧部４６の角度範囲が、第二受圧部４６の最小角度範囲θ２ｍｉｎとなる。この第二受圧部４６の最小角度範囲θ２ｍｉｎは、前述した吐出ポート終端線傾斜角度θｃと一致する。
　図８には、第一受圧部４５の受圧面積が最大になるロータ２の回転位置が示されている。このロータ２の回転位置では、吸込ポート１１５の終端１１５ｃと吐出ポート１１６の始端１１６ｂの間に位置するポンプ室７がカムリング４の遷移領域４３を過ぎて、このポンプ室７に吐出ポート１１６の吐出圧が導かれる。したがって、この状態で吐出ポート１１６に連通するポンプ室７が位置する第一受圧部４５の角度範囲が、第一受圧部４５の最大角度範囲θ１ｍａｘとなる。この第一受圧部４５の最大角度範囲θ１ｍａｘは、前述した吐出ポート始端線傾斜角度θｂとベーン角度θｄの和と一致する。
　したがって、第二受圧部４６の最小角度範囲θ２ｍｉｎを第一受圧部４５の最大角度範囲θ１ｍａｘより大きく設定するためには、前述した吐出ポート終端線傾斜角度θｃを吐出ポート始端線傾斜角度θｂとベーン角度θｄの和より大きく設定すればよい。即ち、θｃ＞θｂ＋θｄの関係に設定することにより、第二受圧部４６の受圧面積の最小値が第一受圧部４５の受圧面積の最大値より大きくなり、ロータ２の回転位置によらず、ポンプ室７の圧力によってカムリング４に働く荷重が常に揺動支点Ｃに対して第二流体圧室３２側に偏るようにすることができる。
　なお、カムリング４を吐出容量が増加する方向に揺動させるためには、ポンプ室７から第二流体圧室３２に駆動圧力が導かれる構成とすればよい。
　以上の第２実施形態によれば、第１実施形態と同様に前記〔１〕～〔３〕の作用効果を奏するとともに、以下に示す作用効果を奏する。
　〔５〕吐出ポート１１６は、吐出ポート終端線傾斜角度θｃが吐出ポート始端線傾斜角度θｂとベーン角度θｄの和θｂ＋θｄより大きくなるように形成されるため、第二受圧部４６の受圧面積の最小値が第一受圧部４５の受圧面積の最大値より大きくなり、ポンプ室７の圧力によってカムリング４を第二流体圧室３２の方向に付勢する力が安定して得られる。これにより、カムリング４を第二流体圧室３２の方向に付勢するスプリングを廃止できるため、ポンプボディにスプリングを組み付ける穴等を設ける必要がなく、ベーンポンプの構造が簡便となり製造コストを抑えられる。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　本願は２０１２年３月２１日に日本国特許庁に出願された特願２０１２－６４１３２に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (5)

  1. 　流体圧供給源として用いられる可変容量型ベーンポンプであって、
    　回転駆動されるロータと、
    　前記ロータに往復動可能に設けられる複数のベーンと、
    　前記ロータの回転に伴って前記ベーンの先端部が摺動する内周カム面を有するカムリングと、
    　隣り合うベーンの間に画成されるポンプ室と、
    　前記ポンプ室に吸い込まれる作動流体を導く吸込ポートと、
    　前記ポンプ室から吐出される作動流体を導く吐出ポートと、
    　前記カムリングの揺動支点を境にして設けられる第一流体圧室及び第二流体圧室と、を備え、
    　前記カムリングの揺動支点と前記ロータの回転中心とを結ぶ仮想線を揺動中心線とし、
    　前記ロータの回転中心と前記吐出ポートの始端とを結ぶ仮想線を吐出ポート始端線とし、
    　前記カムリングの揺動中心線に対して前記吐出ポート始端線が傾斜する角度を吐出ポート始端線傾斜角度とし、
    　前記ロータの回転中心と前記吐出ポートの終端とを結ぶ仮想線を吐出ポート終端線とし、
    　前記カムリングの揺動中心線に対して前記吐出ポート終端線が傾斜する角度を吐出ポート終端線傾斜角度とし、
    　隣り合う前記ベーンの中心線どうしが交差する角度をベーン角度とし、
    　前記吐出ポートは、前記吐出ポート始端線傾斜角度と前記吐出ポート終端線傾斜角度との差の絶対値が前記ベーン角度より大きくなるように形成される可変容量型ベーンポンプ。
  2. 　請求項１に記載の可変容量型ベーンポンプであって、
    　前記吐出ポートは、前記吐出ポート始端線傾斜角度が前記吐出ポート終端線傾斜角度と前記ベーン角度の和より大きくなるように形成される可変容量型ベーンポンプ。
  3. 　請求項２に記載の可変容量型ベーンポンプであって、
    　前記第二流体圧室に前記ポンプ室に吸い込まれる作動流体の吸込圧力が常に導かれ、
    　吐出容量が減少する方向に前記カムリングを揺動させる駆動圧力が前記ポンプ室から前記第一流体圧室に導かれる可変容量型ベーンポンプ。
  4. 　請求項１に記載の可変容量型ベーンポンプであって、
    　前記吐出ポートは、前記吐出ポート終端線傾斜角度が前記吐出ポート始端線傾斜角度と前記ベーン角度の和より大きくなるように形成される可変容量型ベーンポンプ。
  5. 　請求項１に記載の可変容量型ベーンポンプであって、
    　前記ロータに対する前記カムリングの偏心量がゼロとならないように前記カムリングの移動を規制する規制部を備える可変容量型ベーンポンプ。
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5926993B2 (ja) * 2012-03-21 2016-05-25 Ｋｙｂ株式会社 可変容量型ベーンポンプ
JP6111093B2 (ja) * 2013-03-06 2017-04-05 Ｋｙｂ株式会社 ベーンポンプ
EP3056737B1 (en) * 2015-02-11 2017-11-15 Danfoss A/S Vane pump
CN107940219B (zh) * 2017-11-21 2019-07-30 吉林大学 可变排量齿轮式机油泵

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS55160182A (en) * 1979-05-29 1980-12-12 Hitachi Constr Mach Co Ltd Variable-capacity radial hydraulic machinery
JPS5844496U (ja) * 1981-09-07 1983-03-25 豊興工業株式会社 可変容量型ベ−ンポンプ
JP2012007513A (ja) * 2010-06-23 2012-01-12 Kyb Co Ltd 可変容量型ベーンポンプ
JP2012012977A (ja) * 2010-06-30 2012-01-19 Kyb Co Ltd 可変容量型ベーンポンプ

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2932236B2 (ja) * 1994-02-28 1999-08-09 自動車機器株式会社 可変容量形ポンプ
JPH09273487A (ja) * 1996-04-08 1997-10-21 Jidosha Kiki Co Ltd 可変容量形ポンプ
JP3743929B2 (ja) * 2000-07-31 2006-02-08 株式会社ショーワ 可変容量型ポンプ
US6634865B2 (en) * 2000-09-28 2003-10-21 Goodrich Pump And Engine Control Systems, Inc. Vane pump with undervane feed
JP3861638B2 (ja) 2001-08-31 2006-12-20 ユニシア ジェーケーシー ステアリングシステム株式会社 可変容量形ポンプ
JP2008025423A (ja) * 2006-07-20 2008-02-07 Hitachi Ltd 可変容量形ポンプ
WO2009037764A1 (ja) * 2007-09-20 2009-03-26 Hitachi, Ltd. 可変容量型ベーンポンプ
JP5172289B2 (ja) * 2007-11-21 2013-03-27 日立オートモティブシステムズ株式会社 可変容量形ポンプ
JP5116546B2 (ja) * 2008-04-23 2013-01-09 カヤバ工業株式会社 可変容量型ベーンポンプ
JP5216470B2 (ja) * 2008-08-08 2013-06-19 カヤバ工業株式会社 可変容量型ベーンポンプ
JP5926993B2 (ja) * 2012-03-21 2016-05-25 Ｋｙｂ株式会社 可変容量型ベーンポンプ
JP6200164B2 (ja) * 2013-02-22 2017-09-20 Ｋｙｂ株式会社 可変容量型ベーンポンプ
WO2014141349A1 (ja) 2013-03-15 2014-09-18 富士フイルム株式会社 広角レンズおよび撮像装置

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS55160182A (en) * 1979-05-29 1980-12-12 Hitachi Constr Mach Co Ltd Variable-capacity radial hydraulic machinery
JPS5844496U (ja) * 1981-09-07 1983-03-25 豊興工業株式会社 可変容量型ベ−ンポンプ
JP2012007513A (ja) * 2010-06-23 2012-01-12 Kyb Co Ltd 可変容量型ベーンポンプ
JP2012012977A (ja) * 2010-06-30 2012-01-19 Kyb Co Ltd 可変容量型ベーンポンプ

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